微型电动汽车热泵空调系统设计与试验研究

摘要：为了提高某微型电动汽车有效续航里程，对其原有空调系统及换热器进行了改进设计与研究，新热泵空调系统采用4个电磁阀对其冷暖模式进行切换，通过焓差室对换热器和系统的性能进行了测试。首先比较了两种不同流程布置室外微通道换热器的换热能力；进而分别将原空调系统换热器和所设计换热器应用于该热泵空调系统，试验研究了压缩机转速和环境温度对两系统制热/制冷性能的影响。结果表明，2流程换热器压降较小、换热能力较强，优于3流程换热器。在制冷模式下两系统性能相近，而在制热模式下新换热器系统与原换热器系统相比其COP最大提升约75%，制热量最大提升约160%，出风温度最大增加约8.2 ℃，且能满足微型电动汽车在冬季工况和夏季工况下的热需求。

1 试验装置和方法

1.1 试验装置

图1示出微型电动汽车设计的一套热泵空调系统原理。该系统由涡旋压缩机、室外换热器、室内换热器、4个电磁阀、电子膨胀阀以及热力膨胀阀、气液分离器等组成，通过控制4个电磁阀的通断来切换制冷模式和制热模式。当系统运行制冷模式时，电磁阀1和电磁阀4开启，电磁阀2和电磁阀3关闭，此时室外换热器作为冷凝器；当系统运行制热模式时，电磁阀2和电磁阀3开启，电磁阀1和电磁阀4关闭，此时室外换热器作蒸发器。

图1 热泵空调系统原理
Fig.1 Schematic diagram of heat pump air conditioning system试验中使用的压缩机为电动涡旋式压缩机，排量是27 cm3/r，转速范围在1 000～5 000 r/min，并采用功率计测量压缩机耗功。本试验设计了2种流程布置的室外换热器，对其进行了换热器单体试验研究，图2示出了2种换热器的结构参数，两换热器迎风面积均为0.109 6 m2。2流程换热器流程布置为：40-28，3流程换热器流程布置为：14-20-34。

图2 单体测试所用换热器结构
Fig.2 Structure of heat exchanger used in unit test图3示出所测试的两套换热器的外观。在原空调系统中，室外换热器只用作冷凝器，采用平行流四流程微通道换热器，并且旁边带有储液器，室内换热器一般采用层叠式换热器。但是在电动汽车热泵空调系统中，由于室内/外换热器既要充当冷凝器，又要充当蒸发器，综合考虑制冷剂在换热器中的空间分布均匀性和换热器表面结露或化霜后水滴的及时排走，设计的热泵系统中室内换热器采用竖直流双排微通道换热器，室外换热器采用竖直流微通道换热器。为探究两热泵空调系统中的性能，对2套换热器分别进行了试验研究。

图3 系统测试所用两套换热器外观
Fig.3 Appearance diagrams of two sets of heat exchangers used in system testing系统试验中所测试的2套换热器的具体结构参数见表1。测试系统一将原空调系统中室内/外换热器应用于所设计的热泵空调系统，测试系统二将新设计的室内/外换热器应用于所设计的热泵空调系统。2套测试系统试验台架中，除了室内/外换热器不同，系统台架中其他部件均相同。从结构上看，两套换热器外形尺寸和迎风面积相同，新设计热泵空调系统能满足该汽车原空调箱体内部及室外换热器预留给换热器的空间尺寸，同时为使新设计热泵空调系统中的换热器能满足制冷模式和制热模式所需热负荷，新热泵空调系统对换热器的扁管、百叶窗翅片等结构参数进行优化调整，对2套测试系统分别在制冷工况下和制热工况下进行了试验研究。表1 测试系统一和测试系统二换热器参数
Tab.1 Heat exchanger parameters of test system 1 and test system 2

图4示出焓差试验室结构和试验装置。

图4 试验装置示意
Fig.4 Schematic diagram of the experimental device该多功能焓差室分为室外侧环境室和室内侧环境室，2个测试房间内的空气温度和湿度可以由2套完全独立的机组控制。整套测试系统搭建在多功能焓差室内，室内换热器放置在室内侧环境室，并且通过软质风管与送风喷嘴连接，其余部件放置在室外侧环境室。本次试验采用R134a作为制冷剂，所有管路都采用铝管进行连接，并用保温材料进行保温。在压缩机、室内换热器、和室外换热器的进出口共6个点分别布置了温度传感器和压力传感器，在室内换热器和室外换热器的空气侧进出口布置有温湿度传感器，同时在试验装置中布置有2个质量流量计m1和m2，分别测试制冷工况和制热工况下的系统流量。本试验装置中主要参数的测量精度见表2。表2 试验装置主要参数测量精度
Tab.2 Measurement accuracy of main parameters of the experimental device

