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R290電動汽車熱泵空調(diào)性能實驗研究

2021-10-10 10:21:09·  來源：汽車熱管理之家  
　
摘要：本文搭建了帶水環(huán)路的R290電動汽車熱泵空調(diào)實驗臺，研究了不同工況下系統(tǒng)的制冷性能和制熱性能。實驗結(jié)果表明：35 ℃常規(guī)制冷工況時，壓縮機轉(zhuǎn)速從1 800 r
摘要：本文搭建了帶水環(huán)路的R290電動汽車熱泵空調(diào)實驗臺，研究了不同工況下系統(tǒng)的制冷性能和制熱性能。實驗結(jié)果表明：35 ℃常規(guī)制冷工況時，壓縮機轉(zhuǎn)速從1 800 r/min增加到6 600 r/min，系統(tǒng)制冷量從1 789 W提升至4 027 W，而系統(tǒng)COP從3.65下降至1.82；45 ℃高溫制冷工況時，壓縮機轉(zhuǎn)速從2 700 r/min增加到4 500 r/min，系統(tǒng)制冷量從1 973 W提升至3 031 W，而系統(tǒng) COP從2.10下降至1.88；在-20 ℃/20 ℃低溫制熱工況、壓縮機轉(zhuǎn)速6 000 r/min時，系統(tǒng)制熱量為2 911 W，對應(yīng)的系統(tǒng) COP為1.80；在-25 ℃/20 ℃低溫制熱工況、壓縮機轉(zhuǎn)速3 600 r/min時，對應(yīng)的系統(tǒng)制熱量為1 658 W、系統(tǒng)COP為2.16。同時發(fā)現(xiàn)采用水環(huán)路的系統(tǒng)形式，提高了系統(tǒng)的安全可靠性，但與常規(guī)循環(huán)系統(tǒng)相比，系統(tǒng)性能存在一定程度的衰減，制冷量衰減300～500 W，制熱量衰減200～400 W。
 
電動汽車具有可實現(xiàn)節(jié)能減排的特點，受到國際汽車行業(yè)的普遍重視，近年來得到了快速的發(fā)展。但是電動汽車冬季使用時，尤其在寒冷或嚴(yán)寒地區(qū)，采暖問題對其發(fā)展具有一定的制約性?，F(xiàn)有的電加熱供暖方式能效低，嚴(yán)重影響行駛里程，熱泵技術(shù)是提高系統(tǒng)能效的重要手段。傳統(tǒng)R134a制冷劑正面臨被逐漸替代的問題，因此開發(fā)基于環(huán)保制冷劑的電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)是車用空調(diào)行業(yè)的重要研究方向。
 
自然工質(zhì)R290的GWP 為0，ODP小于20，具有良好的環(huán)保性能和熱物理特性，且運行壓力與R134a處于同一水平，被認為是一種有前途的替代方案，受到越來越多關(guān)注。在家用空調(diào)領(lǐng)域，不少學(xué)者進行了R290 替代R22制冷劑的相關(guān)研究，包括制冷性能、低溫制熱性能、部件性能匹配、充灌量、小管徑換熱特性等。在汽車空調(diào)領(lǐng)域，R. K. Dreepaul在汽車空調(diào)裝置中分別進行了R134a、R290/R600a(1∶1)的共混物的系統(tǒng)性能測試，結(jié)果表明：R290/R600a系統(tǒng)的制冷COP提高了6.5%，排氣溫度降低了12 ℃；制冷劑充注量僅為R134a系統(tǒng)的35%。Liu Cichong等實驗研究了寒冷氣候下電動汽車用一次循環(huán)R290熱泵系統(tǒng)的制熱性能。結(jié)果表明：-20 ℃/20 ℃環(huán)境溫度、壓縮機轉(zhuǎn)速5 000 r/min時，系統(tǒng)的制熱量為3 200 W，COP為1.62，出風(fēng)溫度達到46 ℃；而壓縮機轉(zhuǎn)速3 000 r/min時，系統(tǒng)的制熱量下降至2 082 W，COP提升至2.28。同時發(fā)現(xiàn)室外環(huán)境溫度對系統(tǒng)制熱量有很大的影響，但對系統(tǒng)COP的影響不大，而室內(nèi)環(huán)境溫度對系統(tǒng)制熱能力和COP的影響則相反。
 
