針對電動(dòng)汽車傳統(tǒng)電加熱采暖方式效率低、甚至難以運(yùn)行的問題，本文研究了一種新型間接換熱熱泵系統(tǒng)。系統(tǒng)采用液-液換熱器間接換熱方式代替風(fēng)冷換熱器直接換熱方式，在提升系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性的同時(shí)保證較高的系統(tǒng)性能系數(shù)（COP）。系統(tǒng)低溫環(huán)境工況測試結(jié)果表明：在環(huán)境溫度為-7 ℃時(shí)，系統(tǒng)制熱量可達(dá) 2.18 kW，COP 可達(dá) 2.62，相比于直接換熱熱泵系統(tǒng)，COP 提升近 20%；-10 ℃時(shí)，系統(tǒng)最高換熱量可達(dá) 3.36 kW；-18 ℃時(shí)，艙內(nèi)送風(fēng)溫度最高可達(dá) 19.4 ℃，基本滿足純電動(dòng)汽車在冬季環(huán)境工況下的

制熱需求。

關(guān)鍵詞：電動(dòng)汽車；間接熱泵系統(tǒng)；實(shí)驗(yàn)研究；性能系數(shù)

作者：王敏弛，聶磊，趙耀，陳道川，代彥軍

上海交通大學(xué)制冷與低溫工程研究所，上海

我國在“十三五”規(guī)劃中啟動(dòng)了新能源汽車重點(diǎn)專項(xiàng)[1]，大力推進(jìn)新能源汽車的發(fā)展。發(fā)展新能源汽車是實(shí)現(xiàn)國家節(jié)能減排，產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)型升級(jí)以及汽車強(qiáng)國的必要措施[2]。電動(dòng)汽車與燃油汽車最大區(qū)別在于動(dòng)力源的不同，電動(dòng)汽車為電驅(qū)動(dòng)型，在乘客艙熱管理系統(tǒng)方面，低溫環(huán)境工況下電動(dòng)汽車沒有發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液來提供熱量以承擔(dān)乘客艙熱負(fù)荷。目前，電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)大多采用蒸氣壓縮式單冷型空調(diào)結(jié)合電加熱器供暖的模式，電加熱器供暖效率較低，電動(dòng)汽車的續(xù)航里程會(huì)大大縮減[3-4]。美國汽車協(xié)會(huì)研究表明，當(dāng)乘客艙空調(diào)系統(tǒng)開啟時(shí)，與24℃的舒適環(huán)境工況相比，–7℃的低溫環(huán)境工況下新能源汽車?yán)m(xù)駛里程平均減少41%[5]。由于熱泵空調(diào)系統(tǒng)高效節(jié)能的特點(diǎn)，有很多學(xué)者研究了車載熱泵空調(diào)[6-12]，電動(dòng)汽車廠商已將其應(yīng)用在部分車型上。但是大部分研究主要采用風(fēng)冷直接換熱以實(shí)現(xiàn)制熱[13-20]，該種直接換熱熱泵系統(tǒng)在低溫環(huán)境工況下的性能系數(shù)（CoefficientofPerformance，COP）一般低于2.0。姜繼周等[21]采用補(bǔ)氣增焓式熱泵空調(diào)將系統(tǒng)COP約升至2.45。李萍等[22]采用余熱回收等技術(shù)提升其系統(tǒng)性能，COP也不超過2.65。

間接換熱熱泵系統(tǒng)在模式切換時(shí)不用啟停壓縮機(jī)和四通閥換向，而是直接切換不同的水路來實(shí)現(xiàn)對應(yīng)模式的功能，系統(tǒng)在制冷和熱泵模式下均能達(dá)到最佳工作狀態(tài)。

本文提出并搭建了間接換熱熱泵系統(tǒng)，采用“液-液”板式換熱器代替風(fēng)冷換熱器，在增加系統(tǒng)穩(wěn)定性的同時(shí)提高制熱COP，有更好的舒適性。在保證艙內(nèi)側(cè)出風(fēng)溫度的前提下，對系統(tǒng)在-18~-7℃的環(huán)境溫度下進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測試，分析其在不同環(huán)境溫度下的性能指標(biāo)。

