摘要：針對電動汽車在低溫環(huán)境中因制熱而導致續(xù)航里程減少及傳統(tǒng)的R134a需要被替代的問題，提出一種以R290為制冷劑，將耦合二次回路系統(tǒng)和補氣增焓技術的新解決方案。實驗研究了系統(tǒng)的充注量、補氣增焓技術、環(huán)境溫度和余熱回收功率對熱泵系統(tǒng)性能的影響。結果表明：使用R290替代R134a，充注量約為R134a的42.5%。在-20°C工況下，R290系統(tǒng)開啟補氣后，系統(tǒng)的制熱量和COP分別上升25.0%和15.3%，與熱負荷的差距由33.3%降至16.7%。若同時使用余熱回收，可以滿足車體熱負荷需求。對不同熱泵系統(tǒng)進行比較，R290補氣+二次回路系統(tǒng)的續(xù)航里程改善效果僅次于CO2熱泵系統(tǒng)，比典型的R290系統(tǒng)制熱量高33.3~37.4%。

關鍵詞：電動汽車；補氣增焓；二次回路；R290；余熱回收

引言

電動汽車在低溫環(huán)境運行時，熱管理系統(tǒng)需要給車內環(huán)境提供足夠的熱量，以保證舒適的環(huán)境。最典型的制熱方式是采用PTC加熱，雖然其結構簡單、易于控制，但制熱能效低（0.95），會導致電動汽車續(xù)航里程損失超過50%。Lee等人指出一個典型的熱泵循環(huán)加熱效率超過300%，遠高于用PTC加熱。因此，開發(fā)一種高效的電動汽車熱泵系統(tǒng)，減少對續(xù)航里程的影響是非常迫切的。

目前，應用在汽車空調系統(tǒng)的制冷劑以R134a為主，但它屬于高GWP制冷劑，在很多國家和地區(qū)被限制使用。與此同時，汽車行業(yè)的所有制造商尚未就下一代制冷劑的選擇達成一致。Yadav等人報告了與21世紀制冷劑相關的研究，并對這些制冷劑進行了全面的研究，包括它們在電動汽車空調系統(tǒng)中的使用。其中，R290和R1234yf被評估為21世紀的制冷劑中最有希望的替代品。R290的主要缺點是它屬于A3級制冷劑，具有易燃性風險。一項令人鼓舞的國際標準IEC60335-2-40ED7（2022）的新提案已經發(fā)布，它將家用空調/熱泵的丙烷最大充注質量維持在988克左右，新標準的修訂將有助于加速R290的普及。Palm[8,9]等討論了將冷凝器/蒸發(fā)器用波紋釬焊式板式換熱器取代，通過二次流體將熱量輸送到乘客艙。緊湊的二次回路設計可以有效減少系統(tǒng)的充注量，使系統(tǒng)的安全性大大提高。

為了提高熱泵系統(tǒng)在低溫下的制熱性能和續(xù)航里程，補氣增焓技術越來越受到重視。Han等測試了帶補氣的R410a熱泵系統(tǒng)，發(fā)現(xiàn)在-20/20°C的工作條件下，帶補氣的熱泵系統(tǒng)的COP為1.6，比不帶補氣的系統(tǒng)提高了14.5%。Bahman[11]等發(fā)現(xiàn)，在以R407C為制冷劑的汽車空調系統(tǒng)中使用補氣后，系統(tǒng)的壓縮機排氣溫度降低了5°C，制冷量和COP分別增加了12.7%和3.1%。早期的研究主要集中在補氣的應用上。然而，由于電動汽車為熱泵系統(tǒng)提供的安裝空間有限以及R290的易燃性，有必要使用二次回路系統(tǒng)進行熱傳遞針對電動汽車在寒冷氣候因制熱而導致續(xù)航里程減少以及傳統(tǒng)制冷劑R134a替代的問題，提出一種將補氣增焓技術和二次回路系統(tǒng)進行耦合解決低溫性能不足和可燃性制冷劑安全性的方案。對R290和R134a做了大量的低溫性能對比測試，同時與不同熱泵系統(tǒng)進行對比。

