陳怡吉

Chen Yiji

（重慶交通大學 機電與車輛工程學院，重慶 400074）

0 引 言

電動汽車空調(diào)系統(tǒng)冬季取暖時主要采用PTC(Positive Temperature Coefficient，正溫度系數(shù))進行制熱[1]。PTC 制熱的主要缺點是效率不高，會使電動汽車冬季續(xù)駛里程減少大約30%[2]，此問題的最好解決辦法是采用熱泵空調(diào)制熱。目前電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的工質(zhì)大多為R134a，其最大問題是GWP(Global Warming Potential，全球變暖潛能值)太高，對環(huán)境污染大，溫室效應嚴重，而R290 工質(zhì)的GWP 較低，是代替R134a 工質(zhì)的較好選擇。

1 熱泵空調(diào)的工作原理

熱泵是一種能量利用裝置，通過消耗部分能量將熱能從低溫轉(zhuǎn)移至高溫。熱泵空調(diào)系統(tǒng)主要由壓縮機、室外換熱器、室內(nèi)換熱器、節(jié)流裝置、儲液干燥器、四通閥和溫度、壓力傳感器等部件構(gòu)成[3]。熱泵空調(diào)制熱循環(huán)過程中，壓縮機將低溫、低壓工質(zhì)通過做功變?yōu)楦邷?、高壓氣體，一部分氣體通過循環(huán)重新進入壓縮機，另一部分氣體通過四通閥進入室內(nèi)換熱器，在其中降溫冷凝釋放熱量，使車室內(nèi)溫度上升，并使高溫高壓的氣態(tài)工質(zhì)變?yōu)橹袦馗邏旱倪^冷液態(tài)，隨后進入節(jié)流裝置大幅降低壓力，進一步變?yōu)榈蜏氐蛪旱臍庖簝上鄳B(tài)工質(zhì)，并進入室外換熱器吸收熱量，將外界環(huán)境中熱量轉(zhuǎn)移到熱泵系統(tǒng)中，工質(zhì)重新變?yōu)榈蜏氐蛪旱倪^熱氣態(tài)，再次經(jīng)過壓縮機作用完成循環(huán)[4]。電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)原理

由圖1 可知，可將工質(zhì)在整個制熱循環(huán)中的作用簡化為4個基本過程：等熵壓縮、等壓冷凝、絕熱膨脹、等壓蒸發(fā)。電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的熱力學循環(huán)壓焓圖如圖2所示。

圖2 電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)壓焓圖

圖2 中，0 為飽和的低溫低壓工質(zhì)形態(tài)，1 為壓縮機進口和室外換熱器出口處工質(zhì)形態(tài)，2 為壓縮機出口和室內(nèi)換熱器進口處工質(zhì)形態(tài)，3 為飽和的高溫高壓工質(zhì)形態(tài)，4 為室內(nèi)換熱器出口和節(jié)流裝置進口處工質(zhì)形態(tài)，5 為節(jié)流裝置出口和室外換熱器進口處工質(zhì)形態(tài)，a為節(jié)流裝置的焓值，b為壓縮機出口的焓值。過程1→2 為壓縮機做功過程，理想狀態(tài)下為等熵壓縮；過程2→4為工質(zhì)在室內(nèi)換熱器中循環(huán)，是等壓冷凝放熱過程；過程4→5為工質(zhì)在節(jié)流裝置中絕熱膨脹；過程5→1為工質(zhì)在室外換熱器中等壓蒸發(fā)，是吸熱過程。

系統(tǒng)制熱量的計算式為

式中：Qcond為系統(tǒng)制熱量，W；為系統(tǒng)質(zhì)量流量，kg/s；h2、h4分別為圖2 中點2、點4 的焓值，kJ/kg。

壓縮機功耗的計算式為

式中：Wcomp為壓縮機功耗，W；h1為圖2 中點1的焓值，kJ/kg。

系統(tǒng)COP（Coefficient of Performance，能效比）用于評價能源轉(zhuǎn)換效率，在制熱模式下，其計算式為系統(tǒng)制熱量（室內(nèi)換熱器換熱）與壓縮機功耗之比，即

2 仿真模型建立與驗證

基于AMESim 軟件建立電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)仿真模型，如圖3所示。

圖3 電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)仿真模型

為了驗證仿真模型的正確性，通過與北京理工大學陳凱勝[3]所做的電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)進行試驗對比，校核仿真模型，調(diào)整模型中各零部件的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，使仿真結(jié)果與試驗結(jié)果誤差在合理范圍內(nèi)，結(jié)果對比見表1、表2，其中工況1 為環(huán)境溫度0 ℃、壓縮機轉(zhuǎn)速2 200 s、仿真時間1 200 s，工況2 為環(huán)境溫度-5 ℃、壓縮機轉(zhuǎn)速2 500 r/min、仿真時間1 500 s。