01、電動(dòng)汽車間接熱泵系統(tǒng)

圖1所示為間接熱泵系統(tǒng)的系統(tǒng)原理。系統(tǒng)由直流電動(dòng)渦旋壓縮機(jī)、板式換熱器、暖風(fēng)芯體、微通道平行流換熱器、電子膨脹閥、電磁閥和氣液分離器等主要部件組成。在制冷循環(huán)的制冷劑循環(huán)側(cè)，制冷劑通過電動(dòng)壓縮機(jī)(1)壓縮后流經(jīng)板式換熱器(2)和板式換熱器(6)串聯(lián)組成的冷凝器，過冷的液態(tài)制冷劑經(jīng)過電子膨脹閥(10)節(jié)流之后進(jìn)入板式換熱器(11)進(jìn)行蒸發(fā)吸熱，之后流經(jīng)氣液分離器(12)回到壓縮機(jī)中。在防凍液循環(huán)側(cè)，微通道平行流換熱器(8)與板式換熱器(2)和板式換熱器(6)組成的大冷凝器構(gòu)成回路，將熱量排出車外；暖風(fēng)芯體(3)和電池側(cè)水路并聯(lián)，并與板式換熱器(11)進(jìn)行熱交換，獲得冷量。

在熱泵循環(huán)時(shí)，將一個(gè)板式換熱器(2)作為冷凝器，另一個(gè)板式換熱器(6)作為蒸發(fā)器的形式來實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的熱泵功能。在熱泵循環(huán)的制冷劑循環(huán)側(cè)，制冷劑通過電動(dòng)壓縮機(jī)(1)壓縮后流經(jīng)板式換熱器(2)冷凝，過冷的液態(tài)制冷劑流經(jīng)電子膨脹閥(4)節(jié)流之后進(jìn)入板式換熱器(6)進(jìn)行蒸發(fā)吸熱，之后流經(jīng)氣液分離器(12)以過熱狀態(tài)回到壓縮機(jī)，完成一個(gè)完整的熱泵循環(huán)。在防凍液側(cè)，暖風(fēng)芯體(3)與板式換熱器(2)進(jìn)行熱交換，獲得熱量并送至乘客艙內(nèi)；板式換熱器(6)與微通道平行流換熱器(8)進(jìn)行熱交換，從外界環(huán)境吸收熱量。

02、實(shí)驗(yàn)方法及誤差分析

實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)原理

間接換熱熱泵系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)原理如圖 2 所示。實(shí)驗(yàn)在環(huán)境焓差室內(nèi)進(jìn)行，環(huán)境溫度分 別設(shè)定為-18、-10 和-7 ℃，相對濕度為 50%。

實(shí)驗(yàn)測試采集的參數(shù)主要有壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速、功率、進(jìn)出口壓力及吸/排氣溫度、板式換熱器制冷劑側(cè)出口溫度及壓力、防凍液側(cè)進(jìn)出口溫度及流量、 暖風(fēng)芯體防凍液側(cè)進(jìn)出口溫度、空氣側(cè)進(jìn)出口溫度及風(fēng)量。制冷劑采用 R134a，充注量約為 660 g。每個(gè)工況的實(shí)驗(yàn)在環(huán)境焓差室工況達(dá)到要求并維持 0.5 h 后進(jìn)行。其中，壓縮機(jī)具體參數(shù)如表 1 所示， 電動(dòng)機(jī)形式為永磁同步電機(jī)。

本系統(tǒng)的控制部分主要通過基于LabVIEW編寫的總線通訊控制程序完成。壓縮機(jī)通過控制器局域網(wǎng)絡(luò)（ControllerAreaNetwork，CAN）總線實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)，電子膨脹閥在保證壓縮機(jī)進(jìn)口過熱度，以及進(jìn)口工質(zhì)壓力的前提下根據(jù)冷凝器出口過冷度通過局域互聯(lián)網(wǎng)絡(luò)（LocalInterconnectNetwork，LIN）總線實(shí)現(xiàn)開度的調(diào)節(jié)，兩個(gè)水泵分別根據(jù)艙內(nèi)送風(fēng)溫度和蒸發(fā)壓力通過LIN總線實(shí)現(xiàn)流速的調(diào)節(jié)，電磁閥根據(jù)運(yùn)行模式實(shí)現(xiàn)開閉控制，直流風(fēng)機(jī)通過變電壓實(shí)現(xiàn)風(fēng)量的調(diào)節(jié)。

