電動汽車在冬季續(xù)駛里程衰減嚴(yán)重,除電池因素外,熱管理系統(tǒng)在低溫下效率低也是重要原因之一?正溫度系數(shù)(PositiveTemperature Coefficient,PTC)電加熱器具有發(fā)熱量高?升溫速率快?控制簡單等特點[1],曾經(jīng)是應(yīng)用最廣泛的制熱方式,但基于電-熱效率的原理,其采暖效率永遠(yuǎn)小于100%,嚴(yán)重削減冬季的續(xù)駛里程,據(jù)美國汽車工程師學(xué)會(Society of Automotive Engineers,SAE)的研究,冬季采暖工況PTC加熱器制熱約占整車能源消耗的33%[2]?熱泵可以將低品位熱能轉(zhuǎn)化為高品位熱能,獲得200%~300%的采暖效率,應(yīng)用于電動汽車能夠大幅降低能耗,提高續(xù)駛里程[3]?但熱泵在低溫(<-10℃)條件下制熱量不足,故目前在售車型基本均搭載熱泵系統(tǒng),卻仍無法取消PTC加熱器?

PTC加熱器的替代路徑主要有性能系數(shù)(Coefficient of Performance,COP)>1的補氣增焓和COP<1的熱氣旁通2種?補氣增焓技術(shù)可擴(kuò)大熱泵系統(tǒng)的運行溫度區(qū)間,王超等[4]研究表明,補氣增焓技術(shù)在-15℃環(huán)境溫度下制熱量可提升約20%?劉旗等[5]開發(fā)了電動汽車用帶中間換熱器的補氣增焓熱泵空調(diào)系統(tǒng),該系統(tǒng)可有效拓寬熱泵在低溫環(huán)境下的適用范圍,臺架測試結(jié)果表明,該系統(tǒng)制熱功耗降低了2169W,整車?yán)m(xù)駛里程提升了16.9%?劉明康等[6]驗證了補氣增焓熱泵在低溫下的制熱性能,-20℃時制熱量達(dá)到2.56kW,COP達(dá)到1.88?熱氣旁通是指制冷系統(tǒng)壓縮機排氣管和蒸發(fā)器與膨脹閥之間設(shè)置的旁通管路,已應(yīng)用于家用?商用空調(diào)的除霜過程[7-8]?特斯拉(Tesla)[9]提出了一種含熱氣旁通支路的電動汽車熱泵系統(tǒng),該支路直接連通壓縮機排氣管和吸氣管,能夠?qū)崿F(xiàn)壓縮機電功制熱?

為將壓縮機電功轉(zhuǎn)化為熱量,以在整車熱管理中替代PTC加熱器,本文提出一種三角循環(huán),通過試驗研究其制熱性能,基于試驗數(shù)據(jù)建立可靠的仿真模型分析電子膨脹閥開度?進(jìn)風(fēng)溫度和進(jìn)風(fēng)風(fēng)量對循環(huán)性能的影響,并提出全工況范圍內(nèi)的控制策略?

系統(tǒng)工質(zhì)為R134a,壓縮機排量為45cm3,最大轉(zhuǎn)速為12000r/min;WCC為板式換熱器,板片有效尺寸為180mm×70mm,共72片,高度為91mm,防凍液與冷媒逆流設(shè)計,冷媒側(cè)和防凍液側(cè)均為單流程;EXV的制冷功率為12kW,有效內(nèi)徑為2.6mm;氣液分離器容積為150mL;暖芯的迎風(fēng)面積為145mm×190mm,單流程,36排扁管,扁管厚度為27mm;水泵的功率為50W?

由圖1b可知,液冷冷凝器內(nèi)冷媒從過熱態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)閮上鄳B(tài),離開冷凝器時冷媒的干度由系統(tǒng)的吸氣壓力決定,吸氣壓力升高則等焓節(jié)流線向右移動,吸氣壓力降低則等焓節(jié)流線向左移動,壓縮機內(nèi)的狀態(tài)與帶氣液分離器的制冷系統(tǒng)類似?從壓焓圖上分析,三角循環(huán)對零部件有2個要求:冷凝器內(nèi)冷媒兩相段縮短;電子膨脹閥入口是兩相流,密度比飽和液體小,常用的3.5~7.0kW的EXV無法滿足系統(tǒng)流量需求?因此,本文采用高效的板式換熱器作為液冷冷凝器?  

理論計算模型

壓縮機

本文采用AHRI10系數(shù)模型對壓縮機的性能進(jìn)行擬合,系數(shù)參考文獻(xiàn)[10]?

電子膨脹閥

假設(shè)制冷劑流經(jīng)電子膨脹閥的過程為絕熱過程,制冷劑比焓維持不變,則電子膨脹閥的制冷劑質(zhì)量流量為:

式中,m為制冷劑質(zhì)量流量;CD為流量系數(shù);A為EXV的流通截面積;ρin?ρout分別為EXV進(jìn)口?出口冷媒的密度;ΔP為閥前?后的壓差?

