徐明 陳伊宇 周慶輝 隗富春 鄒慧明

（1.一汽奔騰轎車有限公司，長春 130000；2.中國科學院理化技術(shù)研究所，北京 100190；3.北京建筑大學，北京 100044；4.中國科學院大學，北京 100049）

主題詞：電動汽車 二氧化碳熱泵 中間冷卻 制冷/制熱性能

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，在嚴寒地區(qū)，這種高能耗的供熱方式可導致電動汽車續(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，制熱量也會嚴重不足。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1 300，其生產(chǎn)和使用都面臨嚴格限制，因此迫切需要一種基于環(huán)保工質(zhì)的新型熱泵系統(tǒng)。

CO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。1993 年，Lorentzen 教授等人首次提出跨臨界循環(huán)系統(tǒng)，并開發(fā)了CO汽車空調(diào)的樣機，其性能與R-12系統(tǒng)基本相當，由此引發(fā)了跨臨界CO汽車空調(diào)系統(tǒng)的研究熱潮。大量的性能比較試驗顯示，對于基本跨臨界CO系統(tǒng)，在高溫工況（環(huán)境溫度>45 ℃）下，CO的制冷性能系數(shù)（Coefficient Of Performance，COP）較R-134a 系統(tǒng)低。在制熱方面，相關(guān)學者對CO汽車空調(diào)樣機進行了研究，結(jié)果表明，CO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，CO系統(tǒng)中通常采用中間換熱器，提升性能的同時也帶來排氣溫度過高的問題。

為解決上述問題，本文設(shè)計電動汽車中間冷卻式CO熱泵系統(tǒng)，在典型工況下測試系統(tǒng)性能，驗證其可行性。

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、2 個車內(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。

圖1 中間冷卻式熱泵系統(tǒng)原理

2個車內(nèi)換熱器布置于風道內(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中間冷卻：來自第一級壓縮腔的排氣冷卻后進入第二級壓縮腔進行壓縮，以有效降低壓縮機的排氣溫度，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)器對壓縮機第一級壓縮腔的排氣進行冷卻，降低排氣溫度，保護壓縮機并且提高其效率；另一方面，風道內(nèi)的空氣先經(jīng)過車內(nèi)蒸發(fā)器，對制冷劑進行中間冷卻的同時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，兼顧了電動汽車空間緊湊的特點以及充分的中間冷卻條件，可以很好地保證系統(tǒng)的高效運行。

表1 工況切換策略

2.2 試驗平臺

為測試中間冷卻式CO熱泵系統(tǒng)的性能，搭建了如圖2 所示的測試平臺。壓縮機為中間冷卻式雙轉(zhuǎn)子壓縮機，排量為4.5 mL；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。部件的詳細參數(shù)如表2所示。

圖2 試驗系統(tǒng)

表2 主要部件結(jié)構(gòu)參數(shù)

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

基于電動汽車空調(diào)典型運行工況，開展了制冷和制熱性能測試，并與基本跨臨界CO熱泵系統(tǒng)（簡稱基本系統(tǒng)）進行對比，測試工況如表3所示。

表3 測試工況

2.3 數(shù)據(jù)處理

在焓差實驗室中可以準確地測量出換熱器進、出口空氣的干、濕球溫度和風量，系統(tǒng)制冷量∕制熱量為：

系統(tǒng)性能系數(shù)為：

式中，為壓縮機耗功（含變頻驅(qū)動器）。

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)的排氣溫度的增長速度明顯低于相同壓比下基本循環(huán)的增長速度。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9.72 MPa 時即達到102.6 ℃。在45 ℃工況下，中間冷卻系統(tǒng)在12.32 MPa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10.32 MPa時就達到113.6 ℃。

圖3 中間冷卻式系統(tǒng)與基本系統(tǒng)排氣溫度對比

圖4 所示為中間冷卻式系統(tǒng)與基本系統(tǒng)性能對比。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1 856 W 增加到2 353 W，從1.94上升到2.01，繼續(xù)增大排氣壓力時，開始呈現(xiàn)衰減趨勢。排氣壓力為9.45 MPa時，系統(tǒng)達到最優(yōu)，其對應(yīng)的壓縮機壓比為2.24。對于基本系統(tǒng)，排氣壓力和壓縮比受最高排氣溫度限制，對應(yīng)的工作壓力和壓縮機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1 660 W增加到2 258 W，從1.83增加到2.01，然后隨著排氣壓力繼續(xù)增加，系統(tǒng)降至1.93，基本系統(tǒng)在排氣壓力為9.09 MPa、壓縮比為2.02時獲得最佳。