1實驗原理及方法

1.1實驗裝置

熱泵系統(tǒng)由制冷劑回路和2個冷卻液回路組成，如圖1所示。制冷劑回路主要由帶補氣的電動壓縮機、水冷冷凝器、補氣增焓模塊、電子膨脹閥（閥1和閥2）、chiller等部件組成。從壓縮機出來的高溫高壓制冷劑氣體先進入水冷冷凝器與室內循環(huán)冷卻液進行熱交換，冷凝為過冷液體經過蒸汽噴射裝置被分補氣支路和主路，補氣支路在補氣裝置中與主路制冷劑進行換熱，使主路制冷劑進一步過冷，之后進入壓縮機補氣口。主路的制冷劑經過電子膨脹閥2節(jié)流降壓，在冷卻器中與室外循環(huán)冷卻液換熱，吸熱蒸發(fā)后回到壓縮機，完成熱泵循環(huán)。冷卻液回路主要由水泵、膨脹水箱、室內換熱器和室外換熱器部件組成，分為室內側和室外側兩個回路。在兩個回路分別設置水泵1和水泵2驅動兩邊的冷卻液（均為50%的乙二醇溶液）在室內熱交換器和室外熱交換器與空氣進行熱交換。

圖1熱泵系統(tǒng)示意圖

制冷劑在水冷冷凝器和chiller中與冷卻液進行換熱，被加熱的冷卻液可以將熱量傳遞給乘客艙或者電池包。在車輛運行時，將電池包與電機產生的余熱收集起來用于提高蒸發(fā)側的水溫，改善熱泵系統(tǒng)的制熱性能。熱泵系統(tǒng)測試臺架如圖2所示。

圖2熱泵系統(tǒng)測試臺架

二次回路系統(tǒng)中主要系統(tǒng)部件的參數(shù)如表1所示，其中水冷冷凝器和chiller均為板式換熱器；補氣增焓模塊由一個補氣閥EXV1和板式換熱器組成。焓差室的環(huán)境工況由環(huán)境控制系統(tǒng)控制，提供特定的環(huán)境溫度(-20°C、-10°C)和濕度(50%)。焓差室包括室內和室外兩個環(huán)境室，每個環(huán)境室都有用來調節(jié)空氣流量的風洞。室內換熱器和室外換熱器分別被放置在室內和室外風洞的入口處。

在系統(tǒng)的關鍵位置都布置了相應的傳感器，以測量其溫度、壓力和流量等參數(shù)，其中制冷劑、冷卻液和空氣的溫度由鉑金電阻溫度傳感器測量，精度為±0.15°C，壓力傳感器得精度為0.25%，質量流量計測量的精度為0.15%，測量壓縮機輸入功率的功率計精度為0.01%。

表1熱泵系統(tǒng)中的主要組成部分

1.2實驗工況

R290和R134a系統(tǒng)的充注量、壓縮機轉速、環(huán)境溫度、室內風量以及補氣閥的開度都顯示在表2。

表2工況設置

1.3數(shù)據(jù)處理

兩個系統(tǒng)的制熱量均由冷卻液側制熱量確定，如公式（1）所示，COP由公式（2）確定。R290和R134a所有的熱物性參數(shù)均來自NISTREFPROP。制熱量和COP的不確定度用公式（3）和公式（4）來確定。

2實驗結果及分析

2.1充注量的影響

測試的第一步是確定R134a和R290系統(tǒng)的最佳充注量。在環(huán)境溫度為-10°C、轉速為8500rpm工況下，進行充注量實驗。R134a系統(tǒng)的最初充注量設置為550g，R290系統(tǒng)最初充注量設置為150g，然后以25~30g的增量向系統(tǒng)中充注制冷劑，直到最佳的制熱量。

圖3不同充注量下的熱泵系統(tǒng)性能特性

圖3記錄了R134a和R290兩個系統(tǒng)的充注量引起的性能參數(shù)變化。以R290充注過程為例，當充注量低于200g時，水冷冷凝器的過冷度幾乎為0°C，通過主閥和補氣閥的制冷劑均為氣相制冷劑，這就意味著系統(tǒng)的制冷劑質量流量較低。隨著制冷劑的不斷充注，在240→310g區(qū)間，壓縮機的排氣壓力穩(wěn)定在2.4MPa左右，調節(jié)補氣閥的開度，制熱量從7453W增加到最大值7870W，補氣過熱度維持在7°C左右，制熱效果達到最佳。再繼續(xù)加注制冷劑至330g，壓縮機的排氣壓力和制熱量有所下降，這是由于系統(tǒng)的制冷劑超過系統(tǒng)負荷，液態(tài)制冷劑進入壓縮機，進而影響系統(tǒng)的性能。因此，對于該系統(tǒng)R290合適的充注量區(qū)間為270~320g，利用類似的方法確定了R134a的最佳充注量為710~830g，制熱量的最大值為4370W。使用R290替代R134a，充注量約為R134a的42.5%。

