1  前言

在新能源汽車發(fā)展初期，普遍采用電加熱的方式滿足冬季供熱需求。研究表明，在嚴(yán)寒地區(qū)，這種高能耗的供熱方式可導(dǎo)致電動(dòng)汽車?yán)m(xù)航里程衰減50%左右。空氣源熱泵是一種更高效、節(jié)能的方法，但是在寒冷地區(qū)，R-134a熱泵系統(tǒng)性能隨環(huán)境溫度的降低而顯著衰減，制熱量也會(huì)嚴(yán)重不足。此外，現(xiàn)階段汽車空調(diào)領(lǐng)域普遍采用的制冷工質(zhì)R-134a的全球變暖潛能值高達(dá)1300，其生產(chǎn)和使用都面臨嚴(yán)格限制，因此迫切需要一種基于環(huán)保工質(zhì)的新型熱泵系統(tǒng)。

CO2是一種純天然的環(huán)保工質(zhì)，無毒、不可燃、單位容積制冷量大，具有良好的傳熱特性，是一種很有前景的替代制冷劑。在制熱方面，相關(guān)學(xué)者對(duì)CO2汽車空調(diào)樣機(jī)進(jìn)行了研究，結(jié)果表明，CO2熱泵系統(tǒng)可以獲得更高的制熱量和制熱COP。另一方面，為了獲得較好的性能，CO2系統(tǒng)中通常采用中間換熱器，提升性能的同時(shí)也帶來排氣溫度過高的問題。

為解決上述問題，本文設(shè)計(jì)電動(dòng)汽車中間冷卻式CO2熱泵系統(tǒng)，在典型工況下測(cè)試系統(tǒng)性能，驗(yàn)證其可行性。

2  中間冷卻式CO2熱泵系統(tǒng)

2.1  系統(tǒng)介紹

系統(tǒng)由中間冷卻式壓縮機(jī)、2個(gè)車內(nèi)換熱器（車內(nèi)蒸發(fā)器和車內(nèi)氣冷器）、車外換熱器、中間換熱器、中間冷卻器、電子膨脹閥等部件構(gòu)成，系統(tǒng)原理如圖1所示。



2個(gè)車內(nèi)換熱器布置于風(fēng)道內(nèi)，車外換熱器布置于前格柵后，中間冷卻器平行布置于車外換熱器前。通過系統(tǒng)中三通閥和截止閥的調(diào)節(jié)，可實(shí)現(xiàn)制冷模式和制熱模式切換，切換方案如表1所示。

在夏季高溫工況下，中間冷卻器用于壓縮機(jī)中間冷卻：來自第一級(jí)壓縮腔的排氣冷卻后進(jìn)入第二級(jí)壓縮腔進(jìn)行壓縮，以有效降低壓縮機(jī)的排氣溫度，在相同的極限排氣溫度限定下，引入中間冷卻后壓縮機(jī)可工作在更大壓比工況，有利于系統(tǒng)工作在高溫制冷工況。

在冬季低溫工況下，車內(nèi)蒸發(fā)器用作中間冷卻器：一方面，車內(nèi)蒸發(fā)器對(duì)壓縮機(jī)第一級(jí)壓縮腔的排氣進(jìn)行冷卻，降低排氣溫度，保護(hù)壓縮機(jī)并且提高其效率；另一方面，風(fēng)道內(nèi)的空氣先經(jīng)過車內(nèi)蒸發(fā)器，對(duì)制冷劑進(jìn)行中間冷卻的同時(shí)回收中間冷卻過程的熱量，可有效提升系統(tǒng)的制熱量。該系統(tǒng)通過換熱器布局優(yōu)化，兼顧了電動(dòng)汽車空間緊湊的特點(diǎn)以及充分的中間冷卻條件，可以很好地保證系統(tǒng)的高效運(yùn)行。



2.2  試驗(yàn)平臺(tái)

為測(cè)試中間冷卻式CO2熱泵系統(tǒng)的性能，搭建了如圖2所示的測(cè)試平臺(tái)。壓縮機(jī)為中間冷卻式雙轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)，排量為4.5mL；車內(nèi)蒸發(fā)器和車內(nèi)氣冷器均為微通道平行流換熱器，并排布置于室內(nèi)側(cè)受風(fēng)箱，氣流先經(jīng)過車內(nèi)蒸發(fā)器，然后流過車內(nèi)氣冷器；車外換熱器和中間冷卻器布置于車頭。部件的詳細(xì)參數(shù)如表2所示。




空氣側(cè)干球溫度和濕球溫度采用高精度鉑電阻測(cè)量，測(cè)溫精度為±0.01℃；制冷劑側(cè)溫度采用鉑電阻溫度計(jì)測(cè)量，精度為±0.2℃；壓縮機(jī)輸入功采用功率計(jì)8720測(cè)量，測(cè)量精度為±0.5%。

基于電動(dòng)汽車空調(diào)典型運(yùn)行工況，開展了制冷和制熱性能測(cè)試，并與基本跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)（簡(jiǎn)稱基本系統(tǒng)）進(jìn)行對(duì)比，測(cè)試工況如表3所示。