目前關(guān)于R290替代R134a制冷劑的研究主要集中于單一的制冷或制熱性能方面，關(guān)于R290系統(tǒng)優(yōu)化及冷熱兩用的熱泵系統(tǒng)的研究較少。本文在電動汽車R134a及R1234yf熱泵系統(tǒng)研究的基礎(chǔ)上，搭建了帶水環(huán)路的R290熱泵系統(tǒng)實驗臺，測試壓縮機轉(zhuǎn)速、車外環(huán)境溫度等對系統(tǒng)的制冷及制熱性能的影響。
 
圖1 實驗系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of experimental system
1 R290熱泵系統(tǒng)原理
1.1 系統(tǒng)原理
 
R290熱泵系統(tǒng)原理如圖1所示?？赏ㄟ^二通閥1～7、電子膨脹閥1和2，實現(xiàn)系統(tǒng)制冷和制熱功能的切換。通過載冷劑(即水)向車室供冷和供熱，避免制冷劑R290向車室內(nèi)泄漏。
1.2 理論計算
 
根據(jù)電動汽車空調(diào)系統(tǒng)的工作環(huán)境，利用NIST9.1軟件分別計算夏季常規(guī)工況(35 ℃)及高溫工況(45 ℃)、冬季常規(guī)工況(0 ℃)及低溫工況(-20 ℃)下，R290熱泵系統(tǒng)的理論循環(huán)性能，其中，壓縮機排量25 cm3/r，結(jié)果如表1所示。
表1 熱泵系統(tǒng)理論計算結(jié)果Tab.1 Theoretical calculation results of heat pump system
 
2 實驗臺
2.1 實驗裝置
 
將純電動汽車用R290熱泵空調(diào)系統(tǒng)實驗臺設(shè)置于焓差室，利用焓差室的室內(nèi)和室外兩側(cè)的環(huán)境參數(shù)調(diào)控模擬車室內(nèi)/外環(huán)境及換熱器的進風(fēng)量，如圖2所示。采用的R290壓縮機排量為25 cm3/r；車外換熱器為微通道平行流，53排，2流程，外形尺寸為610×347×14.53(W×H×D，mm3)；車內(nèi)換熱器也是微通道平行流，外形尺寸為290×160×38(W×H×D，mm3)；電子膨脹閥的開度通過脈沖信號調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)范圍為0～500。
 
圖2 R290熱泵系統(tǒng)實驗裝置Fig.2 R290 heat pump system experiment device
2.2 參數(shù)測量
 
系統(tǒng)的制冷/制熱量通過車內(nèi)換熱器空氣側(cè)的換熱量獲得。
 
(1)
式中：Q為制冷/制熱量，W；q為被測車內(nèi)換熱器測點風(fēng)量，m3/h；ha1為車內(nèi)換熱器進風(fēng)空氣焓值，kJ/kg；ha2為車內(nèi)換熱器出風(fēng)空氣焓值，
為噴嘴前濕空氣比容，m3/kg；Wn為噴嘴前空氣含濕量，g/(kg干空氣)。
系統(tǒng)的制冷/制熱性能系數(shù) COP的計算方法見公式(2)。其中，系功統(tǒng)耗為壓縮機的輸入功率，不包括風(fēng)機及水泵功耗。R290工質(zhì)所有物性參數(shù)均來自NIST9.1[17]。
 
(2)
式中：COP為系統(tǒng)性能系數(shù)；P為壓縮機功耗(含變頻驅(qū)動器)，W。
 
(3)
式中：Qr為制冷劑側(cè)制冷/制熱量，W；mr為被測系統(tǒng)制冷劑流量，kg/h；hr1為板式換熱器入口制冷劑焓值，kJ/kg；hr2為板式換熱器出口制冷劑焓值，kJ/kg。
 