換熱器

本文建立了換熱器的分布參數(shù)模型,將換熱器劃分為若干個控制體,通過采用整體傳熱系數(shù)和牛頓冷卻定律對每個控制體進(jìn)行建模:

式中,U為綜合傳熱系數(shù);αhot?αcold分別為熱流體側(cè)和冷流體側(cè)的對流換熱系數(shù);kw為導(dǎo)熱系數(shù);δw為壁面厚度;Aspec為換熱面積;Aspec,hot?Aspec,cold分別為熱流體側(cè)和冷流體側(cè)的換熱面積?

模型的計算在AMESim平臺上實現(xiàn),圖2所示為建立的仿真模型,本文的理論分析均基于此模型開展?

02、臺架測試

測試臺架與性能參數(shù)

由于三角循環(huán)結(jié)構(gòu)簡單,本文借用間接式熱泵的臺架開展測試,包含壓縮機?WCC?水冷蒸發(fā)器?經(jīng)濟(jì)器?EXV,試驗中控制經(jīng)濟(jì)器的EXV全程關(guān)閉,水冷蒸發(fā)器側(cè)不通入防凍液,使系統(tǒng)架構(gòu)等效為三角循環(huán),臺架實物如圖3所示?測點布置如圖4所示:防凍液循環(huán)側(cè),在WCC的進(jìn)?出口布置溫度傳感器和流量計;冷媒循環(huán)側(cè),在壓縮機吸氣口布置低壓溫度壓力傳感器,排氣口布置高壓溫度壓力傳感器,WCC出口布置高壓溫度壓力傳感器?

制冷制熱量和COP是熱泵系統(tǒng)最重要的性能參數(shù),但三角循環(huán)的原理是將壓縮機的功耗轉(zhuǎn)化為熱能,COP恒小于1,因此,本文不關(guān)注COP,只討論制熱量Qh:

式中,Cp為體積分?jǐn)?shù)為50%的乙二醇水溶液的比熱容;mp為體積分?jǐn)?shù)為50%的乙二醇水溶液的質(zhì)量流量;TWCC,in?TWCC,out分別為WCC進(jìn)?出口溫度?

測試結(jié)果與模型驗證

采用R1234yf工質(zhì),分別研究不同壓縮機轉(zhuǎn)速(4000r/min?7000r/min?9500r/min)?不同排氣壓力(1.5MPa?1.8MPa?2.2MPa)工況下的制熱量,吸氣壓力控制在0.1~0.2MPa,測試結(jié)果如圖5所示:當(dāng)排氣壓力不變時,制熱量隨著轉(zhuǎn)速的提高而增大;當(dāng)轉(zhuǎn)速不變時,制熱量隨著排氣壓力的升高而增大?高轉(zhuǎn)速和大壓比能夠激發(fā)更多的壓縮機功耗,因此,轉(zhuǎn)速越高?排氣壓力越高,制熱量越大?制熱量最大值為5954W,此時轉(zhuǎn)速為9500r/min,排氣壓力為2.2MPa?

同時,對理論計算模型進(jìn)行了校核,結(jié)果如表1所示,制熱量的相對誤差小于20%,絕對誤差小于830W,仿真模型可靠?

03、分析與討論

本文基于上述仿真模型研究電子膨脹閥開度?進(jìn)風(fēng)溫度和進(jìn)風(fēng)風(fēng)量對三角循環(huán)性能的影響,為控制策略的制定提供依據(jù)?

電子膨脹閥開度的影響

設(shè)定壓縮機轉(zhuǎn)速為7000r/min,WCC流量為12L/min,暖芯進(jìn)風(fēng)溫度為10℃,進(jìn)風(fēng)風(fēng)量為200m3/h,不同電子膨脹閥開度條件下仿真結(jié)果如圖6所示?由圖6可知,隨著電子膨脹閥開度從60%增加到100%,吸氣壓力由0.12MPa提高至0.24MPa,排氣壓力由1.06MPa提高至1.28MPa?三角循環(huán)制熱量和暖芯出風(fēng)溫度同樣是先較快上升,之后上升趨勢逐漸平緩,原因是隨著電子膨脹閥開度增大,壓縮機的吸氣壓力提高,吸氣密度隨之上升,系統(tǒng)內(nèi)冷媒的質(zhì)量流量增大,同時,由于低壓提高導(dǎo)致等焓節(jié)流線向右移動,WCC內(nèi)冷媒的焓差減小,而制熱量是系統(tǒng)內(nèi)冷媒的質(zhì)量流量與WCC內(nèi)冷媒焓差的乘積,因此呈現(xiàn)先顯著上升而后上升趨勢減緩的現(xiàn)象?

