新能源車用熱泵系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)與仿真分析

劉金偉1，施駿業(yè)1，陸冰清1，陳江平*1，游典，黃國平

（1-上海交通大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院制冷及低溫工程研究所，上海 200240；2-重慶長(zhǎng)安汽車股份有限公司，重慶 404100）

0 引言

目前我國汽車產(chǎn)銷規(guī)模世界第一，2017年產(chǎn)銷達(dá)2,887.9萬輛，但是石油進(jìn)口依賴度過高的能源安全問題和高排放導(dǎo)致的空氣污染問題日益嚴(yán)重，因此，電動(dòng)汽車應(yīng)運(yùn)而生。純電動(dòng)汽車完全依賴電能驅(qū)動(dòng)，無油耗，無尾氣排放。國家已出臺(tái)的各類新能源汽車相關(guān)政策多達(dá)幾十項(xiàng)，純電動(dòng)汽車已經(jīng)成為我國“十三五”產(chǎn)業(yè)規(guī)劃中的重要一環(huán)[1]。新能源汽車在全球范圍內(nèi)備受關(guān)注，其保有量快速上升[2]。盡管純電動(dòng)汽車的發(fā)展勢(shì)頭良好，但相較傳統(tǒng)燃油汽車，純電動(dòng)汽車的充電時(shí)間長(zhǎng)，續(xù)航里程短。尤其在冬季，溫度越低，空調(diào)能耗對(duì)續(xù)航里程的影響更加明顯。這是由于目前純電動(dòng)汽車的制熱功能多由正溫度系數(shù)（Positive Temperature Coefficient，PTC）加熱器實(shí)現(xiàn)，本質(zhì)上是通過電流的焦耳效應(yīng)將高品位的電能變?yōu)榈推肺坏臒崮軐?shí)現(xiàn)制熱，效率較低（0.80～0.95[3]）。加之冬季車艙的環(huán)境控制負(fù)荷較夏季更大，因此冬季開啟空調(diào)將導(dǎo)致電動(dòng)汽車?yán)m(xù)航里程大幅下降（接近50%）[4-9]，嚴(yán)重影響了電動(dòng)汽車的使用。

熱泵是一種高效的制熱方法，其工作原理是采用蒸氣壓縮式循環(huán)，實(shí)現(xiàn)外界熱量轉(zhuǎn)移至目標(biāo)環(huán)境中，如同一臺(tái)“熱量泵”[10]。由于電動(dòng)汽車沒有發(fā)動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的熱量不足以滿足采暖需求，因此熱泵系統(tǒng)并輔助電加熱的采暖技術(shù)，學(xué)者們認(rèn)為是解決冬季采暖問題的有效途徑之一。當(dāng)前熱泵的各種應(yīng)用還存在很多問題。熱泵系統(tǒng)受環(huán)境溫度限制較大，-5℃以下熱泵效果較差[11]，采用一次回路和二次回路系統(tǒng)各有優(yōu)缺點(diǎn)[12]，采用四通閥系統(tǒng)比三換熱器系統(tǒng)性能和功耗更優(yōu)[13]，選擇合適制冷劑的種類對(duì)提高系統(tǒng)能效和環(huán)境適應(yīng)性有較大幫助，充注量影響其性能和安全性[14-15]，換熱器和閥件類型對(duì)其除霜化霜、系統(tǒng)性能均有影響[16-17]，在滿足制熱性能的情況下，壓縮機(jī)高轉(zhuǎn)速和小風(fēng)量的系統(tǒng)適配使運(yùn)行功耗最小[18]，有必要針對(duì)車用熱泵進(jìn)行大量理論和實(shí)踐研究，目前車用熱泵已經(jīng)成為電動(dòng)汽車的研究熱點(diǎn)之一[19-20]，但汽車工業(yè)在這一方面經(jīng)驗(yàn)相對(duì)缺乏，需要進(jìn)行大量的工作。

本文以純電動(dòng)量產(chǎn)車型為平臺(tái)，進(jìn)行電動(dòng)車用熱泵系統(tǒng)正向開發(fā)工作，對(duì)電動(dòng)汽車熱負(fù)荷進(jìn)行評(píng)估，對(duì)熱泵系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，對(duì)零部件及系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析，并進(jìn)行實(shí)車搭載實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

1 研究對(duì)象

本文的研究對(duì)象為新能源汽車空調(diào)熱泵系統(tǒng)，空調(diào)熱泵系統(tǒng)的主要組成為空調(diào)（Air Conditioning，AC）回路和乘員艙。AC回路主要由電動(dòng)壓縮機(jī)、水冷冷凝器、膨脹閥、室外換熱器和氣液分離器組成。二次回路中經(jīng)水冷冷凝器加熱的防凍液通過暖風(fēng)芯體換熱，被加熱的新風(fēng)經(jīng)由空調(diào)風(fēng)道（Heating，Ventilation and Air Conditioning，HVAC）為乘員艙提供熱量，滿足乘員艙內(nèi)部熱舒適性要求。

在冬季工況熱泵模式下，由壓縮機(jī)排出高溫高壓氣體通過水冷冷凝器，然后經(jīng)過節(jié)流閥，流經(jīng)外部換熱器后從氣液分離器返回至壓縮機(jī)吸氣口。二次回路水冷冷凝器中被加熱的防凍液經(jīng)暖風(fēng)芯體加熱空氣，通過HVAC為乘員艙提供熱量。

2 仿真部件模型搭建

針對(duì)該新能源汽車空調(diào)熱泵系統(tǒng)建立KULI軟件仿真模型，確定其在熱泵工況下熱負(fù)荷組成，依據(jù)熱負(fù)荷組成和車型結(jié)構(gòu)特征建立乘員艙熱負(fù)荷模型；根據(jù)AC回路組成的零部件特性，建立其單體模型，并在此基礎(chǔ)上搭建整車一維仿真分析模型。圖1所示為新能源車空調(diào)系統(tǒng)原理。