(4)
式中：Qw為水側(cè)制冷/制熱量，W；mw為被測系統(tǒng)水流量，kg/h；tw1為車內(nèi)換熱器入口水溫，℃；tw2為車內(nèi)換熱器出口水溫，℃。
表2為實驗系統(tǒng)測量儀表的不確定度。根據(jù)Moffat方程，即公式(3)和公式(4)，能夠估算系統(tǒng)制冷/制熱量及COP的相對測量誤差。計算結(jié)果表明，制冷/制熱量和系統(tǒng)COP的最大相對誤差均為±3.0%；制冷劑側(cè)和水側(cè)制冷/制熱量的測量值最大相對誤差分別為±4.0%和±2.1%。
R=R(X1,X2,X3,…,XN)
(5)
式中：R為實驗結(jié)果；Xi為第i個獨立的測量變量，i=1～N。
 
(6)
式中：δR為實驗結(jié)果的不確定度；
為變量Xi的偏導(dǎo)數(shù)。
表2 測量儀表精度Tab.2 Measuring instrument accuracy
 
3 分析與討論
 
基于上述實驗臺進行了電動汽車空調(diào)系統(tǒng)的制冷性能和制熱性能的實驗研究。首先，進行了系統(tǒng)制冷劑的最佳充注量實驗。R290充注量的起始點設(shè)為130 g，隨后以100 g、70 g、50 g、30 g 或20 g的增量向系統(tǒng)充入制冷劑，直至獲得最大的系統(tǒng)COP。最終，該系統(tǒng)的最佳制冷劑的充注量為500 g。所有實驗結(jié)果均基于最佳充注量。
3.1 制冷性能
 
圖3為環(huán)境溫度及壓縮機轉(zhuǎn)速對R290熱泵系統(tǒng)制冷性能的影響，設(shè)定車內(nèi)溫度為27 ℃。隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加，系統(tǒng)制冷量和排氣溫度不斷上升，而系統(tǒng)COP逐漸減少。環(huán)境溫度35 ℃、壓縮機轉(zhuǎn)速從1 800 r/min 增加到6 600 r/min時，制冷量從1 789 W上升到4 027 W，排氣溫度從68.0 ℃上升到101.3 ℃，而COP從3.65下降到1.82。環(huán)境溫度45 ℃、轉(zhuǎn)速從2 700 r/min 增加到4 500 r/min時，制冷量從1 973 W上升到3 031 W，排氣溫度從93.1 ℃上升到105.7 ℃，而COP從2.10下降到1.88。壓縮機轉(zhuǎn)速3 600 r/min的條件下，與35 ℃工況相比，45 ℃工況的制冷量減少11.4%左右、COP下降26.2%左右、排氣溫度上升20.9%左右。
由圖4可知，與無回?zé)崞鞯南到y(tǒng)相比，帶回?zé)崞鞯南到y(tǒng)制冷量較大，設(shè)定制冷量的增幅為回?zé)崃浚浑S著壓縮機轉(zhuǎn)速的提升或環(huán)境溫度的增加，回?zé)崃恐饾u變大。其中環(huán)境溫度35 ℃、壓縮機轉(zhuǎn)速6 600 r/min時，回?zé)崃繛?38 W；與無回?zé)嵯到y(tǒng)相比，制冷量增加了約3.54%，系統(tǒng)COP提升了約3.48%。這說明回?zé)崞鞯氖褂?，有效地改善了系統(tǒng)的制冷性能，明顯地減緩了高轉(zhuǎn)速或高溫工況下制冷性能的衰減。
 
圖3 不同工況下系統(tǒng)制冷性能Fig.3 Cooling performance of the system
 
圖4 不同工況下系統(tǒng)回?zé)嵝Ч鸉ig.4 Comparison of reheating effect of the system
3.2 制熱性能
 