表1 工況1試驗與仿真結(jié)果對比

表2 工況2試驗與仿真結(jié)果對比

對比表1、表2可知，仿真結(jié)果與兩組試驗結(jié)果的最大相對誤差為4.27%，此值在誤差允許范圍內(nèi)，從而驗證了仿真模型的正確性。因此，所建立的仿真模型可以用來對電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱性能進行分析計算。

3 仿真分析結(jié)果

3.1 環(huán)境溫度對制熱性能的影響

將環(huán)境溫度設置為自變量，在－10～0 ℃范圍內(nèi)變化，變化間隔為2 ℃。仿真運行時間設置為1 200 s，壓縮機轉(zhuǎn)速為2 500 r/min，乘員艙溫度設置與環(huán)境溫度相同，乘員艙目標溫度為18 ℃，在其他因素不變的情況下，仿真對比R134a 工質(zhì)和R290 工質(zhì)的制熱性能。熱泵空調(diào)制熱量與壓縮機功耗隨環(huán)境溫度變化趨勢、系統(tǒng)質(zhì)量流量隨環(huán)境溫度變化趨勢如圖4、圖5所示。

圖4 系統(tǒng)制熱量和壓縮機功耗隨環(huán)境溫度變化趨勢

圖5 系統(tǒng)質(zhì)量流量隨環(huán)境溫度變化趨勢

由圖4 可知，隨著環(huán)境溫度上升，R134a、R290 的制熱量均升高，R134a 的制熱量從1 082.32 W上升到1 548.43 W，增加值為466.11 W，增幅為43%，R290 的制熱量從1 315.36 W 上升到1 720.63 W，增加值為405.27 W，增幅為31%，從制熱總量來看，R290 系統(tǒng)的制熱性能優(yōu)于R134a 系統(tǒng)，但是R134a 的制熱量增加值和增幅優(yōu)于R290 系統(tǒng)，R290 系統(tǒng)相較R134a 系統(tǒng)更適合對制熱量需求大的低溫制熱場景；同時，R134a、R290 的壓縮機功耗均升高，R134a 的壓縮機功耗從338.39 W 上升到413.41 W，增加值為75.02 W，增幅為22.2%，R290 的壓縮機功耗從493.55 W 上升到600.82 W，增加值為107.27 W，增幅為21.7%，R290 系統(tǒng)的壓縮機功耗更大，但二者壓縮機功耗增幅幾乎相等，R134a 系統(tǒng)更適合壓縮機功耗小的應用場景。由圖5可知，R134a的質(zhì)量流量隨環(huán)境溫度升高而上升，這是因為溫度升高，工質(zhì)在其中的流動速度變快，而R290的質(zhì)量流量隨環(huán)境溫度上升有小幅下降。

R134a、R290 熱泵空調(diào)系統(tǒng)COP 隨環(huán)境溫度變化趨勢、達到目標溫度的時間隨環(huán)境溫度變化趨勢如圖6、圖7所示。

圖6 系統(tǒng)COP隨環(huán)境溫度變化趨勢

圖7 達到目標溫度的時間隨環(huán)境溫度變化趨勢

由圖6 可知，R134a、R290 的COP 均隨環(huán)境溫度上升而升高，前者COP 從3.2 升高到3.75，增加值為0.55，增幅為17.2%，后者COP 從2.66升高到2.86，增加值為0.2，增幅為7.5%，說明R134a 的COP、COP 增加值以及增幅均優(yōu)于R290，從COP 角度看，R134a 的制熱性能優(yōu)于R290。由圖7 可知，R134a、R290 達到目標溫度的時間均隨環(huán)境溫度上升而降低，后者達到目標溫度的時間短于前者，這是因為R290 系統(tǒng)的制熱量大于R134a 系統(tǒng)，從達到目標溫度的最短時間來看，R290系統(tǒng)的制熱性能優(yōu)于R134a系統(tǒng)。