本系統(tǒng)在壓縮機(jī)直流電源布置1個(gè)電流計(jì)。制冷劑管路布置3個(gè)溫（度）壓（力）傳感器，分別是壓縮機(jī)吸/排氣口、板式換熱器(2)制冷劑側(cè)出口。防凍液管路布置8個(gè)熱電偶傳感器，分別是兩個(gè)板式換熱器防凍液側(cè)進(jìn)/出口、暖風(fēng)芯體和微通道平行流換熱器防凍液側(cè)進(jìn)/出口。兩個(gè)防凍液管路各布置一個(gè)電磁流量計(jì)。空氣側(cè)布置了12個(gè)Pt100溫度傳感器，暖風(fēng)芯體的出風(fēng)口布置8個(gè)，微通道平行流換熱器的出風(fēng)方向布置4個(gè)，還有1個(gè)環(huán)境溫度傳感器。實(shí)驗(yàn)測試設(shè)備及具體規(guī)格如表2所示。這些數(shù)據(jù)通過Agilent34972數(shù)據(jù)采集儀進(jìn)行采集，并通過上位機(jī)進(jìn)行數(shù)據(jù)的讀取和存儲(chǔ)。

系統(tǒng)中所有防凍液管路包裹有保溫棉進(jìn)行保溫，每個(gè)工況的測試時(shí)間約為 90 min，取系統(tǒng)性能參數(shù)穩(wěn)定部分進(jìn)行數(shù)據(jù)處理與測試結(jié)果分析。

評(píng)價(jià)指標(biāo)

由于間接換熱熱泵系統(tǒng)通過防凍液換熱給乘客艙供暖，因此計(jì)算系統(tǒng)制熱量時(shí)取暖風(fēng)芯體(3)防 凍液側(cè)制熱量 Qw 為準(zhǔn)，系統(tǒng)功耗 Wsys 以及性能系 數(shù) COP（COP）計(jì)算公式分別為：

式中，Qw為系統(tǒng)制熱量，kW；Vw為防凍液體積流量，m3/s；ρw為防凍液密度，kg/m3；cp 為防凍液比熱容，kJ/(kg·℃)；twin 為暖風(fēng)芯體側(cè)防凍液進(jìn)口溫度，℃；twout 為暖風(fēng)芯體側(cè)防凍液出口溫度，℃；Wsys 為系統(tǒng)功耗，kW；Wcomp 為壓縮機(jī)功耗，kW；Wpump 為水泵功耗，kW。

系統(tǒng)不確定度分析

本熱泵系統(tǒng)中壓縮機(jī)功率 Wpump 和制熱量 Qw 的不確定度模型如式(4)和式(5)所示：

式中，uB2(Wcomp)為壓縮機(jī)功耗的不確定度；uB2(Qw) 為制熱量的不確定度；qm為制冷劑質(zhì)量流量，kg/s；h1 為壓縮機(jī)進(jìn)口制冷劑的焓值，kJ/kg；h2 為壓縮機(jī) 出口制冷劑的焓值，kJ/kg；qml 為暖風(fēng)芯體側(cè)防凍液 質(zhì)量流量，kg/s。計(jì)算當(dāng)在-7 ℃環(huán)境溫度時(shí)，系統(tǒng)壓縮機(jī)功率 Wpump、制熱量 Qw 以及 COP 的不確定度分別為 0.77%、1.60%和 3.88%。

03、結(jié)果與分析

在保證暖風(fēng)芯體出口風(fēng)量為200m3/h以及系統(tǒng)安全性的基礎(chǔ)上，在環(huán)境溫度為-18~-7℃范圍內(nèi)對壓縮機(jī)不同轉(zhuǎn)速工況進(jìn)行了熱泵采暖工況實(shí)驗(yàn)研究?；赗134a制冷劑的物性參數(shù)以及系統(tǒng)的內(nèi)密封性無法得到保證，當(dāng)壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速過高時(shí)，存在制冷劑蒸發(fā)壓力過低和冷凝壓力過高的現(xiàn)象，不利于系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行，所以僅僅測試了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速在2000~4000r/min的系統(tǒng)性能。如果要在特定環(huán)境溫度下獲得更大的制熱量，可以考慮進(jìn)一步增大蒸發(fā)器側(cè)的換熱性能。

