劉旭陽 ，蘇 林 ，李 康 ，方奕棟 ，盛 雷 ，2，楊忠誠 ，穆文杰

（上海理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，上海 200093；2.上海理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，上海 200093）

0 引言

微型電動(dòng)汽車具有重量輕、體積小、價(jià)格便宜等優(yōu)點(diǎn)［1］。微型代步電動(dòng)汽車的市場(chǎng)潛力巨大，為提高舒適性和節(jié)能性，應(yīng)用熱泵空調(diào)已是發(fā)展的必然趨勢(shì)，針對(duì)小型電動(dòng)汽車的熱泵空調(diào)技術(shù)正逐漸成為研究與應(yīng)用熱點(diǎn)［2］。目前市面上普遍采取的方法是直接改用燃油汽車的空調(diào)系統(tǒng)提供夏季制冷，再用PTC冬季供熱，造成了電量的損耗［3］，削減了電動(dòng)汽車的有效里程［4］。又因?yàn)槲⑿碗妱?dòng)汽車由于其本身的體積較小，所以行駛過程中所需要的熱負(fù)荷也與正常車型不一樣，直接改用其他車型的空調(diào)系統(tǒng)與微型電動(dòng)汽車熱負(fù)荷不匹配，使用過程中可能會(huì)出現(xiàn)供熱不足或者制冷過剩的現(xiàn)象，這些都會(huì)極大降低駕駛員的駕駛舒適度。為了進(jìn)一步推廣微型電動(dòng)汽車，所以需要開發(fā)一套與其車型熱負(fù)荷相匹配的高效率熱泵空調(diào)系統(tǒng)。

目前，電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)可以采用類似于家用空調(diào)的兩換熱器四通換向閥的結(jié)構(gòu)，也可以采用三換熱器形式［5-6］，但是由于目前應(yīng)用于電動(dòng)汽車上的四通換向閥不完善，而且成本過高，采用三換熱器占用空間上過大，同時(shí)增加了車輛重量。針對(duì)此微型電動(dòng)汽車，本文在其原有的空調(diào)系統(tǒng)預(yù)留空間基礎(chǔ)上，將其改造為采用兩個(gè)微通道換熱器的熱泵空調(diào)系統(tǒng)。HOSOZ等［7］將一套汽車空調(diào)系統(tǒng)改裝成了熱泵系統(tǒng)進(jìn)行試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)制熱模式下室內(nèi)換熱器換熱能力過小。QI等［8］用一套平行流的冷凝器和微通道的蒸發(fā)器分別替代了傳統(tǒng)汽車空調(diào)中的微通道的冷凝器和層疊式的蒸發(fā)器進(jìn)行了試驗(yàn)，結(jié)果表明換熱器體積減小了，同時(shí)獲得了更大換熱量。巫江虹等［9］研究了管翅式換熱器和微通道換熱器用在同一汽車空調(diào)熱泵中的性能差異，采用微通道換熱器可以減小汽車重量和制冷劑充注量，但系統(tǒng)性能變差了，表明將微通道換熱器應(yīng)用與熱泵系統(tǒng)還存在提升空間。此外，趙松田等都對(duì)微通道換熱器在熱泵空調(diào)中系統(tǒng)中的特性進(jìn)行了研究［10-12］。

本文設(shè)計(jì)了一套采用2個(gè)微通道換熱器的熱泵空調(diào)系統(tǒng)，并且對(duì)系統(tǒng)中的室內(nèi)/外換熱器進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。由于熱泵空調(diào)系統(tǒng)中的室外換熱器對(duì)系統(tǒng)性能影響較大［13］，先對(duì)設(shè)計(jì)的2種不同流程布置的室外微通道換熱器進(jìn)行制冷和制熱的單體試驗(yàn)，再進(jìn)一步將所設(shè)計(jì)室內(nèi)/外換熱器與原空調(diào)系統(tǒng)室內(nèi)/外換熱器分別搭建在同一熱泵空調(diào)系統(tǒng)臺(tái)架上，在不同的環(huán)境工況和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下，探究所設(shè)計(jì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)的性能變化特性，為電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的后續(xù)研究提供參考。