2.3  數(shù)據(jù)處理

在焓差實(shí)驗(yàn)室中可以準(zhǔn)確地測(cè)量出換熱器進(jìn)、出口空氣的干、濕球溫度和風(fēng)量，系統(tǒng)制冷量/制熱量Q為：



式中，q為被測(cè)空調(diào)器室內(nèi)側(cè)測(cè)點(diǎn)風(fēng)量；ha1、ha2分別為空調(diào)器室內(nèi)側(cè)進(jìn)、出風(fēng)空氣焓值；v′為噴嘴前空氣比容；Wn為噴嘴前空氣含濕量。

系統(tǒng)性能系數(shù)kCOP為：

kCOP=Q/P（2）

式中，P為壓縮機(jī)耗功（含變頻驅(qū)動(dòng)器）。

3  結(jié)果與討論

3.1  制冷工況系統(tǒng)性能

圖3所示為排氣溫度隨著排氣壓力的變化情況，其中系統(tǒng)排氣壓力通過膨脹閥調(diào)節(jié)。隨著排氣壓力的升高，中間冷卻式系統(tǒng)和基本系統(tǒng)的排氣溫度都明顯上升。但是，中間冷卻系統(tǒng)的排氣溫度的增長(zhǎng)速度明顯低于相同壓比下基本循環(huán)的增長(zhǎng)速度。在35℃工況下，中間冷卻式系統(tǒng)的排氣溫度最高不超過90℃，而基本系統(tǒng)的排氣溫度在壓力僅為9.72MPa時(shí)即達(dá)到102.6℃。在45℃工況下，中間冷卻系統(tǒng)在12.32MPa排氣壓力工況下的排氣溫度僅為105℃，而基本系統(tǒng)的排氣溫度在排氣壓力僅為10.32MPa時(shí)就達(dá)到113.6℃。



圖4所示為中間冷卻式系統(tǒng)與基本系統(tǒng)性能對(duì)比。35℃工況下，隨著排氣壓力的上升，中間冷卻式系統(tǒng)的制冷量從1856W增加到2353W，kCOP從1.94上升到2.01，繼續(xù)增大排氣壓力時(shí)，kCOP開始呈現(xiàn)衰減趨勢(shì)。排氣壓力為9.45MPa時(shí)，系統(tǒng)達(dá)到最優(yōu)kCOP，其對(duì)應(yīng)的壓縮機(jī)壓比為2.24。

對(duì)于基本系統(tǒng)，排氣壓力和壓縮比受最高排氣溫度限制，對(duì)應(yīng)的工作壓力和壓縮機(jī)壓比較中間冷卻式系統(tǒng)低。隨著排氣壓力上升，基本系統(tǒng)的制冷量從1660W增加到2258W，kCOP從1.83增加到2.01，然后隨著排氣壓力繼續(xù)增加，系統(tǒng)kCOP降至1.93，基本系統(tǒng)在排氣壓力為9.09MPa、壓縮比為2.02時(shí)獲得最佳kCOP。



在45℃工況下，隨著排氣壓力的升高，中間冷卻式系統(tǒng)制冷量從1568W增加到2068W。這與35℃工況相似，存在最優(yōu)kCOP，為1.59。與基本系統(tǒng)相比，中間冷卻式系統(tǒng)能顯著提升45℃工況下系統(tǒng)的制冷量和kCOP，最大制冷量提升了19.8%，最大kCOP提升了12.8%。

圖5所示為中間冷卻式系統(tǒng)和基本系統(tǒng)循環(huán)過程對(duì)比。中間冷卻首先影響壓縮機(jī)的壓縮過程，包括壓縮機(jī)的絕熱效率和容積。在35℃工況下，當(dāng)排氣壓力為9.45MPa、壓比為2.2時(shí)，中間冷卻式系統(tǒng)的制冷劑流量為68.2kg/h，比基本系統(tǒng)高17.3%。一方面，由于氣冷器中制冷劑流量增大，但風(fēng)量和氣冷器換熱面積不變，導(dǎo)致氣冷器出口溫度上升；另一方面，由于中間冷卻器平行布置于氣冷器前方，掠過中間冷卻器的空氣先被加熱一次后再流向氣冷器，這會(huì)惡化氣冷器的換熱環(huán)境。

進(jìn)一步地，節(jié)流閥前溫度隨著氣冷器出口溫度同步上升，直接影響節(jié)流后的制冷劑干度，即蒸發(fā)器的入口焓值上升，進(jìn)而影響系統(tǒng)制冷量，這是在相同排氣壓力和壓比條件下，中間冷卻式系統(tǒng)性能較基本系統(tǒng)略差的主要原因。