圖3和圖4所示為在相同環(huán)境溫度下，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的改變，系統(tǒng)COP和制熱量的變化規(guī)律。由圖3和圖4可知，在-7℃環(huán)境溫度下，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提高，系統(tǒng)COP從最高2.62降至最低1.72，最大降幅34.4%；系統(tǒng)制熱量從最低2.18kW提升至最高3.58kW，提高了64.5%。

圖5和圖6所示為在相同環(huán)境溫度下，艙內(nèi)送風(fēng)溫度和冷凝器防凍液側(cè)進(jìn)回水溫度的變化。由圖5和圖6可知，在環(huán)境溫度-7℃下，艙內(nèi)送風(fēng)溫度從最低23.4℃提升至最高44.3℃，提高了89.2%，冷凝器防凍液側(cè)進(jìn)回水溫差從最低2.29℃提升至最高3.78℃，提高了65.2%；進(jìn)回水溫度分別提高88.6%和90.7%。在環(huán)境溫度為-10℃，-18℃下的系統(tǒng)各項(xiàng)數(shù)據(jù)也呈現(xiàn)出相似的規(guī)律。

隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增大，系統(tǒng)的制熱量增加，艙內(nèi)送風(fēng)溫度增加，冷凝器側(cè)防凍液進(jìn)水溫度twin和回水溫度twout也相應(yīng)增加，而系統(tǒng)的COP呈下降趨勢。在低溫環(huán)境下，由于板式換熱器換熱效率較高，系統(tǒng)的冷凝能力較充裕。隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提升，制冷劑的流量增大，冷凝壓力提高，冷凝器側(cè)能夠帶走的熱量增加，冷凝器側(cè)防凍液供回水溫度也增加。由于防凍液循環(huán)流量保持不變，供回水的溫差進(jìn)一步增大，暖風(fēng)芯體的艙內(nèi)送風(fēng)溫度也相應(yīng)增加。壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提升導(dǎo)致制冷劑的蒸發(fā)溫度降低，為了維持相對較高的冷凝壓力，壓縮機(jī)需要消耗更多的功，雖然制熱量也在增加，但綜合作用下整個(gè)系統(tǒng)的COP呈現(xiàn)降低的趨勢。

在相同送風(fēng)溫度和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的情況下，不同的環(huán)境溫度會(huì)對系統(tǒng)產(chǎn)生不同的影響。隨著環(huán)境溫度從-7℃降至-10℃和-18℃時(shí)，由圖3可知，在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為2000r/min時(shí)，系統(tǒng)COP分別降低6%和15%，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速4000r/min時(shí)出現(xiàn)系統(tǒng)COP隨著環(huán)境溫度降低而提升的現(xiàn)象。圖4中，各個(gè)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下系統(tǒng)制熱量分別降低2%~6%和13%~30%。圖6中，各個(gè)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下的艙內(nèi)送風(fēng)溫度分別降低15%~23%和56%~68%；風(fēng)溫溫升分別降低5%~10%和16%~27%，越極端的溫度對系統(tǒng)的性能影響越明顯。

如圖4~圖6所示，隨著環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)制熱量減少，冷凝器防凍液側(cè)供/回水溫度降低，艙內(nèi)送風(fēng)溫度也相應(yīng)降低。如圖3所示，在相同送風(fēng)風(fēng)量與相同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下，隨著環(huán)境溫度的降低，冷凝器側(cè)制冷劑冷凝壓力基本不變，而蒸發(fā)器制冷劑蒸發(fā)溫度降低，相應(yīng)的蒸發(fā)壓力也降低，壓縮機(jī)壓比增大，功耗增多，系統(tǒng)的COP呈降低趨勢。當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速在4000r/min時(shí)，-7℃環(huán)境溫度下的系統(tǒng)COP達(dá)到最低值。這是由于相較于更低的環(huán)境溫度，在-7℃、4000r/min工況下，冷凝器散熱能力不足，防凍液側(cè)進(jìn)回水溫度較高，制冷劑側(cè)冷凝壓力較大，而蒸發(fā)壓力變化不大。制冷劑的冷凝壓力變化幅度較蒸發(fā)壓力的變化幅度更明顯，導(dǎo)致壓縮機(jī)壓比增大，相應(yīng)的功耗增多，系統(tǒng)的COP反而降低。在-10℃和-18℃環(huán)境溫度，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速4000r/min的工況下，冷凝器換熱能力較為充裕，COP隨著環(huán)境溫度的降低而減小。