總體而言,電子膨脹閥開度增大有助于壓縮機發(fā)揮出更大的能力,獲得更多的制熱量,其中最大制熱量可以達(dá)到2.4kW,此時出風(fēng)溫度為42.2℃,吸氣壓力和排氣壓力分別為0.24MPa?1.31MPa?

進(jìn)風(fēng)溫度的影響

設(shè)置壓縮機轉(zhuǎn)速為7000r/min,WCC流量為12L/min,暖芯進(jìn)風(fēng)風(fēng)量為160m3/h,設(shè)進(jìn)風(fēng)溫度的變化范圍為-20~10℃,幾乎覆蓋了所有環(huán)境溫度下的冷起動和穩(wěn)態(tài)工況,仿真結(jié)果如圖7所示?

與傳統(tǒng)熱泵循環(huán)不同,隨著進(jìn)風(fēng)溫度上升,制熱量逐漸增大且呈現(xiàn)加速的趨勢?壓縮機的吸?排氣壓力均隨著進(jìn)風(fēng)溫度的提高而上升?需要注意的

可見,只有壓縮機排氣壓力較高或進(jìn)風(fēng)溫度較高的情況下,三角循環(huán)才能提供較大的制熱量,但整車?yán)淦饎与A段進(jìn)風(fēng)溫度和排氣壓力均處于較低的水平,而此時對制熱量的需求最大,三角循環(huán)的特性與冷起動階段的矛盾將提升其控制難度?    

風(fēng)量的影響

由前文的分析可知,三角循環(huán)在排氣壓力較高或進(jìn)風(fēng)溫度較高時制熱能力較強,因此在冷起動階段需采取較小風(fēng)量,與現(xiàn)有的冷起動策略(先大風(fēng)量,而后逐漸降低)相悖?為了定量研究小風(fēng)量對三角循環(huán)制熱能力的影響,設(shè)置壓縮機轉(zhuǎn)速為7000r/min?WCC流量為12L/min?暖芯進(jìn)風(fēng)溫度為10℃?電子膨脹閥全開,風(fēng)量為150~300m3/h條件下的穩(wěn)態(tài)特性如圖8所示?

由圖8可知,隨著進(jìn)風(fēng)風(fēng)量下降,吸氣壓力?排氣壓力?制熱量?出風(fēng)溫度均上升?降低風(fēng)量對提升制熱量具有顯著作用,因此,三角循環(huán)的控制策略中需要重點關(guān)注空調(diào)箱風(fēng)量?

控制策略

本文基于仿真模型計算不同進(jìn)風(fēng)溫度和壓縮機轉(zhuǎn)速下對應(yīng)的風(fēng)量可調(diào)節(jié)范圍,超過風(fēng)量可調(diào)節(jié)范圍將觸發(fā)壓縮機高壓保護(hù)或低壓保護(hù)(高壓保護(hù)2.5  MPa,低壓保護(hù)0.12MPa),如圖9所示?

例如,環(huán)境溫度為-20℃的冷起動工況,暖芯進(jìn)風(fēng)溫度為-20℃,壓縮機轉(zhuǎn)速為6500r/min,則此時鼓風(fēng)機的風(fēng)量?制熱量?出風(fēng)溫度見圖9a,且風(fēng)量越小,制熱量越大,若風(fēng)量超過給定范圍,會觸發(fā)壓縮機高壓保護(hù)或低壓保護(hù)?當(dāng)乘員艙內(nèi)獲得一定的溫升,風(fēng)量越小,制熱量越大?當(dāng)乘員艙內(nèi)溫度達(dá)到20℃左右時,暖芯進(jìn)風(fēng)溫度約為10℃,假設(shè)壓縮機控制目標(biāo)為5000r/min,那么風(fēng)量的可調(diào)節(jié)范圍為123m3/h到最大值之間?

04、結(jié)束語

本文通過試驗和仿真的方式研究了三角循環(huán)

的性能和控制策略,主要結(jié)論如下:

a.  在零部件選型方面,由于冷凝段焓差減小,三角循環(huán)對冷凝器要求更高,由于電子膨脹閥入口為兩相流,三角循環(huán)對電子膨脹閥要求更高?

b.   臺架測試顯示,三角循環(huán)制熱量能夠達(dá)到6kW,在大多數(shù)情況下足以滿足整車制熱需求,此時壓縮機轉(zhuǎn)速為9500r/min,高壓為2.2MPa,低壓為0.2MPa?

c.  電子膨脹閥開度增大有助于壓縮機發(fā)揮更大的能力,從而獲得更多的制熱量,但增益遞減?

d.  三角循環(huán)在高進(jìn)風(fēng)溫度或高排氣壓力工況

下具有較大的制熱量,因此冷起動階段需采用小風(fēng)量的控制策略?

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