电动汽车二次回路热泵系统制热性能研究

兰娇，苏林，呼延吉，李康，方奕栋

（1-上海理工大学，上海 200093；2-延擎动力科技（上海）有限公司，上海 200093）

[关键字] 电动汽车；二次回路热泵系统；制热

0 引言

环境污染与国家政策导致电动汽车已成为必然的发展趋势。汽车空调系统是乘客舱舒适性和乘员安全性的重要保证，但由于电动汽车的动力系统是电池包，使得第二大耗能的空调系统面临着挑战[1-2]。一方面，与传统燃油车相比，电动汽车没有足够的发动机余热供暖，一般电动汽车采用PTC（Positive Temperature Coefficient）电加热器采暖，但PTC加热能效低。研究表明：开启PTC电加热器将减少电动汽车24%～50%的驾驶里程[3-4]。而热泵系统的性能系数（COP）大于1，替代PTC加热具有很大的研究价值。大量的研究表明：与PTC加热相比，根据不同的驾驶工况，热泵系统可以增加20%～30%的行驶里程[3-5]。HIGUCHI等[6]研究了带有闪发器电动汽车热泵空调系统，与PTC加热作比较：热泵空调使能源利用率提高67%，续驶里程可增加21%。

由于全球气候变暖加剧，制冷剂 R134a（GWP为1,430）面临着被替换[7]。2006年欧盟通过的F-Gas法规明确规定，2011年开始在欧盟成员国上市的新车中汽车空调使用制冷剂的GWP不能高于150[8]。在欧盟批准可替代的新型制冷剂中，R1234yf和R152a具有不同程度的可燃性；CO2无色无味，在浓度高时具有窒息性[9-10]。这些制冷剂若在使用时发生泄漏，特别是从空调箱泄漏扩散到乘客舱，会对乘客的安全造成严重威胁。为了避免制冷剂与乘员舱有直接的接触，带二次冷却液回路的空调热泵系统近些年也得到发展与研究。

GHODBANE[11]对比研究了制冷剂为 R152a和R134a的二次回路热泵（ASLHP）系统性能：在相同的怠速工况下，R152a热泵系统的COP提升7%。KAISER[12]对比研究了直接式热泵（DHP）与ASLHP系统的制冷剂的充注量，发现 ASLHP系统可减少28%，这主要是因为它的制冷剂回路更加紧凑。CARRIES等[13]研究了一个R134a的ASLHP单元式热泵系统，实验表明：与DHP系统相比较，制热性能更优，而制冷性能下降了 5%。WANG等[14]对比研究了制冷剂为CO2的DHP系统与ASLHP系统在低温下的传热性能。

二次回路热泵系统在汽车空调中的应用具有以下优点[15-17]：1）增加制冷剂可选种类，可使用可燃性制冷剂；2）减少制冷剂的充注量；3）避免制冷剂在换热器两相区分配不均导致的温度波动；4）消除制冷剂经过节流装置时产生的异响，从而减小噪声对乘客影响；5）在短时间内启动/停车时（比如红绿灯路口时）可以储存冷量/热量、供给乘员舱制冷/加热；6）针对电动汽车，有利于电池（电子设备）热管理。现阶段，对于二次回路热泵系统在汽车空调中的研究仍较少，尤其是国内研究。