與國內(nèi)外研究的直接熱泵系統(tǒng)相比，本文間接熱泵系統(tǒng)在主要性能參數(shù)方面均體現(xiàn)出了有較好的優(yōu)勢?，F(xiàn)有的直接熱泵系統(tǒng)制熱COP一般在2左右，結(jié)合廢熱回收、補(bǔ)氣增焓等技術(shù)之后，其制熱COP最大能提升到2.5左右，并且系統(tǒng)的環(huán)境溫度普遍不低于-10℃[16-22]。本系統(tǒng)在-7℃環(huán)境溫度下，取得最大COP為2.62，同時(shí)艙內(nèi)送風(fēng)溫度達(dá)到23.4℃，能夠有效保證冬季車內(nèi)制熱需求；在-10℃環(huán)境溫度下，最大制熱量為3.36kW，COP為1.96；在-18℃環(huán)境溫度下，系統(tǒng)艙內(nèi)送風(fēng)溫度最大能夠達(dá)到19.4℃，COP為1.92，能夠基本滿足純電動(dòng)汽車在我國北方冬季環(huán)境工況下的制熱需求。由于本系統(tǒng)沒有使用四通閥，制冷劑循環(huán)在制冷與熱泵兩個(gè)模式下沒有變化，而是通過防凍液側(cè)循環(huán)的切換實(shí)現(xiàn)。固定的制冷劑循環(huán)，使系統(tǒng)中的部件在設(shè)計(jì)時(shí)，冷凝器與蒸發(fā)器的能力能夠更好匹配整個(gè)系統(tǒng)，提升了系統(tǒng)的性能。而通過防凍液側(cè)間接換熱的模式，使得板式換熱器的性能較風(fēng)冷提高，并且可以通過調(diào)節(jié)水泵流量來控制送風(fēng)溫度，防凍液較大的熱容使得送風(fēng)溫度的控制更加穩(wěn)定，乘客艙更加舒適。

04、結(jié)論

本文提出了一種采用防凍液間接換熱的電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)，設(shè)計(jì)并搭建了系統(tǒng)測試臺(tái)架，對系統(tǒng)整體性能進(jìn)行分析，得出如下結(jié)論：1）系統(tǒng)制冷回路結(jié)構(gòu)緊湊，僅需通過防凍液側(cè)水路切換實(shí)現(xiàn)制冷/熱泵模式的切換；-7℃環(huán)境溫度下；系統(tǒng)COP最高可達(dá)2.62，制熱量為2.18kW，艙內(nèi)送風(fēng)溫度23.4℃；2）系統(tǒng)COP隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提高而降低，制熱量和壓縮機(jī)功率都隨著轉(zhuǎn)速的提高而提高，可以根據(jù)不同的需求選擇最合適的系統(tǒng)運(yùn)行模式；3）系統(tǒng)在-10℃環(huán)境溫度下，系統(tǒng)制熱量可達(dá)3.36kW；在-18℃環(huán)境溫度下，艙內(nèi)送風(fēng)溫度能保持在19℃以上，在此基礎(chǔ)上，可通過輔助電加熱器來滿足極端工況下送風(fēng)需求。

【參考文獻(xiàn)】

[1] 佚名. 科技部: “十三五”力推新能源汽車技術(shù)創(chuàng)新[J].工具技術(shù), 2016, 50(9): 104.

[2] 王小峰, 于志民. 中國新能源汽車的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢[J]. 科技導(dǎo)報(bào), 2016, 34(17): 13-18.