1.2 试验方法与测试工况

试验中首先对设计的2个不同流程布置的室外换热器进行单体试验，探究2个换热器的性能差异。然后再模拟夏季环境工况和冬季环境工况，以室外侧环境温度和压缩机转速为变量，对比探究2套系统的性能差异。由于测试系统一和测试系统二换热器体积和系统管路相同，2套系统制冷剂充注量保持相同，通过充注量试验确定其最佳充注量为1 700 g。参考了汽车和空调行业的测试标准，本次试验电动汽车热泵空调系统性能试试验测试工况见表3。表3 系统试验工况
Tab.3 System experimental conditions

2 试验结果与分析

2.1 2种不同结构换热器性能差异

对2个不同流程布置的室外换热器进行单体试验，单体试验在系统内加入制冷剂加注模块来保证能达到所设定的过冷度和过热度，单体试验工况是：测试冷凝性能时，换热器用作冷凝器，控制换热器风侧的入口干球温度为35.0 ℃；制冷剂侧进口压力1.62 MPa，系统过热度（25±1）℃，过冷度（5±1）℃；测试蒸发性能时，换热器用作蒸发器，控制换热器风侧的入口干球温度为0 ℃；制冷剂侧膨胀阀前压力1.0 MPa，膨胀阀前过冷度（5±1）℃，出口压力0.25 MPa；分别测试不同迎风风速下的换热性能和换热器内外侧阻值。图5示出冷凝工况下换热量与制冷剂侧压降随送风风速的变化趋势，图6示出蒸发工况下换热量与制冷剂侧压降随送风风速的变化趋势。两换热器外形尺寸相同，结构接近，所以风阻相近。结果表明，在迎风风速2.5～4.5 m/s范围内，2流程换热器换热能力优于3流程换热器，且3流程换热器制冷剂侧压降大于2流程。分析原因可能是：3流程换热器中制冷剂流动管长比2流程要大，且相同质量流量的情况下3流程换热器制冷剂通量比2流程要大，这两个因素导致3流程制冷剂侧压降增大，制冷剂侧的压降减小导致了传热效果的变差，3流程换热量小于2流程。所以综合考虑，2流程换热器性能优于3流程，选其作为室外换热器进行热泵空调系统试验。

图5 冷凝工况换热量与制冷剂侧压降随风速变化
Fig.5 Change of heat exchange and refrigerant side pressure drop with wind speed under condensation condition

图6 蒸发工况换热量与制冷剂侧压降随风速变化
Fig.6 Change of heat exchange and refrigerant side pressure drop with wind speed under evaporation condition

2.2 制冷工况下性能比较分析

图7示出制冷量随压缩转速的变化趋势。由图7可以看出，测试系统一的制冷能力比系统二的制冷能力要略强。在测试工况38 ℃下，测试系统一的制冷量比系统二的制冷量高5.3%～8.8%，分析原因可能是因为测试系统一采用的换热器是专门用于空调制冷，室内换热器采用层叠式换热器，系统二室内换热器采用微通道换热器，可能存在制冷剂在换热器内部分布不均匀的问题，不能充分吸收乘员舱的热量，导致制冷量略低于系统一。通过模型计算此微型电动汽车的夏季热负荷，在38 ℃标准制冷工况下，得出该微型电动汽车稳态运行下的热负荷为2.76 kW，系统二在38 ℃时，通过调节压缩机的转速，可达到的制冷范围是3.07～4.14 kW，能够满足该工况下的热负荷需求。

图7 系统制冷量随压缩机转速的变化
Fig.7 Variation of refrigerating capacity of the system with the rotational speed of compressor图8示出了系统能效比COP随转速的变化趋势。

图8 系统COP随压缩机转速的变化
Fig.8 Variation of COP of the system with the rotational speed of compressor由图8可知，系统COP随着转速升高而降低。这是因为随着转速升高，压缩机功率会升高，制冷剂流量增加，虽然制冷量也会升高，但是其升高的幅度没有压缩机功率增加的幅度大，所以COP呈下降趋势。在38 ℃工况下，系统二的COP范围在2.54～4.22内变化，系统一的制冷COP比系统二的制冷COP高4.8%～18.1%，随着环境温度增加3 ℃，COP平均增加4%～9%。图9示出系统中出风温度随转速的变化趋势。在电动汽车热泵空调系统中，出风温度最能直接体现系统的制冷和制热能力，由图9可知，随着转速的每升高1 000 r/min，出风温度降低4.85～6.85 ℃。当转速增加时，压缩机的压比增大，导致系统蒸发温度会降低，进而使得排气温度降低。同时，在同一转速的情况下，环境温度每降低3 ℃，出风温度降低2.5～4.65 ℃。这是因为环境温度低时，室外换热器的换热温差变大，换热量增加，所以出风温度降低。系统二的换热器出风温度最低可以达到14.92 ℃，能满足乘员对舒适度的要求。