本文搭建了一个基于二次回路的空调热泵系统，研究在不同转速下，改变室内侧送风风量对系统制热性能的影响，包括COP、制热量、出风温度等参数。

1 负荷计算及系统匹配

1.1 冬季冷负荷计算

汽车空调系统设计开发之前，很重要的一步是对整个车进行负荷计算。电动汽车空调系统的负荷主要包括有太阳辐射、电池包的产热、车身导热、新风及漏风负荷、人员散热、车内照明6部分[18]。本文主要研究冬季制热性能，考虑到冬季负荷特性中的太阳辐射、电池包的产热、车内照明以及人员散热都会降低冬季的取暖负荷，因此在计算冬季冷负荷时，只考虑新风负荷和车身维护结构的传热。冷负荷计算条件为：环境和室内侧温度分别为10 ℃和 20 ℃，车辆是小型紧凑型汽车，长宽高分别为2,975 mm、1,585 mm和1,570 mm，轴距1,865 mm，3门2座2厢。当汽车在低温环境静置太久，乘员刚进入车厢会把鼓风机开到最大档，制热调到最大档，满足舒适性要求，此时的瞬态负荷最大；等到车厢环境慢慢被加热，整车逐渐达到稳态，此时空调系统只要加热人员所需补充的新风以及车门的漏风。

根据参考文献[19-20]计算方法，结合上述说明，本文的冷负荷计算时，瞬态负荷为1.7 kW，稳态负荷为1.1 kW。

1.2 系统匹配

根据 1.7 kW 的冷负荷，冬季制冷剂的设计工况为：冷凝和蒸发温度分别为 55 ℃和 0 ℃，过冷度和过热度都为5 ℃，根据参考文献[21-22]进行系统匹配设计。

2 实验原理

2.1 实验装置

如图1所示的实验装置及测试系统示意图，焓差实验室包含室内和室外两个环境室，并通过单独的制冷系统和加热加湿系统控制环境状态。考虑到现阶段实验室的安全措施尚未成熟，本文采用R134a制冷剂。图1中的粗虚线部分是制冷剂回路，粗实线是冷却液回路。制冷剂回路包括的部件有电动压缩机、板式换热器、TXV1、室外换热器。冷却液回路的部件有水泵、膨胀水箱、热芯。冷却液为50%的乙二醇溶液。制冷剂在板式换热器内与冷却液进行换热，被加热的冷却液通过水泵提供动力输送到热芯加热乘客舱。本实验系统示意图也有制冷模式，通过切换电磁阀即可。

系统的设计是按照紧凑小型电动汽车进行匹配。系统选用排量为0.000027 m3/r的电动涡旋式压缩机，供电电压为直流 380 V，转速调节范围为1,000 r/min～ 4,000 r/min，使用自带的24 V低压直流控制器进行转速的调节。室外换热器为单排四流程微通道平行流冷凝，外形尺寸 240 mm(W)×350 mm(H)×20 mm(D)；热泵换热器为板式换热器，外形尺寸为 206 mm(W)×78 mm(D)×101 mm(H)，最大换热量为8.5 kW；热芯换热量不小于4.5 kW，外形尺寸为 295 mm(W)×27 mm(D)×130 mm(H)。水泵为12 V直流无刷型，最大流量360 L/h，通过自带的控制器调节流量；电磁阀均为直流12 V驱动常闭型。

各个测点布置铂电阻与压力传感器测量制冷剂侧的温度和压力，科式质量流量计用来测量制冷剂流量，体积流量计用来测量冷却液的流量，功率计测量消耗的功率，电压表与电流表测量压缩机的运行电压与电流，各测量精度如表1所示，通过计算机软件进行数据采集和处理。

图1 实验装置及测试系统示意图

表1 实验台主要参数测量精度

2.2 实验方法

表2为本文的测试工况，以送风风量和转速为变量。由于制热模式是通过冷却液给乘客舱供暖，因此在计算制热量时单独用制冷剂侧的计算公式不再适用，本文计算制热量时取制冷剂侧制热量与水侧制热量的平均值，如式(1)～式(3)，COP计算公式如式(4)。

式中：

Q——制热量，kW；

Qref——制冷剂侧制热量，kW；

Qw——冷却液侧制热量，kW；

mref——制冷剂流量，kg/h；

hcond,in——冷凝器侧进口焓值，kJ/kg；

hcond,out——冷凝器侧出口焓值，kJ/kg；

Vw——冷却液侧体积流量，m3/h；

ρw——冷却液侧密度，kg/m3；

cp——比热容，kJ/(kg·℃)；

tin——进口温度，℃；

tout——出口温度，℃；

Wcomp——压缩机耗功，kW。

表2 实验工况

3 实验结果及分析

3.1 改变室内侧进风风量

图2和图3展示了在相同的转速、不同的风量下，压缩机的排气压力温度的变化规律以及板式换热器（冷凝器）出口压力温度的变化规律。随着风量的增加，压缩机和冷凝器的排气温度和压力都随之下降。这是由于增加风量使得空气侧的换热系数增大，即增强了换热，使得热芯出口的冷却液温度较低，进入冷凝器的温度较低。