2.2補氣增焓模塊

2.2.1最佳中間壓力

由于壓縮機內的中間壓力測量困難，大多數(shù)研究認為注入壓力近似為中間壓力。帶補氣增焓的熱泵系統(tǒng)與雙級壓縮系統(tǒng)原理相似，在理論最佳中間壓力的選取上采用了雙級壓縮的理論公式，即補氣的熱泵系統(tǒng)的理論最佳中間壓力等于壓縮機的吸入壓力與排氣壓力的幾何平均值，如公式4所示。無量綱的中間壓力，即相對中間壓力被定義為實際的中間壓力與理論最佳中間壓力的比值，如公式5所示。Ma等人利用熱泵系統(tǒng)的實驗數(shù)據(jù)，綜合分析了中間壓力對性能的影響，結果發(fā)現(xiàn)，最佳相對中間壓力值在1.1~1.3之間。

圖4是-20°C環(huán)境溫度，壓縮機轉速為6750rpm時，中間壓力對兩種制冷劑系統(tǒng)制熱量、壓縮機排氣溫度和補氣過熱度的影響。隨著中間壓力的增加，制熱量呈現(xiàn)先上升后下降，排氣溫度先下降后上升，因此存在某個中間壓力值使系統(tǒng)的性能到達最佳。如果中間壓力過低，那么補氣的流量就太小，導致系統(tǒng)的制熱性能提升不明顯；而如果中間壓力過高，那么噴氣的流量就會過大，其過熱度接近0°C，這會導致液態(tài)制冷劑進入壓縮機，顯著地降低制熱性能，并使得壓縮機處于一個不安全運行的狀態(tài)。

圖4在-20°C環(huán)境溫度下的中間壓力

圖4中虛線為通過實驗確定的R290和R134a的最佳中間壓力。其中，R290的最佳中間壓力為0.34MPa；R134a的最佳中間壓力為0.21MPa。通過公式5求得R290的理論最佳中間壓力為0.31MPa；R134a的理論最佳中間壓力為0.17MPa。由公式6求得的R290系統(tǒng)的相對中間壓力值為1.1；R134a系統(tǒng)的相對中間壓力值為1.2。R290和R134a的相對中間壓力值所在的區(qū)間與相關研究的最佳相對壓力的范圍類似，表明本研究通過實驗確定最佳中間壓力是在一個合理區(qū)間內。

對于每一個工況，系統(tǒng)都有一個最佳中間壓力，在此時具有最佳的制熱性能。在下文的研究中，均選取各工況的最佳中間壓力所對應的數(shù)值進行分析。

2.2.2對制熱性能的影響

如圖5所示，開啟補氣后，系統(tǒng)的制熱量得到明顯的提升。R290系統(tǒng)的制熱量分別上升13.7%(-10°C)和25.0%(-20°C);R134a系統(tǒng)的制熱量分別上升20.1%(-10°C)和20.3%(-20°C)?？梢园l(fā)現(xiàn)，環(huán)境溫度越低，補氣增焓使R290系統(tǒng)制熱量提升更明顯。在-20°C的極端工況下，開啟補氣后R290和R134a的COP分別提升15.3%和7.2%，均能達到2.0以上，遠高于使用PTC電加熱的效率。

當環(huán)境溫度很低時，熱泵可能無法提供足夠的熱量來滿足車廂的熱負荷，關于熱負荷的標定是基于的工作。在工況（-20°C&6750rpm）中，開啟補氣增焓后R290系統(tǒng)的制熱量雖然不能完全滿足相關研究對車體熱負荷的要求，但間隙越來越小，平均由33.3%降低至16.7%。

