李海軍， 時帥領， 禹佩利， 常桂銘， 劉盼盼， 王春艷

(中原工學院 能源與環(huán)境學院， 河南 鄭州 450007)

隨著我國城鎮(zhèn)化進程的加快以及人民生活水平的迅速提高，汽車數(shù)量爆發(fā)性增長，給社會帶來了嚴重的能源危機和環(huán)境污染問題。大力發(fā)展新能源客車可以有效緩解能源危機和環(huán)境污染問題。純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)作為純電動客車的主要輔助部件，其性能的優(yōu)劣直接影響電動汽車的行駛里程，因此開發(fā)一套高性能的電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)具有重要意義。在外界環(huán)境溫度較高時，電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)的壓縮機的排氣溫度過高，會造成潤滑油粘度降低、潤滑不良，從而加速壓縮機的磨損并增加功耗。而純電動客車熱泵系統(tǒng)采用低壓補氣模式可以有效地降低壓縮機的排氣溫度。

國內(nèi)外專家學者對帶補氣的熱泵空調(diào)系統(tǒng)做了大量研究。王磊等通過實驗研究了補氣技術對熱泵系統(tǒng)制熱性能的影響，發(fā)現(xiàn)相比不補氣模式，采用補氣模式的制熱量和COP均有所提高[1]；蘇之勇等對中壓補氣增效型純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)進行了模擬研究，發(fā)現(xiàn)采用中壓補氣模式后，壓縮機排氣溫度降低、制熱量和COP增加[2]；李艷等對帶補氣的熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能進行了模擬研究，提出了一種帶補氣的熱泵機組運行性能的計算方法，得出了不同蒸發(fā)溫度下最佳補氣壓力值，改善了低溫環(huán)境下空氣源熱泵機組的運行性能[3]；張劍飛等對渦旋壓縮機的中間補氣技術進行了研究，發(fā)現(xiàn)與普通渦旋式壓縮機相比，帶有中間補氣功能的壓縮機系統(tǒng)能效比高[4]；李海軍等設計了一種適用于電動汽車熱泵空調(diào)的低壓混氣型渦旋壓縮機，建立了低壓混氣型渦旋式壓縮機的數(shù)學模型，發(fā)現(xiàn)采用補氣可以解決超低溫工況下純電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)排氣溫度過高和制熱性能衰減的問題[5-6]；彭慶豐等設計了裝有小型渦旋壓縮機的二級壓縮噴射熱泵空調(diào)系統(tǒng)，并與PTC采暖方式進行實車實驗對比，發(fā)現(xiàn)采用補氣模式的熱泵空調(diào)系統(tǒng)能夠節(jié)能15%以上，整車的續(xù)航里程也大幅度延長[7]；菅晨光等研究了低壓補氣和中壓補氣對熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷性能的影響，發(fā)現(xiàn)采用低壓補氣和中壓補氣都能夠降低壓縮機的排氣溫度，使系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性得到很大的提高[8]。

為了研究低壓補氣模式對純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷性能的影響，本文搭建了一套帶有低壓補氣模式的純電動客車空調(diào)試驗臺，以R410a為制冷劑，車內(nèi)外換熱器均使用平行流換熱器，在標準工況下，分析采用補氣模式和不補氣模式系統(tǒng)在不同壓縮機轉(zhuǎn)速下的制冷性能。

1 實驗

1.1 實驗裝置

R410a電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 R410a純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)循環(huán)圖

由圖1可知，純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)主要包括壓縮機、四通閥、氣液分離器、車內(nèi)外換熱器、主路電子膨脹閥、補路電子膨脹閥、干燥過濾器等部件。純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷模式的循環(huán)主路為:高溫高壓的氣態(tài)制冷劑從壓縮機排氣口經(jīng)四通閥到車外平行流換熱器，并冷凝為低溫高壓的液態(tài)制冷劑，經(jīng)儲液器、干燥過濾器、中間換熱器到主路電子膨脹閥，通過主路電子膨脹閥截流降壓成為低溫低壓的氣液混合制冷劑，再進入車內(nèi)平行流換熱器蒸發(fā)吸熱，然后進入壓縮機吸氣口，通過壓縮機壓縮成為高溫高壓的氣態(tài)制冷劑，最后從排氣口排出，進入下一個制冷循環(huán)。純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷模式循環(huán)補路為:高溫高壓的氣態(tài)制冷劑從壓縮機排氣口經(jīng)過四通閥到車外平行流換熱器，并冷凝為低溫高壓的液態(tài)制冷劑，經(jīng)儲液器、干燥過濾器、中間換熱器到補路電子膨脹閥，通過補路電子膨脹閥截流降壓成為低溫低壓的氣液混合制冷劑，然后在中間換熱器內(nèi)與車外平行流換熱器流出的液態(tài)制冷劑換熱，最后進入壓縮機壓縮為高溫高壓氣體，開始下一制冷循環(huán)。