[3] 王曉丹. 純電動(dòng)客車空調(diào)系統(tǒng)參數(shù)匹配與設(shè)計(jì)研究[D].長春: 吉林大學(xué), 2009.

[4] KAMBLY K R, BRADLEY T H. Estimating the HVACenergy consumption of plug-in electric vehicles[J]. Journalof Power Sources, 2014, 259: 117-124.

[5] EDMonDS E. A research finds HVAC use in frigidtemperatures causes substantial drop in electric vehiclerange[R]. Chicago: American Automobile Association,2019.

[6] TIAN Z, GAN W, ZHANG X L, et al. Investigation on anintegrated thermal management system with batterycooling and motor waste heat recovery for electricvehicle[J]. Applied Thermal Engineering DesignProcesses Equipment Economics, 2018, 136: 16-27.

[7] LEE H S, LEE M Y. Steady state and start-up performancecharacteristics of air source heat pump for cabin heating inan electric passenger vehicle[J]. International Journal ofRefrigeration, 2016, 69: 232.

[8] ZOU H, JIANG B, WANG Q, et al. Performance analysisof a heat pump air conditioning system coupling withbattery cooling for electric vehicles[J]. Energy Procedia,2014, 61: 891-894.

[9] 何賢, 胡靜, 錢程, 等. 純電動(dòng)汽車兩種熱泵空調(diào)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷學(xué)報(bào), 2018, 39(3): 79-84.

[10] 張?jiān)? 李萬勇, 陳亮, 等. R134a/R32 混合制冷劑電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)制熱性能的實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷技術(shù), 2017,37(5): 36-40.

[11] WANG D, GAO T, LI W, et al. System characteristics ofdirect and secondary loop heat pump for electricalvehicles[C]// WCX World Congress Experience. Detroit,Michigan, USA: GM, 2018.

[12] 蘭嬌, 蘇林, 呼延吉, 等. 電動(dòng)汽車二次回路熱泵系統(tǒng)制熱性能研究[J]. 制冷技術(shù), 2018, 38(5): 45-49.

[13] 韓南奎, 蘇林, 胡莎莎, 等. 余熱利用型電動(dòng)汽車熱泵系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷技術(shù), 2020, 40(3): 69-77.

[14] 張文崢, 劉麗娜, 錢程, 等. 熱泵型純電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)特性[J]. 制冷學(xué)報(bào), 2018, 39(6): 109-114.

[15] 錢程, 谷波, 田鎮(zhèn), 等. 純電動(dòng)汽車雙熱源熱泵系統(tǒng)性能分析[J]. 上海交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2016, 50(4): 69-74.

[16] IRITANI K, SUZUKI T. Air conditioning system forelectric vehicle[J]. JSAE Review, 1996, 17(4): 438-438.

[17] 唐景春, 李晨凱, 葉斌, 等. 采用渦旋壓縮機(jī)的電動(dòng)汽車空調(diào)準(zhǔn)雙級(jí)壓縮熱泵性能實(shí)驗(yàn)研究[J]. 制冷學(xué)報(bào),2018, 39(1): 34-39.

[18] 周光輝, 李海軍, 李旭閣, 等. 純電動(dòng)汽車超低溫?zé)岜眯涂照{(diào)系統(tǒng)性能試驗(yàn)研究[J]. 制冷與空調(diào)(北京), 2016,16(7): 73-77.

[19] 張皓, 趙家威, 施駿業(yè), 等. 電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)采暖性能的試驗(yàn)研究[J]. 制冷技術(shù), 2017, 37(3): 39-42.

[20] POMMé V. Reversible heat pump system for anelectrical vehicle[C]// Vehicle Thermal ManagementSystems Conference and Exhibition. London: SAEInternational, 1997.

[21] 姜繼周, 李志亮, 陳新強(qiáng), 等. 電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在嚴(yán)寒地區(qū)的試驗(yàn)研究[J]. 制冷與空調(diào)(北京), 2019,19(6): 53-55.

[22] 李萍, 谷波, 繆夢華. 廢熱回收型純電動(dòng)汽車熱泵系統(tǒng)試驗(yàn)研究[J]. 上海交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2019, 53(4): 468-472.