圖6顯示，系統(tǒng)開啟補氣后，R290系統(tǒng)壓縮機排氣溫度下降8.3~18.5°C，R134a制冷劑系統(tǒng)壓縮機排氣溫度下降7.1~11.6°C。前者平均排氣溫度比后者低4.8~8.6°C。蒸發(fā)溫度為-37°C時，兩者相差最大，為18.6°C；當蒸發(fā)溫度為-27°C時，二者相差最小，為4.8°C。

圖5不同環(huán)境溫度下的制熱量和COP

圖6不同蒸發(fā)溫度下的排氣溫度

2.3環(huán)境溫度的影響

根據(jù)圖7中R290和R134a的P-h圖，當環(huán)境溫度為-10°C和-20°C時，R290系統(tǒng)的冷凝壓力分別為2.31MPa和0.92Mpa；R134a系統(tǒng)的冷凝壓力分別為1.42MPa和0.63Mpa。R290系統(tǒng)的冷凝壓力高于R134a系統(tǒng)的冷凝壓力，較高的冷凝壓力有助于提高水冷冷凝器的制熱量。環(huán)境溫度由-10°C降低至-20°C時，R290系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力由0.17MPa降至0.14MPa；R134a系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力由0.067Mpa降至0.046Mpa。R134a系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力下降31.3%,R290系統(tǒng)的蒸發(fā)壓力下降僅17.6%。P-h圖同時還顯示了環(huán)境溫度的變化導致中間壓力發(fā)生變化。R290的中間壓力由0.73MPa降為0.35MPa；R134a的中間壓力由0.37MPa降為0.21MPa。中間壓力的降低，導致補氣支路的流量降低，與主路制冷劑的換熱量降低，R290系統(tǒng)補氣支路與主路的換熱量由1595W降為775W；R134a系統(tǒng)補氣支路與主路的換熱量818W降為339W。

圖7兩種制冷劑在-20°C和-10°C的P-h圖

2.4余熱回收測試

在工況（-20°C&6750rpm）中測試R290系統(tǒng)的性能時，我們發(fā)現(xiàn)僅依靠補氣增焓技術，不能完全達到取消PTC輔助供熱的目的；二次回路的一個顯著的優(yōu)點是低壓的冷卻液系統(tǒng)可以很容易延伸到車身的各處熱源，我們希望在開啟補氣的基礎上，通過二次回路的余熱回收技術，達到僅靠熱泵系統(tǒng)供熱的目的。在測試中，我們用PTC加熱冷卻液來模擬動力電池和驅動電機在工作過程中的產熱。

如圖8所示，在-20°C的環(huán)境溫度下，不進行余熱回收時，系統(tǒng)的制熱量為4350W，冷卻液的溫度為-26°C；當PTC的功率為1000W時，系統(tǒng)的制熱量為5620W，冷卻液的溫度為-18°C，制熱量提高25%，冷卻液的溫度提高8°C。一般而言，在實際駕駛場景中，參考的研究結果，收集電池和電機工作過程中產生的余熱，一般都超過了1200W。當PTC功率為2600W時，制熱量可達6000W，可以基本滿足-20°C環(huán)境溫度中對車體熱負荷的要求；因此，在電動汽車熱泵系統(tǒng)中使用帶有余熱回收的二次回路系統(tǒng)同時開啟補氣增焓，可以完全擺脫PTC僅依靠熱泵系統(tǒng)供熱。

圖8帶PTC系統(tǒng)的制熱量和冷卻液溫度

2.5二次回路+補氣增焓熱泵系統(tǒng)整體評估

為了全面比較在極端溫度下不同架構的電動汽車熱泵系統(tǒng)的制熱性能以及續(xù)航狀態(tài)，我們將文獻公開的純電汽車熱泵性能測試數(shù)據(jù)與二次回路+補氣系統(tǒng)進行比較。熱泵行駛里程影響分析基是基于的工作;WLTC是確定輕型車輛能耗和電動里程的標準試驗循環(huán)。表3展示WLTC循環(huán)進行車輛續(xù)航測試的相關信息。當汽車熱泵的制熱性能可以不滿足車輛的熱負荷時，便需要打開PTC輔助供熱，以滿足車內熱負荷.PTC的計算公式如公式7，這時熱泵系統(tǒng)的功率由壓縮機功率和PTC功率兩部分共同組成（忽略風扇的功率），如公式8；車輛的行駛距離如公式9.