1.2 測試工況

本實驗方案按照GB/T 21361-2008《汽車用空調(diào)器》[9]、GB/T 7725-2004《房間空氣調(diào)節(jié)器》[10]、GB/T 12782-2007《汽車采暖性能要求和試驗方法》[11]等國標規(guī)范要求設定。測試工況如表1所示。

表1 純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能測試工況

2 實驗結果及比較分析

實驗中對壓縮機轉(zhuǎn)速進行實時調(diào)節(jié)。壓縮機轉(zhuǎn)速分別取3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min時，在空調(diào)標準制冷工況下，對系統(tǒng)的各項性能參數(shù)進行測試并分析對比。

2.1 壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)制冷量的影響

壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)制冷量的影響情況如圖2所示。

圖2 壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)制冷量的影響情況

由圖2可以看出，在低壓補氣和不補氣兩種情況下，系統(tǒng)的制冷量都隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加而變大。在不補氣模式下，當壓縮機轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時，系統(tǒng)的制冷量由9.35 kW增至14.37 kW，提升了53.69%；當壓縮機轉(zhuǎn)速由4 000 r/min 提高至5 000 r/min時，系統(tǒng)的制冷量由14.37 kW 增至19.26 kW，提升了34.03%。在低壓補氣模式下，當壓縮機轉(zhuǎn)速由3000 r/min提高至4 000 r/min時，系統(tǒng)的制冷量由11.16 kW增至15.93 kW， 提升了42.74%；當壓縮機轉(zhuǎn)速由4 000 r/min 提高至5 000 r/min時，系統(tǒng)的制冷量由15.93 kW增至20.78 kW，提升了30.44%。在低壓補氣和不補氣兩種模式下，系統(tǒng)的制冷量和壓縮機功率均隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增大而增加，且低壓補氣模式下系統(tǒng)的制冷量和壓縮機功率更大，在壓縮機轉(zhuǎn)速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，采用低壓補氣模式的系統(tǒng)制冷量比不補氣模式分別提升了19.36%、10.93%和7.89%。因為渦旋壓縮機為定排量壓縮機，隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加，系統(tǒng)內(nèi)制冷劑體積流量也增加，且近似成正比增加，因而制冷量也近似成線性關系增加。

2.2 壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)壓縮機功率的影響

壓縮機轉(zhuǎn)速對壓縮機功率的影響情況如圖3所示。

圖3 壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)壓縮機功率的影響情況

由圖3可以看出，在低壓補氣和不補氣兩種模式下，系統(tǒng)的壓縮機功率都隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加而變大。在不補氣模式下，當壓縮機轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時，壓縮機功率由2.78 kW增至4.14 kW，提升了48.92%；當壓縮機轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提高至5 000 r/min時，壓縮機功率由4.14 kW增加到5.60 kW，提升了52.52%。在低壓補氣模式下，當壓縮機轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時，壓縮機功率由2.82 kW增至4.19 kW，提升了48.68%；當壓縮機轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提高至5 000 r/min時，壓縮機功率由4.19 kW增至5.82 kW，提升了38.90%。補氣狀態(tài)下的壓縮機功率更大，在壓縮機轉(zhuǎn)速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，采用補氣模式的壓縮機功率比不補氣模式分別增加了0.04 kW、0.05 kW和0.22 kW。這是因為隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加，系統(tǒng)內(nèi)制冷劑體積流量增加，壓縮機做功也成比例增加，因而壓縮機功率也增加，且與壓縮機轉(zhuǎn)速增加速度成正比。