1 試驗(yàn)裝置和方法

1.1 試驗(yàn)裝置

圖1示出微型電動(dòng)汽車設(shè)計(jì)的一套熱泵空調(diào)系統(tǒng)原理。該系統(tǒng)由渦旋壓縮機(jī)、室外換熱器、室內(nèi)換熱器、4個(gè)電磁閥、電子膨脹閥以及熱力膨脹閥、氣液分離器等組成，通過控制4個(gè)電磁閥的通斷來切換制冷模式和制熱模式。當(dāng)系統(tǒng)運(yùn)行制冷模式時(shí)，電磁閥1和電磁閥4開啟，電磁閥2和電磁閥3關(guān)閉，此時(shí)室外換熱器作為冷凝器；當(dāng)系統(tǒng)運(yùn)行制熱模式時(shí)，電磁閥2和電磁閥3開啟，電磁閥1和電磁閥4關(guān)閉，此時(shí)室外換熱器作蒸發(fā)器。

圖1 熱泵空調(diào)系統(tǒng)原理Fig.1 Schematic diagram of heat pump air conditioning system

試驗(yàn)中使用的壓縮機(jī)為電動(dòng)渦旋式壓縮機(jī)，排量是27 cm3/r，轉(zhuǎn)速范圍在1 000～5 000 r/min，并采用功率計(jì)測(cè)量壓縮機(jī)耗功。

本試驗(yàn)設(shè)計(jì)了2種流程布置的室外換熱器，對(duì)其進(jìn)行了換熱器單體試驗(yàn)研究，圖2示出了2種換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，兩換熱器迎風(fēng)面積均為0.109 6 m2。2流程換熱器流程布置為：40-28，3流程換熱器流程布置為：14-20-34。

圖2 單體測(cè)試所用換熱器結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of heat exchanger used in unit test

圖3示出所測(cè)試的兩套換熱器的外觀。在原空調(diào)系統(tǒng)中，室外換熱器只用作冷凝器，采用平行流四流程微通道換熱器，并且旁邊帶有儲(chǔ)液器，室內(nèi)換熱器一般采用層疊式換熱器。但是在電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)中，由于室內(nèi)/外換熱器既要充當(dāng)冷凝器，又要充當(dāng)蒸發(fā)器，綜合考慮制冷劑在換熱器中的空間分布均勻性和換熱器表面結(jié)露或化霜后水滴的及時(shí)排走［9］，設(shè)計(jì)的熱泵系統(tǒng)中室內(nèi)換熱器采用豎直流雙排微通道換熱器，室外換熱器采用豎直流微通道換熱器。為探究?jī)蔁岜每照{(diào)系統(tǒng)中的性能，對(duì)2套換熱器分別進(jìn)行了試驗(yàn)研究。

圖3 系統(tǒng)測(cè)試所用兩套換熱器外觀Fig.3 Appearance diagrams of two sets of heat exchangers used in system testing

系統(tǒng)試驗(yàn)中所測(cè)試的2套換熱器的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。測(cè)試系統(tǒng)一將原空調(diào)系統(tǒng)中室內(nèi)/外換熱器應(yīng)用于所設(shè)計(jì)的熱泵空調(diào)系統(tǒng)，測(cè)試系統(tǒng)二將新設(shè)計(jì)的室內(nèi)/外換熱器應(yīng)用于所設(shè)計(jì)的熱泵空調(diào)系統(tǒng)。2套測(cè)試系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)架中，除了室內(nèi)/外換熱器不同，系統(tǒng)臺(tái)架中其他部件均相同。從結(jié)構(gòu)上看，兩套換熱器外形尺寸和迎風(fēng)面積相同，新設(shè)計(jì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)能滿足該汽車原空調(diào)箱體內(nèi)部及室外換熱器預(yù)留給換熱器的空間尺寸，同時(shí)為使新設(shè)計(jì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)中的換熱器能滿足制冷模式和制熱模式所需熱負(fù)荷，新熱泵空調(diào)系統(tǒng)對(duì)換熱器的扁管、百葉窗翅片等結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化調(diào)整，對(duì)2套測(cè)試系統(tǒng)分別在制冷工況下和制熱工況下進(jìn)行了試驗(yàn)研究。