四種策略都是在-20°C的環(huán)境中進行測試的，如表4所示。由圖9可以發(fā)現(xiàn)，策略（1）的CO2熱泵系統(tǒng)的制熱量比車體的熱負荷高6.2~25.3%;策略（3）當壓縮機轉速為6750rpm提升至8500rpm，制熱量與車體熱負荷間距由-16.7%減小至9.7%；策略（2）和策略（4）當壓縮機轉速提升至最高時，也無法滿足車體的制熱量需求。

表3WLTC循環(huán)續(xù)航測試參數(shù)

當熱泵系統(tǒng)關閉時，車輛的行駛里程為94km，當僅使用PTC時，續(xù)航里程會衰減52.4%；四個策略的熱泵系統(tǒng)工作后，車輛里程均有改善。策略（1）@6000rpm的行駛里程為69.2km，改善32.1%，是8個工況中改善最好的，這得益于CO2在低溫下優(yōu)良的制熱性能。對比采用R290的策略（2）和（3），在相似的壓縮機轉速下，策略（3）的制熱量較策略（2）高33.3%-37.4%，續(xù)航里程改善0.8%-5.4%。這是由于策略（3）的補氣增焓技術使得系統(tǒng)的制熱量顯著增加，而續(xù)航里程提升程度不明顯是由于策略（3）是二次回路系統(tǒng)，相較于策略（2）的直接式熱泵系統(tǒng)，COP會出現(xiàn)一定程度的下降。策略（4）R134a的改善率最低，不到20%。

圖9-20°C環(huán)境溫度下不同熱泵框架性能變化

R1234yf和R134a具有相似的加熱性能，即使采用補氣增焓技術，依然需要PTC補充熱量。R290在沒有采取補氣技術時，制熱量雖較R134a有長足的提升，但依然不能滿足系統(tǒng)的熱負荷需求；采用補氣增焓技術后（合適的余熱回收），在沒有PTC的情況下依然在極端溫度提供足夠的制熱量。

表4不同熱泵策略下的運行參數(shù)

3結論

隨著各國對全球環(huán)境問題的日益關注，電動汽車空調系統(tǒng)中最常見的制冷劑R134a將被其他更環(huán)保的制冷劑取代。此外，R134a熱泵系統(tǒng)在寒冷氣候下的低熱效率導致電動汽車行駛里程嚴重衰減，這也成為其發(fā)展的主要障礙。許多研究開始側重于更安全、更有效地應用R290。本文研究了VPI技術、環(huán)境溫度、余熱回收、空氣流量、充氣質量和壓縮機轉速對丙烷熱泵系統(tǒng)加熱性能的影響。結果表明，在無PTC輔助加熱的情況下，SL+VPI在丙烷熱泵中的應用可以滿足-20°C低環(huán)境溫度下的要求。集中設計的熱泵系統(tǒng)占用更少的空間，丙烷循環(huán)回路變得更短，從而減少其電荷質量。

在工況(-10C@8500rpm)下確定了R290和R134a系統(tǒng)的最佳充注量分別為310g和730g，使用R290替代R134a，充注量約為R134a的42.5%。

在工況(-20°C@6750rpm)下，R290系統(tǒng)開啟補氣增焓后，系統(tǒng)的制熱量和COP上升25.0%和15.3%，與車體熱負荷之間的間距由33.3%降低至16.7%；在二次回路中使用余熱回收裝置后，可以消除與車輛熱負荷之間的間距，擺脫PTC輔助供熱，僅靠熱泵自身的制熱量就可以滿足車輛熱負荷需求。

比較了不同的熱泵架構對續(xù)航里程的改善情況。結果表明,在-20°C環(huán)境中,R290二次回路+補氣增焓系統(tǒng)改善程度僅次于低于CO2熱泵系統(tǒng)，比典型的R290系統(tǒng)制熱量高33.3%-37.4%.考慮到CO2的高工作壓力以及高溫環(huán)境下制冷效果差，R290二次回路+補氣增焓系統(tǒng)是最富有競爭力的候選系統(tǒng)。

作者：季志遠，王海民，王傳偉，林浩

作者單位：上海理工大學能源與動力工程學院，上海市多相流與傳熱重點實驗室；東風商用車有限公司