3.2  制熱工況系統(tǒng)性能

圖6所示為0℃/20℃工況下不同排氣壓力時(shí)中間冷卻式熱泵系統(tǒng)的制熱性能。隨著排氣壓力從7.65MPa升高到10.25MPa，系統(tǒng)制熱量從2216W增大到3212W，其增加的速度逐漸變緩；隨著排氣壓力升高，壓縮機(jī)的中間溫度和排氣溫度均明顯上升，中間冷卻過程和氣冷器中的冷卻過程的換熱溫差增大，換熱量增加。對(duì)于系統(tǒng)制熱kCOP，呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)，在排氣壓力為9.16MPa時(shí)，系統(tǒng)達(dá)到最優(yōu)性能，最大kCOP為2.2。排氣壓力升高，系統(tǒng)制熱量增大，增長(zhǎng)的趨勢(shì)逐漸變緩；同時(shí)由于壓縮機(jī)壓比增大，耗功增加。當(dāng)排氣壓力和壓縮比較小時(shí)，制冷量的增長(zhǎng)占主導(dǎo)，從而kCOP隨排氣壓力的上升而增大；當(dāng)排氣壓力較高時(shí)，壓縮機(jī)耗功的增加占主導(dǎo)，系統(tǒng)kCOP下降。



圖7所示為中間冷卻系統(tǒng)和基本系統(tǒng)制熱工況下排氣狀態(tài)對(duì)比，可以發(fā)現(xiàn)，中間冷卻式系統(tǒng)的排氣溫度明顯低于基本循環(huán)，這個(gè)特點(diǎn)在低溫制熱工況愈加顯著：-20℃/20℃工況下，對(duì)于基本循環(huán)，膨脹閥開度為80%左右時(shí)排氣溫度即達(dá)到110℃，而對(duì)于中間冷卻式系統(tǒng)，當(dāng)電子膨脹閥的開度調(diào)節(jié)至50%左右時(shí)其排氣溫度仍未超過100℃。由于中間冷卻式系統(tǒng)在降低排氣溫度方面的突出優(yōu)勢(shì)，中間冷卻式系統(tǒng)的膨脹閥開度可以調(diào)節(jié)到相對(duì)較小的水平，顯著提升對(duì)應(yīng)的排氣壓力，有利于CO2熱泵系統(tǒng)在大壓比工況下工作運(yùn)行。

圖8所示為中間冷卻式系統(tǒng)和基本系統(tǒng)在不同環(huán)境溫度下的制熱性能。對(duì)于基本系統(tǒng)，在0℃/20℃工況下，系統(tǒng)制熱量1928W，制熱kCOP為1.85；在-20℃/20℃工況下，系統(tǒng)制熱量863W，制熱kCOP為1.05。對(duì)于中間冷卻式系統(tǒng)，在0℃/20℃工況下，系統(tǒng)制熱量為2892W，制熱kCOP為2.20，制熱量提升50%，制熱kCOP提升18.9%；在-20℃/20℃工況下，系統(tǒng)制熱量為2003W，制熱kCOP為1.70，制熱量提升132.1%，kCOP提升61.9%。



隨著環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)制熱量減小。0℃工況下中間冷卻式熱泵系統(tǒng)的制熱量比基本循環(huán)的制熱量高50%，并且在低環(huán)境溫度工況下中間冷卻系統(tǒng)的優(yōu)勢(shì)增加到132%。受到壓縮機(jī)排氣溫度的限制，-20℃工況下基本循環(huán)的排氣壓力低至5.8MPa，對(duì)應(yīng)的飽和溫度僅為20.6℃，導(dǎo)致氣冷器中的換熱溫差過小，氣冷器中的熱交換幾乎僅發(fā)生在過熱區(qū)域，在該區(qū)域中，CO2的比熱容遠(yuǎn)小于兩相區(qū)和超臨界區(qū)域的比熱容，導(dǎo)致-20℃工況下基本循環(huán)的制熱量過小。

4  結(jié)束語

本文設(shè)計(jì)了適用于電動(dòng)汽車的中間冷卻式CO2熱泵系統(tǒng)，基于試驗(yàn)比較了典型制冷和制熱工況下中間冷卻式熱泵系統(tǒng)和基本系統(tǒng)的性能，主要結(jié)論如下：

a.中間冷卻技術(shù)可以顯著改善CO2跨臨界系統(tǒng)高溫制冷工況效率較低的問題。在45℃制冷工況下，中間冷卻式系統(tǒng)的最大制冷量和最優(yōu)性能系數(shù)較基本系統(tǒng)分別提升了19.8%和12.8%。

b.在制熱工況下，當(dāng)環(huán)境溫度從0℃降至-20℃時(shí)，中間冷卻系統(tǒng)的制熱量較基本系統(tǒng)提高50%~132%，性能系數(shù)改善18.9%~61.9%。-20℃/20℃工況下，中間冷卻式系統(tǒng)性能系數(shù)達(dá)1.7，排氣溫度僅為95℃。

c.中間冷卻式系統(tǒng)能顯著提升CO2跨臨界系統(tǒng)高溫工況和低溫制熱工況綜合性能，能有效適應(yīng)電動(dòng)汽車溫區(qū)廣、工況變化大的運(yùn)行條件，為電動(dòng)汽車領(lǐng)域的天然環(huán)保工質(zhì)替代工作提供了一種解決方案。