表1 測(cè)試系統(tǒng)一和測(cè)試系統(tǒng)二換熱器參數(shù)Tab.1 Heat exchanger parameters of test system 1 and test system 2

圖4示出焓差試驗(yàn)室結(jié)構(gòu)和試驗(yàn)裝置。

圖4 試驗(yàn)裝置示意Fig.4 Schematic diagram of the experimental device

該多功能焓差室分為室外側(cè)環(huán)境室和室內(nèi)側(cè)環(huán)境室，2個(gè)測(cè)試房間內(nèi)的空氣溫度和濕度可以由2套完全獨(dú)立的機(jī)組控制。整套測(cè)試系統(tǒng)搭建在多功能焓差室內(nèi)，室內(nèi)換熱器放置在室內(nèi)側(cè)環(huán)境室，并且通過軟質(zhì)風(fēng)管與送風(fēng)噴嘴連接，其余部件放置在室外側(cè)環(huán)境室。本次試驗(yàn)采用R134a作為制冷劑，所有管路都采用鋁管進(jìn)行連接，并用保溫材料進(jìn)行保溫。在壓縮機(jī)、室內(nèi)換熱器、和室外換熱器的進(jìn)出口共6個(gè)點(diǎn)分別布置了溫度傳感器和壓力傳感器，在室內(nèi)換熱器和室外換熱器的空氣側(cè)進(jìn)出口布置有溫濕度傳感器，同時(shí)在試驗(yàn)裝置中布置有2個(gè)質(zhì)量流量計(jì)m1和m2，分別測(cè)試制冷工況和制熱工況下的系統(tǒng)流量。本試驗(yàn)裝置中主要參數(shù)的測(cè)量精度見表2。

表2 試驗(yàn)裝置主要參數(shù)測(cè)量精度Tab.2 Measurement accuracy of main parameters of the experimental device

1.2 試驗(yàn)方法與測(cè)試工況

試驗(yàn)中首先對(duì)設(shè)計(jì)的2個(gè)不同流程布置的室外換熱器進(jìn)行單體試驗(yàn)，探究2個(gè)換熱器的性能差異。然后再模擬夏季環(huán)境工況和冬季環(huán)境工況，以室外側(cè)環(huán)境溫度和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為變量，對(duì)比探究2套系統(tǒng)的性能差異。由于測(cè)試系統(tǒng)一和測(cè)試系統(tǒng)二換熱器體積和系統(tǒng)管路相同，2套系統(tǒng)制冷劑充注量保持相同，通過充注量試驗(yàn)確定其最佳充注量為1 700 g。參考了汽車和空調(diào)行業(yè)的測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)，本次試驗(yàn)電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能試試驗(yàn)測(cè)試工況見表3。

表3 系統(tǒng)試驗(yàn)工況Tab.3 System experimental conditions

2 試驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 2種不同結(jié)構(gòu)換熱器性能差異