图2 不同转速下，风量与压力的变化规律

图3 不同转速下，风量与温度的变化规律

图4 显示了相同转速、不同风量下，系统的制热量、压缩机耗功和COP的变化规律。随着风量的增加，压缩机的耗功几乎不变。350 m3/h与450 m3/h的风量相比较，根据转速的不同，制热量可以提高8%～16%。COP是耗功和制热量的综合结果，根据公式(4)可知，风量较低时COP也越大。

图5表示的是空调箱出风温度的影响，可以明显看出，风量的变化对出风的影响很大。350 m3/h与450 m3/h的风量相比，根据转速的不同，出风温度高 13%～22%。这是由于随着风量的降低，空气有时间与热芯进行充分的换热，且在空调箱中出风口空气有充足的时间混合，使出风温度较高。

图4 不同速下，风量与制热量/耗功/COP的变化规律

图5 不同转速下，风量与出风温度的变化规律

3.2 改变压缩机转速

如图2和3所示，在相同的风量下，随着压缩机转速的增加，压缩机和冷凝器出口的压力与温度也随之增加。但转速增加对压缩机的排气温度和压力的影响幅度大。风量350 m3/h、中转速2,500 r/min时，压缩机的排气压力最高才 1.24 MPa；高转速3,850 r/min时，压缩机的排气压力最高 1.5 MPa。一方面随着转速的增加，压缩机的排量增加，另一方面电动涡旋式压缩机在高转速时，压缩机的效率较高，因此具有较高的排气温度和压力。对冷凝器出口的压力和温度变化影响小，这可能是因为制冷剂在冷凝端是液冷式，乙二醇溶液与制冷剂换热，且板式换热器的结构紧凑，换热效果较好。

如图4所示，在相同的风量下，随着压缩机转速增加，系统制热量、压缩机耗功都呈上升的趋势，COP呈现下降的趋势，这是因为压缩机排量增加导致了耗功增加。风量为350 m3/h、转速为3,850 r/min时，制热量可达2.4 kW，可以满足取暖负荷。如图5所示，随着压缩机的转速提高，出风温度也随之增加，当压缩机转速为3,850 r/min、风量为350 m3/h时，出风温度达到 31 ℃，与乘员舱的设计温度差为 13 ℃。由图 2可知，压缩机的排气温度增加，导致冷却液在板式换热器内的换热量增加。COP的下降也表明热泵系统的能效比在高转速下较小，但COP也保持在2以上。同样，排量的增加，冷却液与制冷剂换热量增加，使得进入热芯的冷却液温度更高，即出风温度也会随压缩机转速的增加而升高。

4 总结

本文搭建了电动汽车二次回路热泵系统实验台，在汽车空调焓差实验室进行了二次回路热泵系统在不同风量以及压缩机转速下的制热性能实验，得到以下结论。

1）风量对二次回路电动汽车热泵系统的制热量以及出风温度影响很大，风量为350 m3/h时，与风量为450 m3/h相比，可使制热量最大增加16%，出风温度提高22%。针对小型紧凑型电动汽车采用350 m3/h的风量可使系统性能更优。

2）压缩机高转速时，出风温度高且制热量多。转速增加对压缩机排气温度和压力明显增大，而对水冷式的板式换热器的出口压力和温度影响小。

3）综合压缩机转速以及室内侧进风风量对二次回路热泵系统有影响，对于小型紧凑型电动汽车来说，高转速和小风量可使系统的性能发挥最优。