2.3 壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)排氣溫度的影響

壓縮機轉(zhuǎn)速對排氣溫度的影響情況如圖4所示。

圖4 壓縮機轉(zhuǎn)速對排氣溫度的影響情況

由圖4可以看出，在低壓補氣和不補氣兩種情況下，系統(tǒng)的排氣溫度都隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加而變大。在不補氣模式下，當壓縮機轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時，排氣溫度由57.10 ℃增至60.53 ℃，提升了3.43 ℃；當壓縮機轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提高至5 000 r/min時，排氣溫度由60.53 ℃增至66.20 ℃，提升了5.67 ℃。在低壓補氣模式下，當壓縮機轉(zhuǎn)速由3 000 r/min提高至4 000 r/min時，排氣溫度由55.8 ℃增至57.90 ℃，增加了2.10 ℃；當壓縮機轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提高至5 000 r/min時，排氣溫度由57.90 ℃增至61.70 ℃，提升了3.80 ℃。在壓縮機轉(zhuǎn)速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，采用補氣模式的系統(tǒng)排氣溫度比不補氣模式分別降低了1.30 ℃、2.63 ℃和4.50 ℃。這是因為壓縮機在做工時，一部分能量會轉(zhuǎn)化為熱量，隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的提高，轉(zhuǎn)化的熱量就越多，導致排氣溫度上升；當采用補氣模式后，通過調(diào)節(jié)補路，使從補路出來的飽和制冷劑與從主路蒸發(fā)器出來的制冷劑在補氣口混合，降低了吸入壓縮機的制冷劑的過熱度，從而降低了壓縮機的排氣溫度。

2.4 壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)COP和EER的影響

壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)COP和EER的影響如圖5所示。

圖5 壓縮機轉(zhuǎn)速對COP、EER的影響情況

由圖5可以看出，在低壓補氣和不補氣兩種情況下，系統(tǒng)EER都隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加而變大。系統(tǒng)COP在不補氣模式下隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加而基本不變，在低壓補氣模式下隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加有微弱下降。在不補氣模式下，當壓縮機轉(zhuǎn)速從3 000 r/min 提高至4 000 r/min時，系統(tǒng)COP從3.36升至3.47，提高了3.27%，EER從1.43升至1.83，提高了27.97%；當壓縮機轉(zhuǎn)速從4 000 r/min提高至5 000 r/min時，系統(tǒng)COP由3.47降至3.44，下降了0.89%，EER由1.83升至2.07，提高了16.78%。在低壓補氣模式下，當壓縮機轉(zhuǎn)速從3 000 r/min 提高至4 000 r/min時，系統(tǒng)COP從3.95降至3.80，下降了3.95%，EER從1.70升至2.01，提高了17.94%；當壓縮機轉(zhuǎn)速從4 000 r/min升高至5 000 r/min 時，系統(tǒng)COP由3.80降至3.64，下降了3.95%，EER由2.01升至2.19，提高了10.88%。在壓縮機轉(zhuǎn)速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，低壓補氣模式與不補氣模式相較，系統(tǒng)COP分別增加了17.56%、9.39%和5.81%，EER分別增加了18.88%、9.56%和5.80%。這是因為COP是由制冷量和壓縮機功率的比值決定的，壓縮機轉(zhuǎn)速提升使制冷量增加的比例與壓縮機功率增加的比例基本相同， COP沒發(fā)生大的變化。

純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)采用補氣模式，補路系統(tǒng)對壓縮機進行補氣補焓，制冷量隨之增加，而壓縮機的功率增加很少，因此采用補氣模式的系統(tǒng)COP更高。盡管系統(tǒng)COP隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化不大，但EER隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的提高有明顯升高。這是因為EER是由制冷量與熱泵系統(tǒng)運行總功率的比值決定的，熱泵系統(tǒng)功率主要包括壓縮機功率和風機功率，隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的升高，系統(tǒng)制冷量提高，而壓縮機功率和風機功率基本變化很小，系統(tǒng)總功率增長比例小于制冷量的增長比例，導致EER升高。

3 結語

本文通過實驗分析對比了采用低壓補氣模式和不補氣模式的純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在不同壓縮機轉(zhuǎn)速下的制冷性能。結果表明：在采用低壓補氣模式和不補氣兩種模式下，純電動客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷量、壓縮機功率都隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增大而變大，且在不同轉(zhuǎn)速下采用低壓補氣模式，系統(tǒng)制冷量、壓縮機功率均比不補氣模式大；采用低壓補氣模式可以有效降低系統(tǒng)的排氣溫度，增大系統(tǒng)的COP和EER，系統(tǒng)的穩(wěn)定性也有了很大的提高。因此，當系統(tǒng)排氣溫度較大時，可以打開低壓補氣模式，提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性。