對(duì)2個(gè)不同流程布置的室外換熱器進(jìn)行單體試驗(yàn)，單體試驗(yàn)在系統(tǒng)內(nèi)加入制冷劑加注模塊來保證能達(dá)到所設(shè)定的過冷度和過熱度，單體試驗(yàn)工況是：測(cè)試?yán)淠阅軙r(shí)，換熱器用作冷凝器，控制換熱器風(fēng)側(cè)的入口干球溫度為35.0 ℃；制冷劑側(cè)進(jìn)口壓力1.62 MPa，系統(tǒng)過熱度（25±1）℃，過冷度（5±1）℃；測(cè)試蒸發(fā)性能時(shí)，換熱器用作蒸發(fā)器，控制換熱器風(fēng)側(cè)的入口干球溫度為0 ℃；制冷劑側(cè)膨脹閥前壓力1.0 MPa，膨脹閥前過冷度（5±1）℃，出口壓力0.25 MPa；分別測(cè)試不同迎風(fēng)風(fēng)速下的換熱性能和換熱器內(nèi)外側(cè)阻值。

圖5示出冷凝工況下?lián)Q熱量與制冷劑側(cè)壓降隨送風(fēng)風(fēng)速的變化趨勢(shì)，圖6示出蒸發(fā)工況下?lián)Q熱量與制冷劑側(cè)壓降隨送風(fēng)風(fēng)速的變化趨勢(shì)。兩換熱器外形尺寸相同，結(jié)構(gòu)接近，所以風(fēng)阻相近。結(jié)果表明，在迎風(fēng)風(fēng)速2.5～4.5 m/s范圍內(nèi)，2流程換熱器換熱能力優(yōu)于3流程換熱器，且3流程換熱器制冷劑側(cè)壓降大于2流程。分析原因可能是：3流程換熱器中制冷劑流動(dòng)管長(zhǎng)比2流程要大，且相同質(zhì)量流量的情況下3流程換熱器制冷劑通量比2流程要大，這兩個(gè)因素導(dǎo)致3流程制冷劑側(cè)壓降增大，制冷劑側(cè)的壓降減小導(dǎo)致了傳熱效果的變差，3流程換熱量小于2流程［14］。所以綜合考慮，2流程換熱器性能優(yōu)于3流程，選其作為室外換熱器進(jìn)行熱泵空調(diào)系統(tǒng)試驗(yàn)。

圖5 冷凝工況換熱量與制冷劑側(cè)壓降隨風(fēng)速變化Fig.5 Change of heat exchange and refrigerant side pressure drop with wind speed under condensation condition

圖6 蒸發(fā)工況換熱量與制冷劑側(cè)壓降隨風(fēng)速變化Fig.6 Change of heat exchange and refrigerant side pressure drop with wind speed under evaporation condition

2.2 制冷工況下性能比較分析

圖7示出制冷量隨壓縮轉(zhuǎn)速的變化趨勢(shì)。由圖7可以看出，測(cè)試系統(tǒng)一的制冷能力比系統(tǒng)二的制冷能力要略強(qiáng)。在測(cè)試工況38 ℃下，測(cè)試系統(tǒng)一的制冷量比系統(tǒng)二的制冷量高5.3%～8.8%，分析原因可能是因?yàn)闇y(cè)試系統(tǒng)一采用的換熱器是專門用于空調(diào)制冷，室內(nèi)換熱器采用層疊式換熱器，系統(tǒng)二室內(nèi)換熱器采用微通道換熱器，可能存在制冷劑在換熱器內(nèi)部分布不均勻的問題，不能充分吸收乘員艙的熱量，導(dǎo)致制冷量略低于系統(tǒng)一。通過模型計(jì)算此微型電動(dòng)汽車的夏季熱負(fù)荷，在38 ℃標(biāo)準(zhǔn)制冷工況下，得出該微型電動(dòng)汽車穩(wěn)態(tài)運(yùn)行下的熱負(fù)荷為2.76 kW，系統(tǒng)二在38 ℃時(shí)，通過調(diào)節(jié)壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速，可達(dá)到的制冷范圍是3.07～4.14 kW，能夠滿足該工況下的熱負(fù)荷需求。