本文重點研究了環(huán)境溫度-20 ℃和-25 ℃工況下系統(tǒng)的制熱性能。分析了電子膨脹閥開度、壓縮機轉(zhuǎn)速、車室送風(fēng)風(fēng)量對系統(tǒng)制熱性能的影響，并探索系統(tǒng)性能變化的原因。
3.2.1 -20 ℃低溫工況
圖5(a)和(b)所示為環(huán)境溫度-20 ℃、車內(nèi)溫度20 ℃，系統(tǒng)COP與制熱量隨電子膨脹閥開度調(diào)節(jié)的變化情況。
 
圖5 (-20 ℃, 20 ℃)工況下系統(tǒng)制熱性能Fig.5 Heating performance of the system under(-20 ℃, 20 ℃) conditions
隨著電子膨脹閥開度的增加，系統(tǒng)COP與制熱量，均呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢。同一工況下，最優(yōu)COP對應(yīng)的膨脹閥開度為最佳閥開度，此時系統(tǒng)制熱量達到最大。這表明合適的膨脹閥開度，有助于提升熱泵系統(tǒng)性能；此外，隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的提升，最佳開度逐漸增大。
在最佳閥開度的條件下，隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加，系統(tǒng)制熱量接近線性增長，而系統(tǒng)COP不斷下降?？梢钥闯觯恨D(zhuǎn)速在6 000 r/min，系統(tǒng)制熱量為2 911 W，COP為1.80。與6 000 r/min相比，轉(zhuǎn)速在3 600 r/min時系統(tǒng)制熱量降低約32.5%，而COP提高約27.6%。另外，壓縮機轉(zhuǎn)速從5 000 r/min增至6 000 r/min，系統(tǒng)輸入功增加了367 W，而供暖能力增加了415 W，是輸入功增量的1.13倍，采暖效率仍優(yōu)于高壓PTC電壓熱。
圖5(c)和(d)為最佳閥開度時，等熵壓縮效率η及換熱器對數(shù)平均溫差的變化趨勢。圖5(c)可知，隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加，等熵壓縮效率呈線性下降趨勢。6 000 r/min時，等熵壓縮效率下降到0.78。圖5(d)可知，板式換熱器的對數(shù)平均溫差為9.7～14.0 ℃，車內(nèi)換熱器的對數(shù)平均溫差為7.2～10.6 ℃，車外換熱器的對數(shù)平均換熱溫差為2.8～3.6 ℃，隨壓縮機轉(zhuǎn)速的增加呈上升趨勢，這主要受制冷劑流量和排氣溫度的影響。在壓降方面，板換制冷劑側(cè)壓降為1～2 kPa，車外換熱器壓降為13～25 kPa，隨轉(zhuǎn)速的提升而增大，這主要受制冷劑流量和工質(zhì)黏度的影響。系統(tǒng)運行中，換熱器的傳熱溫差、壓降及其波動幅度均不大，體現(xiàn)了R290工質(zhì)良好的傳熱及流動特性。這也是R290熱泵系統(tǒng)具有良好地低溫制熱性能的原因之一。
3.2.2 -25 ℃低溫工況
本文進一步測試了環(huán)境溫度-25 ℃、壓縮機轉(zhuǎn)速3 600 r/min的極低溫工況下，系統(tǒng)的制熱性能。圖6(a)為車室送風(fēng)風(fēng)量對系統(tǒng)制熱性能的影響，增大送風(fēng)風(fēng)量，系統(tǒng)制熱量和COP隨之增加。送風(fēng)量為550 m3/h時，系統(tǒng)制熱量和COP分別為1 658 W和2.16。此外，送風(fēng)量從250 m3/h增至390 m3/h時，制熱量和COP分別提升約12.5%和18.2%；送風(fēng)量從390 m3/h增至550 m3/h時，制熱量和COP分別提升約6.3%和12.5%。從中可以看出：隨著送風(fēng)量的提升，制熱量和COP的增加幅度逐漸減小。圖6(b)為該實驗工況對應(yīng)的系統(tǒng)循環(huán)p-h圖。p-h圖是根據(jù)實測數(shù)據(jù)繪制的，在繪制p-h圖時，假設(shè)膨脹過程是等焓膨脹過程。隨著車內(nèi)風(fēng)量的增加，蒸發(fā)壓力基本保持不變，冷凝壓力大幅度降低，系統(tǒng)COP得到提升。隨風(fēng)量的增加，冷凝壓力的降幅逐漸變小，導(dǎo)致系統(tǒng)COP呈非線性增長趨勢，增幅逐漸減小。因此，增加風(fēng)量對系統(tǒng)性能改善程度是有限的。
 
