戴恩乾 易豐收 穆景陽(yáng) 劉旗

（1.空調(diào)國(guó)際（上海）有限公司，上海 201108；2.奧特佳新能源科技股份有限公司，南京 211111）

1 前言

電動(dòng)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)（Positive Temperature Coefficient，PTC）電加熱器具有發(fā)熱量高、升溫速率快、控制簡(jiǎn)單等特點(diǎn)[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(guó)汽車工程師學(xué)會(huì)（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(dòng)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(wú)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(bǔ)氣增焓和COP＜1 的熱氣旁通2 種。補(bǔ)氣增焓技術(shù)可擴(kuò)大熱泵系統(tǒng)的運(yùn)行溫度區(qū)間，王超等[4]研究表明，補(bǔ)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(dòng)汽車用帶中間換熱器的補(bǔ)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(tái)架測(cè)試結(jié)果表明，該系統(tǒng)制熱功耗降低了2 169 W，整車?yán)m(xù)駛里程提升了16.9%。劉明康等[6]驗(yàn)證了補(bǔ)氣增焓熱泵在低溫下的制熱性能，-20 ℃時(shí)制熱量達(dá)到2.56 kW，COP 達(dá)到1.88。熱氣旁通是指制冷系統(tǒng)壓縮機(jī)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(guò)程[7-8]。特斯拉（Tesla）[9]提出了一種含熱氣旁通支路的電動(dòng)汽車熱泵系統(tǒng)，該支路直接連通壓縮機(jī)排氣管和吸氣管，能夠?qū)崿F(xiàn)壓縮機(jī)電功制熱。

為將壓縮機(jī)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(guò)試驗(yàn)研究其制熱性能，基于試驗(yàn)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(duì)循環(huán)性能的影響，并提出全工況范圍內(nèi)的控制策略。

2 三角循環(huán)

2.1 循環(huán)構(gòu)建

圖1 所示為三角循環(huán)的架構(gòu)和壓焓圖，壓縮機(jī)出口的高溫高壓冷媒直接進(jìn)入液冷冷凝器（Water Cooled Condenser，WCC），冷媒在WCC 內(nèi)加熱防凍液，自身成為兩相態(tài)流出WCC 進(jìn)入電子膨脹閥（Electronic eXpansion Valve，EXV）等焓節(jié)流，成為飽和氣體后，經(jīng)過(guò)氣液分離器回到壓縮機(jī)，進(jìn)行壓縮從而形成循環(huán)。與逆卡諾循環(huán)不同，三角循環(huán)沒有蒸發(fā)器，只有壓縮機(jī)、冷凝器、電子膨脹閥和氣液分離器；與熱氣旁通循環(huán)相比，三角循環(huán)不需要額外增加電子膨脹閥，結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單，成本更低。本文采用二次換熱的架構(gòu)，冷媒側(cè)的熱量通過(guò)WCC傳遞給防凍液，再通過(guò)防凍液傳遞給空氣側(cè)。

圖1 三角循環(huán)原理

系統(tǒng)工質(zhì)為R134a，壓縮機(jī)排量為45 cm3，最大轉(zhuǎn)速為12 000 r/min；WCC 為板式換熱器，板片有效尺寸為180 mm×70 mm，共72片，高度為91 mm，防凍液與冷媒逆流設(shè)計(jì)，冷媒側(cè)和防凍液側(cè)均為單流程；EXV 的制冷功率為12 kW，有效內(nèi)徑為2.6 mm；氣液分離器容積為150 mL；暖芯的迎風(fēng)面積為145 mm×190 mm，單流程，36排扁管，扁管厚度為27 mm；水泵的功率為50 W。

由圖1b可知，液冷冷凝器內(nèi)冷媒從過(guò)熱態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)閮上鄳B(tài)，離開冷凝器時(shí)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(dòng)，吸氣壓力降低則等焓節(jié)流線向左移動(dòng)，壓縮機(jī)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(duì)零部件有2個(gè)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3.5～7.0 kW 的EXV 無(wú)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。

2.2 理論計(jì)算模型

2.2.1 壓縮機(jī)

本文采用AHRI 10系數(shù)模型對(duì)壓縮機(jī)的性能進(jìn)行擬合，系數(shù)參考文獻(xiàn)[10]。

2.2.2 電子膨脹閥

假設(shè)制冷劑流經(jīng)電子膨脹閥的過(guò)程為絕熱過(guò)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：

其中：

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。

2.2.3 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(gè)控制體，通過(guò)采用整體傳熱系數(shù)和牛頓冷卻定律對(duì)每個(gè)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(duì)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(jì)算在AMESim 平臺(tái)上實(shí)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。

圖2 仿真模型

3 臺(tái)架測(cè)試

3.1 測(cè)試臺(tái)架與性能參數(shù)

由于三角循環(huán)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，本文借用間接式熱泵的臺(tái)架開展測(cè)試，包含壓縮機(jī)、WCC、水冷蒸發(fā)器、經(jīng)濟(jì)器、EXV，試驗(yàn)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(tái)架實(shí)物如圖3 所示。測(cè)點(diǎn)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(jì)；冷媒循環(huán)側(cè)，在壓縮機(jī)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。

