王敏弛,聶磊,趙耀,陳道川,代彥軍.電動汽車間接熱泵系統(tǒng)的實驗研究[J].制冷技術(shù),2022,42(02):7-11+24.

摘 要

針對電動汽車傳統(tǒng)電加熱采暖方式效率低、甚至難以運行的問題，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)運行穩(wěn)定性的同時保證較高的系統(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，系統(tǒng)制熱量可達2.18 kW，COP 可達2.62，相比于直接換熱熱泵系統(tǒng)，COP 提升近20%；-10 ℃時，系統(tǒng)最高換熱量可達3.36 kW；-18 ℃時，艙內(nèi)送風(fēng)溫度最高可達 19.4 ℃，基本滿足純電動汽車在冬季環(huán)境工況下的制熱需求。

0  引言

我國在“十三五”規(guī)劃中啟動了新能源汽車重點專項[1]，大力推進新能源汽車的發(fā)展。發(fā)展新能源汽車是實現(xiàn)國家節(jié)能減排，產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)型升級以及汽車強國的必要措施[2]。電動汽車與燃油汽車最大區(qū)別在于動力源的不同，電動汽車為電驅(qū)動型，在乘客艙熱管理系統(tǒng)方面，低溫環(huán)境工況下電動汽車沒有發(fā)動機冷卻液來提供熱量以承擔(dān)乘客艙熱負荷。目前，電動汽車空調(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，電動汽車的續(xù)航里程會大大縮減[3-4]。美國汽車協(xié)會研究表明，當(dāng)乘客艙空調(diào)系統(tǒng)開啟時，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續(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，有很多學(xué)者研究了車載熱泵空調(diào)[6-12]，電動汽車廠商已將應(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)（Coefficient of Performance，COP）一般低于2.0。姜繼周等[21]采用補氣增焓式熱泵空調(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)在模式切換時不用啟停壓縮機和四通閥換向，而是直接切換不同的水路來實現(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)境溫度下進行實驗測試，分析其在不同環(huán)境溫度下的性能指標(biāo)。

1  電動汽車間接熱泵系統(tǒng)

圖 1 所示為間接熱泵系統(tǒng)的系統(tǒng)原理。系統(tǒng)由直流電動渦旋壓縮機、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)，制冷劑通過電動壓縮機(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)流之后進入板式換熱器(11)進行蒸發(fā)吸熱，之后流經(jīng)氣液分離器(12)回到壓縮機中。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)進行熱交換，獲得冷量。

在熱泵循環(huán)時，將一個板式換熱器(2)作為冷凝器，另一個板式換熱器(6)作為蒸發(fā)器的形式來實現(xiàn)系統(tǒng)的熱泵功能。在熱泵循環(huán)的制冷劑循環(huán)側(cè)，制冷劑通過電動壓縮機(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)流之后進入板式換熱器(6)進行蒸發(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，完成一個完整的熱泵循環(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)進行熱交換，從外界環(huán)境吸收熱量。

2  實驗方法及誤差分析

2.1 實驗系統(tǒng)原理

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

實驗測試采集的參數(shù)主要有壓縮機的轉(zhuǎn)速、功率、進出口壓力及吸/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)進出口溫度及流量、暖風(fēng)芯體防凍液側(cè)進出口溫度、空氣側(cè)進出口溫度及風(fēng)量。制冷劑采用R134a，充注量約為660 g。每個工況的實驗在環(huán)境焓差室工況達到要求并維持0.5 h 后進行。其中，壓縮機具體參數(shù)如表1 所示，電動機形式為永磁同步電機。

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。壓縮機通過控制器局域網(wǎng)絡(luò)（Controller Area Network，CAN）總線實現(xiàn)轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)，電子膨脹閥在保證壓縮機進口過熱度，以及進口工質(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)（Local Interconnect Network，LIN）總線實現(xiàn)開度的調(diào)節(jié)，兩個水泵分別根據(jù)艙內(nèi)送風(fēng)溫度和蒸發(fā)壓力通過LIN 總線實現(xiàn)流速的調(diào)節(jié)，電磁閥根據(jù)運行模式實現(xiàn)開閉控制，直流風(fēng)機通過變電壓實現(xiàn)風(fēng)量的調(diào)節(jié)。