圖6 (-25 ℃, 20 ℃)工況下系統(tǒng)制熱性能Fig.6 Heating performance of the system under (-25 ℃, 20 ℃) conditions
3.3 性能衰減
 
帶水環(huán)路的系統(tǒng)形式，能夠增強系統(tǒng)的安全可靠性，但與常規(guī)熱泵系統(tǒng)相比，通過載冷劑(即水)與制冷劑的換熱，增加了系統(tǒng)的換熱損失。此時，通過對比制冷劑側(cè)與水側(cè)的制冷/制熱量，獲得系統(tǒng)性能的衰減情況。
本文分析了車內(nèi)溫度27 ℃，環(huán)境溫度45 ℃的制冷工況及車內(nèi)溫度20 ℃，環(huán)境溫度-20 ℃的制熱工況下，系統(tǒng)性能的衰減情況，性能衰減量為公式(3)與公式(4)換熱量之差，結(jié)果如圖7所示。經(jīng)分析可知，與常規(guī)系統(tǒng)相比，帶水環(huán)路的系統(tǒng)制冷量衰減300～500 W，制熱量衰減200～400 W。
 
圖7 不同工況下系統(tǒng)制冷/制熱性能衰減Fig.7 System cooling/heating performance degradation under different working conditions
 
4 結(jié)論
 
本文通過實驗研究了帶回?zé)崞鞯募冸妱悠囉肦290熱泵空調(diào)系統(tǒng)的夏季制冷、冬季制熱性能。結(jié)果表明：
1)在35 ℃/27 ℃常規(guī)制冷工況，壓縮機轉(zhuǎn)速1 800～6 600 r/min時，系統(tǒng)制冷量和COP分別為1 789～4 027 W和1.82～3.65；45 ℃/27 ℃高溫制冷工況，壓縮機轉(zhuǎn)速2 700～4 500 r/min時，系統(tǒng)制冷量和COP分別為1 973～3 031 W和1.88～2.10。
2)轉(zhuǎn)速3 600 r/min、車內(nèi)溫度27 ℃時，環(huán)境溫度由35 ℃升至45 ℃時，制冷量和COP分別減少約11.4%、 26.2%，排氣溫度增加20.9%左右。另外，使用回?zé)崞髂軌蚋纳葡到y(tǒng)制冷性能，減緩系統(tǒng)性能衰減；在高轉(zhuǎn)速或高溫工況，效果尤其顯著。
3)在-20 ℃/20 ℃低溫工況、壓縮機轉(zhuǎn)速6 000 r/min時，系統(tǒng)制熱量達到2 911 W，對應(yīng)的 COP為1.80；轉(zhuǎn)速3 600 r/min時，制熱量為1 965 W，COP為2.30。在-25 ℃/20 ℃低溫工況、轉(zhuǎn)速3 600 r/min，系統(tǒng)制熱量為1 658 W，COP為2.16。由此可見，R290熱泵系統(tǒng)在低溫環(huán)境下具有顯著供熱優(yōu)勢。
4)由于R290的易燃性，系統(tǒng)增加了二次換熱的水環(huán)路，增強了安全可靠性，但在一定程度上造成了系統(tǒng)性能的衰減；與常規(guī)熱泵系統(tǒng)相比，帶水環(huán)路的系統(tǒng)制冷量衰減300～500 W(環(huán)境溫度45 ℃、車內(nèi)溫度27 ℃)，制熱量衰減200～400 W(環(huán)境溫度-20 ℃、車內(nèi)溫度20 ℃)。
 
作者：黃廣燕1,2 鄒慧明1,2 唐明生1,2 田長青1,2 吳 江1 于衛(wèi)濱1
1 中國科學(xué)院理化技術(shù)研究所
2 中國科學(xué)院大學(xué)
 
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