3.2 壓縮機轉(zhuǎn)速對制熱性能影響

將壓縮機轉(zhuǎn)速設置為自變量并在1 000～6 000 r/min 范圍變化，變化間隔為1 000 r/min。仿真運行時間設置為1 200 s，環(huán)境溫度設置為－5 ℃，乘員艙溫度設置與環(huán)境溫度相同，乘員艙的目標溫度為18 ℃，在其他因素不變的情況下仿真分析R134a 工質(zhì)和R290 工質(zhì)的制熱性能。熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱量與壓縮機功耗隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化趨勢、系統(tǒng)質(zhì)量流量隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化趨勢如圖8、圖9所示。

圖8 系統(tǒng)制熱量和壓縮機功耗隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化趨勢

圖9 系統(tǒng)質(zhì)量流量隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化趨勢

由圖8 可知，隨著壓縮機轉(zhuǎn)速升高，R134a、R290 制熱量均升高，R134a 系統(tǒng)的制熱量從536.68 W 上升到2 102.88 W，增加值為1 566.2 W，增長近3 倍，R290 系統(tǒng)的制熱量從277.45 W上升到3 102.76 W，增加值為2 825.31 W，增長超10 倍，且當轉(zhuǎn)速超過2 000 r/min 時，后者制熱量始終大于前者，從制熱量角度看，當壓縮機轉(zhuǎn)速超過2 000 r/min 時，R290 的制熱性能優(yōu)于R134a，R290 更適合對制熱量要求大的場景；同時，R134a、R290 的壓縮機功耗均升高，且前者從124.29 W升高到826.58 W，增加值為702.29 W，增長超5倍，后者從124.47 W 升高到1 510.55 W，增加值為1 386.08 W，增長超11 倍，說明R290系統(tǒng)壓縮機功耗大于R134a 系統(tǒng)，R290 系統(tǒng)制熱量變大的同時其壓縮機功耗也更多。由圖9可知，R134a、R290 的質(zhì)量流量均隨壓縮機轉(zhuǎn)速上升而升高，當壓縮機轉(zhuǎn)速大于3 000 r/min 時，前者的質(zhì)量流量更大。

R134a、R290 熱泵空調(diào)系統(tǒng)COP 隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化趨勢、達到目標溫度時間隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化趨勢如圖10、圖11所示。

圖10 系統(tǒng)COP隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化趨勢

圖11 達到目標溫度時間隨壓縮機轉(zhuǎn)速變化趨勢

由圖10 可知，R134a 的COP 隨壓縮機轉(zhuǎn)速上升而降低，COP 從4.3 降低到2.5，降幅為42%，這是因為隨著壓縮機轉(zhuǎn)速變大，系統(tǒng)制熱量和壓縮機功耗均變大，但壓縮機功耗升高的幅度大于系統(tǒng)制熱量升高幅度，R290 的COP 隨壓縮機轉(zhuǎn)速上升先上升后下降，其COP從2.2升高到3，升幅為36%，之后再降低至2.05，降幅為32%，這是因為轉(zhuǎn)速較低時，R290系統(tǒng)壓縮機功耗升高的幅度小于制熱量增加的幅度，之后隨著壓縮機轉(zhuǎn)速升高，壓縮機功耗升高的幅度大于制熱量增加的幅度，并且R134a 系統(tǒng)COP 始終大于R290 系統(tǒng)，從COP 角度看，R134a 系統(tǒng)制熱性能優(yōu)于R290 系統(tǒng)。由圖11 可知，R134a、R290 達到目標溫度的時間均隨壓縮機轉(zhuǎn)速上升而縮短，且后者達到目標溫度的時間始終短于前者，從系統(tǒng)達到目標溫度所需的最短時間來看，R290系統(tǒng)的制熱性能更好。

4 結(jié)束語

通過建立仿真模型,分析環(huán)境溫度和壓縮機轉(zhuǎn)速對電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱性能的影響。仿真結(jié)果表明，R290、R134a 的制熱量和COP 均隨環(huán)境溫度的升高而上升，并且R290 的制熱量大于R134a，在制熱量方面R290 的制熱性能更好，R290的COP小于R134a系統(tǒng)，在COP方面R134a的制熱性能更好；R290、R134a 的制熱量均隨壓縮機轉(zhuǎn)速的升高而上升，并且R290 的制熱量大于R134a，在制熱量方面R290 的制熱性能更好，R134 的COP 隨壓縮機轉(zhuǎn)速升高而降低，R290 的COP 隨壓縮機轉(zhuǎn)速升高先上升后下降，R290 的COP 始終小于R134a，在COP 方面R134a 的制熱性能更好。

今后可對仿真分析結(jié)果進行實車試驗驗證，以便更好地分析不同工質(zhì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱性能。