圖7 系統(tǒng)制冷量隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化Fig.7 Variation of refrigerating capacity of the system with the rotational speed of compressor

圖8示出了系統(tǒng)能效比COP隨轉(zhuǎn)速的變化趨勢(shì)。

圖8 系統(tǒng)COP隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化Fig.8 Variation of COP of the system with the rotational speed of compressor

由圖8可知，系統(tǒng)COP隨著轉(zhuǎn)速升高而降低。這是因?yàn)殡S著轉(zhuǎn)速升高，壓縮機(jī)功率會(huì)升高，制冷劑流量增加，雖然制冷量也會(huì)升高，但是其升高的幅度沒有壓縮機(jī)功率增加的幅度大，所以COP呈下降趨勢(shì)［15］。在38 ℃工況下，系統(tǒng)二的COP范圍在2.54～4.22內(nèi)變化，系統(tǒng)一的制冷COP比系統(tǒng)二的制冷COP高4.8%～18.1%，隨著環(huán)境溫度增加3 ℃，COP平均增加4%～9%。

圖9示出系統(tǒng)中出風(fēng)溫度隨轉(zhuǎn)速的變化趨勢(shì)。在電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)中，出風(fēng)溫度最能直接體現(xiàn)系統(tǒng)的制冷和制熱能力，由圖9可知，隨著轉(zhuǎn)速的每升高1 000 r/min，出風(fēng)溫度降低4.85～6.85 ℃。當(dāng)轉(zhuǎn)速增加時(shí)，壓縮機(jī)的壓比增大，導(dǎo)致系統(tǒng)蒸發(fā)溫度會(huì)降低，進(jìn)而使得排氣溫度降低。同時(shí)，在同一轉(zhuǎn)速的情況下，環(huán)境溫度每降低3 ℃，出風(fēng)溫度降低2.5～4.65 ℃。這是因?yàn)榄h(huán)境溫度低時(shí)，室外換熱器的換熱溫差變大，換熱量增加，所以出風(fēng)溫度降低。系統(tǒng)二的換熱器出風(fēng)溫度最低可以達(dá)到14.92 ℃，能滿足乘員對(duì)舒適度的要求。

圖9 空調(diào)箱出風(fēng)溫度隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化Fig.9 Variation of air outlet temperature with the rotational speed of compressor

2.3 制熱工況下性能比較分析

圖10示出系統(tǒng)制熱量隨轉(zhuǎn)速的變化趨勢(shì)。由圖10可知，系統(tǒng)制熱量隨著轉(zhuǎn)速升高而升高［16］。在環(huán)境工況為0 ℃時(shí)，系統(tǒng)制熱量大于同轉(zhuǎn)速下的環(huán)境工況-7 ℃。通過模型計(jì)算此微型電動(dòng)汽車在0 ℃工況下新能源電動(dòng)汽車所需的熱負(fù)荷，得出該微型電動(dòng)汽車穩(wěn)態(tài)運(yùn)行的熱負(fù)荷為1.26 kW系統(tǒng)二在0 ℃工況時(shí)，制熱量范圍在1.5～2.8 kW，能夠滿足該車冬季所需的熱負(fù)荷。同時(shí)，在0 ℃工況下，系統(tǒng)二系統(tǒng)制熱量比系統(tǒng)一提升14%～36%，在-7 ℃工況下，系統(tǒng)二系統(tǒng)制熱量比系統(tǒng)一提升94.6%～160.3%，隨著室外環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)二的制熱效果提升越明顯。分析可能是因?yàn)橄到y(tǒng)一為空調(diào)系統(tǒng)的換熱器，但是在制熱工況時(shí)，尤其是-7 ℃低溫工況，系統(tǒng)一內(nèi)室內(nèi)換熱器需要充當(dāng)冷凝器的作用，需要將系統(tǒng)室外換熱器吸收的室外環(huán)境溫度和壓縮機(jī)耗功產(chǎn)生的熱量傳遞給乘員艙，層疊式室內(nèi)換熱器散熱效率沒有微通道效率高，導(dǎo)致過熱制冷劑不能完全冷卻，換熱不完全。另一方面，系統(tǒng)一室外換熱器采用4流程平行流換熱器，可能制冷劑側(cè)壓降過大導(dǎo)致?lián)Q熱效果變差，制熱量變小。