圖3 臺(tái)架實(shí)物

圖4 測(cè)點(diǎn)設(shè)置

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(jī)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。

3.2 測(cè)試結(jié)果與模型驗(yàn)證

采用R1234yf 工質(zhì)，分別研究不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速（4 000 r/min、7 000 r/min、9 500 r/min）、不同排氣壓力（1.5 MPa、1.8 MPa、2.2 MPa）工況下的制熱量，吸氣壓力控制在0.1～0.2 MPa，測(cè)試結(jié)果如圖5 所示：當(dāng)排氣壓力不變時(shí)，制熱量隨著轉(zhuǎn)速的提高而增大；當(dāng)轉(zhuǎn)速不變時(shí)，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(jī)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5 954 W，此時(shí)轉(zhuǎn)速為9 500 r/min，排氣壓力為2.2 MPa。

圖5 臺(tái)架測(cè)試結(jié)果

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

表1 模型驗(yàn)證

4 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(duì)三角循環(huán)性能的影響，為控制策略的制定提供依據(jù)。

4.1 電子膨脹閥開度的影響

設(shè)定壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為7 000 r/min，WCC 流量為12 L/min，暖芯進(jìn)風(fēng)溫度為10 ℃，進(jìn)風(fēng)風(fēng)量為200 m3/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0.12 MPa提高至0.24 MPa，排氣壓力由1.06 MPa提高至1.28 MPa。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(shì)逐漸平緩，原因是隨著電子膨脹閥開度增大，壓縮機(jī)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(shí)，由于低壓提高導(dǎo)致等焓節(jié)流線向右移動(dòng)，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(shì)減緩的現(xiàn)象。

圖6 電子膨脹閥開度的影響

總體而言，電子膨脹閥開度增大有助于壓縮機(jī)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2.4 kW，此時(shí)出風(fēng)溫度為42.2 ℃，吸氣壓力和排氣壓力分別為0.24 MPa、1.31 MPa。

4.2 進(jìn)風(fēng)溫度的影響

設(shè)置壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為7 000 r/min，WCC 流量為12 L/min，暖芯進(jìn)風(fēng)風(fēng)量為160 m3/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(dòng)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(shì)。壓縮機(jī)的吸、排氣壓力均隨著進(jìn)風(fēng)溫度的提高而上升。需要注意的是，進(jìn)風(fēng)溫度為-20～-10 ℃時(shí)，盡管電子膨脹閥已達(dá)到最大開度，但此時(shí)吸氣壓力均在表壓以下，不適合壓縮機(jī)運(yùn)行，在實(shí)際控制中，需采取措施避免吸氣負(fù)壓。

圖7 進(jìn)風(fēng)溫度的影響

可見，只有壓縮機(jī)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?dòng)階段進(jìn)風(fēng)溫度和排氣壓力均處于較低的水平，而此時(shí)對(duì)制熱量的需求最大，三角循環(huán)的特性與冷起動(dòng)階段的矛盾將提升其控制難度。

4.3 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(shí)制熱能力較強(qiáng)，因此在冷起動(dòng)階段需采取較小風(fēng)量，與現(xiàn)有的冷起動(dòng)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(duì)三角循環(huán)制熱能力的影響，設(shè)置壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為7 000 r/min、WCC 流量為12 L/min、暖芯進(jìn)風(fēng)溫度為10 ℃、電子膨脹閥全開，風(fēng)量為150～300 m3/h條件下的穩(wěn)態(tài)特性如圖8所示。

圖8 進(jìn)風(fēng)風(fēng)量的影響

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(duì)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(diǎn)關(guān)注空調(diào)箱風(fēng)量。

4.4 控制策略

本文基于仿真模型計(jì)算不同進(jìn)風(fēng)溫度和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下對(duì)應(yīng)的風(fēng)量可調(diào)節(jié)范圍，超過(guò)風(fēng)量可調(diào)節(jié)范圍將觸發(fā)壓縮機(jī)高壓保護(hù)或低壓保護(hù)（高壓保護(hù)2.5 MPa，低壓保護(hù)0.12 MPa），如圖9所示。

圖9 三角循環(huán)控制MAP

例如，環(huán)境溫度為-20 ℃的冷起動(dòng)工況，暖芯進(jìn)風(fēng)溫度為-20 ℃，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為6 500 r/min，則此時(shí)鼓風(fēng)機(jī)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(guò)給定范圍，會(huì)觸發(fā)壓縮機(jī)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(shí)，暖芯進(jìn)風(fēng)溫度約為10 ℃，假設(shè)壓縮機(jī)控制目標(biāo)為5 000 r/min，那么風(fēng)量的可調(diào)節(jié)范圍為123 m3/h到最大值之間。

5 結(jié)束語(yǔ)

本文通過(guò)試驗(yàn)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(duì)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(duì)電子膨脹閥要求更高。

b. 臺(tái)架測(cè)試顯示，三角循環(huán)制熱量能夠達(dá)到6 kW，在大多數(shù)情況下足以滿足整車制熱需求，此時(shí)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為9 500 r/min，高壓為2.2 MPa，低壓為0.2 MPa。

c.電子膨脹閥開度增大有助于壓縮機(jī)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(dòng)階段需采用小風(fēng)量的控制策略。