本系統(tǒng)在壓縮機直流電源布置1 個電流計。制冷劑管路布置3 個溫（度）壓（力）傳感器，分別是壓縮機吸/排氣口、板式換熱器(2)制冷劑側(cè)出口。防凍液管路布置8 個熱電偶傳感器，分別是兩個板式換熱器防凍液側(cè)進/出口、暖風(fēng)芯體和微通道平行流換熱器防凍液側(cè)進/出口。兩個防凍液管路各布置一個電磁流量計?？諝鈧?cè)布置了12 個Pt100 溫度傳感器，暖風(fēng)芯體的出風(fēng)口布置8 個，微通道平行流換熱器的出風(fēng)方向布置4 個，還有1 個環(huán)境溫度傳感器。實驗測試設(shè)備及具體規(guī)格如表2 所示。這些數(shù)據(jù)通過Agilent 34972 數(shù)據(jù)采集儀進行采集，并通過上位機進行數(shù)據(jù)的讀取和存儲。

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

2.2 評價指標(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，因此計算系統(tǒng)制熱量時取暖風(fēng)芯體(3)防凍液側(cè)制熱量Qw 為準，系統(tǒng)功耗Wsys 以及性能系數(shù)COP（COP）計算公式分別為：

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 為壓縮機功耗，kW；Wpump 為水泵功耗，kW。

2.3 系統(tǒng)不確定度分析

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

計算當(dāng)在-7 ℃環(huán)境溫度時，系統(tǒng)壓縮機功率Wpump、制熱量Qw 以及COP 的不確定度分別為0.77%、1.60%和3.88%。

3  結(jié)果與分析

在保證暖風(fēng)芯體出口風(fēng)量為 200 m3/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)對壓縮機不同轉(zhuǎn)速工況進行了熱泵采暖工況實驗研究?；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)壓縮機的轉(zhuǎn)速過高時，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)定運行，所以僅僅測試了壓縮機轉(zhuǎn)速在2 000~4 000 r/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2.18 kW 提升至最高3.58 kW，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)進回水溫差從最低2.29 ℃提升至最高3.78 ℃，提高了65.2%；進回水溫度分別提高88.6%和90.7%。在環(huán)境溫度為-10 ℃，-18 ℃下的系統(tǒng)各項數(shù)據(jù)也呈現(xiàn)出相似的規(guī)律。

隨著壓縮機轉(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)溫度和壓縮機轉(zhuǎn)速的情況下，不同的環(huán)境溫度會對系統(tǒng)產(chǎn)生不同的影響。隨著環(huán)境溫度從-7 ℃降至-10 ℃和-18 ℃時，由圖3 可知，在壓縮機轉(zhuǎn)速為2 000 r/min 時，系統(tǒng)COP 分別降低6%和15%，壓縮機轉(zhuǎn)速4 000 r/min 時出現(xiàn)系統(tǒng)COP隨著環(huán)境溫度降低而提升的現(xiàn)象。圖4 中，各個壓縮機轉(zhuǎn)速下系統(tǒng)制熱量分別降低2%~6% 和13%~30%。圖6 中，各個壓縮機轉(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，壓縮機壓比增大，功耗增多，系統(tǒng)的COP 呈降低趨勢。當(dāng)壓縮機轉(zhuǎn)速在4 000 r/min 時，-7 ℃環(huán)境溫度下的系統(tǒng)COP 達到最低值。這是由于相較于更低的環(huán)境溫度，在-7 ℃、4 000 r/min 工況下，冷凝器散熱能力不足，防凍液側(cè)進回水溫度較高，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，壓縮機轉(zhuǎn)速4 000 r/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，同時艙內(nèi)送風(fēng)溫度達到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3.36 kW，COP 為1.96；在-18 ℃環(huán)境溫度下，系統(tǒng)艙內(nèi)送風(fēng)溫度最大能夠達到19.4 ℃，COP 為1.92，能夠基本滿足純電動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)在制冷與熱泵兩個模式下沒有變化，而是通過防凍液側(cè)循環(huán)的切換實現(xiàn)。固定的制冷劑循環(huán)，使系統(tǒng)中的部件在設(shè)計時，冷凝器與蒸發(fā)器的能力能夠更好匹配整個系統(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。

4  結(jié)論

本文提出了一種采用防凍液間接換熱的電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)，設(shè)計并搭建了系統(tǒng)測試臺架，對系統(tǒng)整體性能進行分析，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2.62，制熱量為2.18 kW，艙內(nèi)送風(fēng)溫度23.4 ℃；

2）系統(tǒng)COP 隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的提高而降低，制熱量和壓縮機功率都隨著轉(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)運行模式；

3）系統(tǒng)在-10 ℃環(huán)境溫度下，系統(tǒng)制熱量可達3.36 kW；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。