圖4 中間冷卻式系統(tǒng)與基本系統(tǒng)制冷性能對比

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1 568 W增加到2 068 W。這與35 ℃工況相似，存在最優(yōu)，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，最大制冷量提升了19.8%，最大提升了12.8%。

圖5 所示為中間冷卻式系統(tǒng)和基本系統(tǒng)循環(huán)過程對比。中間冷卻首先影響壓縮機的壓縮過程，包括壓縮機的絕熱效率和容積。在35 ℃工況下，當排氣壓力為9.45 MPa、壓比為2.2時，中間冷卻式系統(tǒng)的制冷劑流量為68.2 kg∕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，但風量和氣冷器換熱面積不變，導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，這會惡化氣冷器的換熱環(huán)境。進一步地，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。

圖5 中間冷卻式系統(tǒng)與基本系統(tǒng)循環(huán)過程對比

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中間冷卻式熱泵系統(tǒng)的制熱性能。隨著排氣壓力從7.65 MPa 升高到10.25 MPa，系統(tǒng)制熱量從2 216 W增大到3 212 W，其增加的速度逐漸變緩；隨著排氣壓力升高，壓縮機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。對于系統(tǒng)制熱，呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，在排氣壓力為9.16 MPa 時，系統(tǒng)達到最優(yōu)性能，最大為2.2。排氣壓力升高，系統(tǒng)制熱量增大，增長的趨勢逐漸變緩；同時由于壓縮機壓比增大，耗功增加。當排氣壓力和壓縮比較小時，制冷量的增長占主導，從而隨排氣壓力的上升而增大；當排氣壓力較高時，壓縮機耗功的增加占主導，系統(tǒng)下降。

圖6 中間冷卻式系統(tǒng)制熱性能

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)，這個特點在低溫制熱工況愈加顯著：-20 ℃∕20 ℃工況下，對于基本循環(huán)，膨脹閥開度為80%左右時排氣溫度即達到110 ℃，而對于中間冷卻式系統(tǒng)，當電子膨脹閥的開度調(diào)節(jié)至50%左右時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，中間冷卻式系統(tǒng)的膨脹閥開度可以調(diào)節(jié)到相對較小的水平，顯著提升對應(yīng)的排氣壓力，有利于CO熱泵系統(tǒng)在大壓比工況下工作運行。

圖7 中間冷卻式系統(tǒng)和基本系統(tǒng)制熱工況排氣狀態(tài)對比

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。對于基本系統(tǒng)，在0 ℃∕20 ℃工況下，系統(tǒng)制熱量1 928 W，制熱為1.85；在-20 ℃∕20 ℃工況下，系統(tǒng)制熱量863 W，制熱為1.05。對于中間冷卻式系統(tǒng)，在0 ℃∕20 ℃工況下，系統(tǒng)制熱量為2 892 W，制熱為2.20，制熱量提升50%，制熱提升18.9%；在-20 ℃∕20 ℃工況下，系統(tǒng)制熱量為2 003 W，制熱為1.70，制熱量提升132.1%，提升61.9%。

圖8 中間冷卻式系統(tǒng)和基本系統(tǒng)制熱性能對比

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)勢增加到132%。受到壓縮機排氣溫度的限制，-20 ℃工況下基本循環(huán)的排氣壓力低至5.8 MPa，對應(yīng)的飽和溫度僅為20.6 ℃，導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，CO的比熱容遠小于兩相區(qū)和超臨界區(qū)域的比熱容，導致-20 ℃工況下基本循環(huán)的制熱量過小。

4 結(jié)束語

本文設(shè)計了適用于電動汽車的中間冷卻式CO熱泵系統(tǒng)，基于試驗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CO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，當環(huán)境溫度從0 ℃降至-20 ℃時，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1.7，排氣溫度僅為95 ℃。

c.中間冷卻式系統(tǒng)能顯著提升CO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)電動汽車溫區(qū)廣、工況變化大的運行條件，為電動汽車領(lǐng)域的天然環(huán)保工質(zhì)替代工作提供了一種解決方案。