圖10 制熱量隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化Fig.10 Variation of heating capacity with the rotational speed of compressor

圖11，12分別示出制熱工況下系統(tǒng)能效比COP和出風(fēng)溫度隨轉(zhuǎn)速的變化趨勢(shì)。在-7 ℃工況下，系統(tǒng)一的制熱能效比COP僅1.15～1.25，而系統(tǒng)二的COP可達(dá)1.8～2.2，比系統(tǒng)一提升了51.6%～75.3%。

圖11 COP隨轉(zhuǎn)速變化Fig.11 Variation of COP with the rotational speed of compressor

圖12 空調(diào)箱出風(fēng)溫度隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化Fig.12 Variation of air outlet temperature with the rotational speed of compressor

在低溫工況下，將系統(tǒng)一的換熱器拿來直接用于新設(shè)計(jì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)，在制熱工況下性能很差，會(huì)極大降低電動(dòng)汽車冬季的續(xù)航里程數(shù)。同時(shí)，對(duì)比目前市場(chǎng)上微型電動(dòng)汽車常采用的PTC加熱方式，假設(shè)PTC的加熱能效比COP為0.95，系統(tǒng)二的能效比COP提升了101.06%～189.09%，將所設(shè)計(jì)熱播空調(diào)系統(tǒng)應(yīng)用在微型電動(dòng)汽車上可以大幅度減輕電池的用電，延長(zhǎng)有效續(xù)航里程。另一方面，隨著環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)COP會(huì)降低［17］，這是因?yàn)?，隨著室外環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)蒸發(fā)溫度會(huì)降低，壓縮機(jī)吸氣流量減小，而且壓縮機(jī)工作性能會(huì)逐漸變差。轉(zhuǎn)速每增加1 000 r/min，出風(fēng)溫度能增加4～7 ℃。在0 ℃工況下，系統(tǒng)二空調(diào)箱出風(fēng)溫度可以達(dá)到31.8～43.9 ℃，能充分滿足乘員對(duì)舒適度的要求。

3 結(jié)論

（1）對(duì)比2流程與3流程布置的豎直流換熱器單體性能差異，在作為冷凝器和蒸發(fā)器兩種工況下，2流程布置的換熱器，換熱量大，同時(shí)壓降更小。

（2）在冬季制熱工況下，所設(shè)計(jì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能優(yōu)于采用原換熱器系統(tǒng)和PTC加熱。在測(cè)試工況-7 ℃下，對(duì)比原換熱器系統(tǒng)，所設(shè)計(jì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱COP提升了51.55%～75.36%，制熱量提升了94.64%～160.29%，出風(fēng)溫度提高1.41～8.18 ℃。

（3）在夏季制冷工況下，所設(shè)計(jì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)與采用原換熱器系統(tǒng)性能相近。在測(cè)試工況38 ℃下，原換熱器系統(tǒng)比所設(shè)計(jì)熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷量高5.3%～8.8%，COP高4.8%～18.1%，出風(fēng)溫度降低2.11～2.67 ℃。說明將微通道換熱器用于熱泵空調(diào)系統(tǒng)，還存在進(jìn)一步優(yōu)化換熱器設(shè)計(jì)的空間。

（4）此款為微型電動(dòng)汽車所設(shè)計(jì)的熱泵空調(diào)系統(tǒng)，采用兩微通道換熱器，能滿足微型電動(dòng)汽車在冬季工況和夏季工況下的熱需求，能有效提高微型電動(dòng)汽車的有效續(xù)航里程。