图9 空调箱出风温度随压缩机转速的变化
Fig.9 Variation of air outlet temperature with the rotational speed of compressor

2.3 制热工况下性能比较分析

图10示出系统制热量随转速的变化趋势。由图10可知，系统制热量随着转速升高而升高。在环境工况为0 ℃时，系统制热量大于同转速下的环境工况-7 ℃。通过模型计算此微型电动汽车在0 ℃工况下新能源电动汽车所需的热负荷，得出该微型电动汽车稳态运行的热负荷为1.26 kW系统二在0 ℃工况时，制热量范围在1.5～2.8 kW，能够满足该车冬季所需的热负荷。同时，在0 ℃工况下，系统二系统制热量比系统一提升14%～36%，在-7 ℃工况下，系统二系统制热量比系统一提升94.6%～160.3%，随着室外环境温度的降低，系统二的制热效果提升越明显。分析可能是因为系统一为空调系统的换热器，但是在制热工况时，尤其是-7 ℃低温工况，系统一内室内换热器需要充当冷凝器的作用，需要将系统室外换热器吸收的室外环境温度和压缩机耗功产生的热量传递给乘员舱，层叠式室内换热器散热效率没有微通道效率高，导致过热制冷剂不能完全冷却，换热不完全。另一方面，系统一室外换热器采用4流程平行流换热器，可能制冷剂侧压降过大导致换热效果变差，制热量变小。

图10 制热量随压缩机转速的变化
Fig.10 Variation of heating capacity with the rotational speed of compressor图11，12分别示出制热工况下系统能效比COP和出风温度随转速的变化趋势。在-7 ℃工况下，系统一的制热能效比COP仅1.15～1.25，而系统二的COP可达1.8～2.2，比系统一提升了51.6%～75.3%。

图11 COP随转速变化
Fig.11 Variation of COP with the rotational speed of compressor

图12 空调箱出风温度随压缩机转速的变化
Fig.12 Variation of air outlet temperature with the rotational speed of compressor在低温工况下，将系统一的换热器拿来直接用于新设计热泵空调系统，在制热工况下性能很差，会极大降低电动汽车冬季的续航里程数。同时，对比目前市场上微型电动汽车常采用的PTC加热方式，假设PTC的加热能效比COP为0.95，系统二的能效比COP提升了101.06%～189.09%，将所设计热播空调系统应用在微型电动汽车上可以大幅度减轻电池的用电，延长有效续航里程。另一方面，随着环境温度的降低，系统COP会降低，这是因为，随着室外环境温度的降低，系统蒸发温度会降低，压缩机吸气流量减小，而且压缩机工作性能会逐渐变差。转速每增加1 000 r/min，出风温度能增加4～7 ℃。在0 ℃工况下，系统二空调箱出风温度可以达到31.8～43.9 ℃，能充分满足乘员对舒适度的要求。

3 结论

（1）对比2流程与3流程布置的竖直流换热器单体性能差异，在作为冷凝器和蒸发器两种工况下，2流程布置的换热器，换热量大，同时压降更小。（2）在冬季制热工况下，所设计热泵空调系统性能优于采用原换热器系统和PTC加热。在测试工况-7 ℃下，对比原换热器系统，所设计热泵空调系统制热COP提升了51.55%～75.36%，制热量提升了94.64%～160.29%，出风温度提高1.41～8.18 ℃。（3）在夏季制冷工况下，所设计热泵空调系统与采用原换热器系统性能相近。在测试工况38 ℃下，原换热器系统比所设计热泵空调系统制冷量高5.3%～8.8%，COP高4.8%～18.1%，出风温度降低2.11～2.67 ℃。说明将微通道换热器用于热泵空调系统，还存在进一步优化换热器设计的空间。（4）此款为微型电动汽车所设计的热泵空调系统，采用两微通道换热器，能满足微型电动汽车在冬季工况和夏季工况下的热需求，能有效提高微型电动汽车的有效续航里程。

作者：刘旭阳 1，苏 林 1，李 康 1，方奕栋 1，盛 雷 1，2，杨忠诚 1，穆文杰 1

上海理工大学能源与动力工程学院

2.上海理工大学机械工程学院