圖1 新能源車空調(diào)系統(tǒng)原理

針對(duì)乘員艙建立熱負(fù)荷模型，通常乘員艙熱負(fù)荷包括4個(gè)部分：

圖2 電動(dòng)汽車熱負(fù)荷

式中，Qtot為空調(diào)系統(tǒng)總熱負(fù)荷，W；Qven為新風(fēng)負(fù)荷，W；Qamb為車體圍護(hù)結(jié)構(gòu)導(dǎo)熱負(fù)荷，W；Qrad為太陽輻射負(fù)荷，W；Qmet為人員及其他負(fù)荷。在式(1)中，“±”代表熱流方向：“+”代表熱量從外界流入乘客艙，“-”代表由乘員艙流向外界環(huán)境。冬季熱泵工況下，太陽輻射負(fù)荷和人員散熱較小，為充分滿足舒適性要求，太陽輻射得熱與人員散熱不予考慮，即可確定空調(diào)的冬季總熱負(fù)荷。

車身導(dǎo)熱負(fù)荷Qamb由乘員艙內(nèi)空氣與艙內(nèi)表面之間的對(duì)流換熱、車體圍護(hù)結(jié)構(gòu)之間的導(dǎo)熱和車體外表面與環(huán)境之間的對(duì)流換熱共同組成。在常規(guī)計(jì)算中，常將車體圍護(hù)結(jié)構(gòu)處理為多層平板導(dǎo)熱問題；然而車體圍護(hù)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，存在諸多熱橋及各向異性的材料，此類簡(jiǎn)化的計(jì)算精度不理想。為解決該問題，使用半經(jīng)驗(yàn)公式的方法進(jìn)行擬合。首先，將對(duì)車體圍護(hù)結(jié)構(gòu)導(dǎo)熱負(fù)荷進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，并在實(shí)驗(yàn)的基礎(chǔ)上歸納該負(fù)荷的一般規(guī)律即導(dǎo)熱系數(shù)；然后在結(jié)合該款車車體結(jié)構(gòu)進(jìn)行計(jì)算，得到目標(biāo)車型的圍護(hù)結(jié)構(gòu)導(dǎo)熱負(fù)荷。因此采用實(shí)驗(yàn)測(cè)量的方法，通過模擬車內(nèi)環(huán)境高于周圍氣溫的條件，并記錄輸入熱量及乘員艙與環(huán)境的溫差，實(shí)驗(yàn)標(biāo)定車體圍護(hù)結(jié)構(gòu)導(dǎo)熱的大小。在溫度穩(wěn)定的環(huán)境中使用電加熱對(duì)車體內(nèi)部進(jìn)行加熱。待溫度穩(wěn)定后，記錄車內(nèi)平均溫度、環(huán)境溫度和加熱功率，計(jì)算車體圍護(hù)結(jié)構(gòu)導(dǎo)熱系數(shù)：

式中，K為車體綜合導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；Q為電加熱功率，W；ΔT為車內(nèi)均溫與環(huán)境溫度溫差，K。由式(3)所求得的導(dǎo)熱系數(shù)K即可用于計(jì)算一定溫差下車體向外的散熱量。

通過實(shí)驗(yàn)標(biāo)定，該款車型的車圍結(jié)構(gòu)導(dǎo)熱負(fù)荷模型為：

為保證行駛安全及乘車人員的身體健康，使乘員艙空氣保持一定含氧量，乘員艙需要保持一定的新風(fēng)量，這部分新風(fēng)量所造成的負(fù)荷為新風(fēng)負(fù)荷Qven。新風(fēng)負(fù)荷為環(huán)境低溫低濕空氣經(jīng)暖風(fēng)芯體加熱至乘員艙狀態(tài)所造成負(fù)荷。隨車內(nèi)外空氣狀態(tài)、車體新風(fēng)量及車內(nèi)環(huán)境的不同，新風(fēng)負(fù)荷可占總負(fù)荷的 50%～80%，冬季條件下，進(jìn)入車體的新風(fēng)僅經(jīng)過單一加熱的過程，新風(fēng)僅發(fā)生潛熱的變化，其新風(fēng)負(fù)荷計(jì)算模型為：

式中，Qven為新風(fēng)負(fù)荷，W；ρ為車內(nèi)、車外空氣密度的算術(shù)平均值，kg/m3；V為新風(fēng)體積流量，m3/h；cp為車內(nèi)外空氣比熱容均值，J/(m·K)；ΔT為車內(nèi)外溫差，K。

在乘員艙熱負(fù)荷模型的基礎(chǔ)上，建立乘員艙仿真模型。仿真模型的建立需綜合考量乘員艙物理尺寸和結(jié)構(gòu)、車體材料特性、乘員艙內(nèi)外環(huán)境溫濕度條件狀況，以乘員艙熱舒適性為指標(biāo)，在乘員艙的不同區(qū)域的溫度、濕度值不同，分別進(jìn)行計(jì)算。

圖3所示為電動(dòng)汽車熱負(fù)荷影響因素。在KULI平臺(tái)中輸入環(huán)境溫度、行駛速度、HVAC風(fēng)量、空氣循環(huán)、不同空氣區(qū)域的對(duì)流、空氣區(qū)域的熱容、空氣浴駕駛室壁面的對(duì)流、車身的熱傳導(dǎo)、外壁的熱容和室內(nèi)熱容（座椅、儀表板）等參數(shù)，建立乘員艙仿真模型，該模型以出風(fēng)口為輸入條件，輸出乘員艙內(nèi)部各個(gè)測(cè)點(diǎn)溫度狀況。選取乘員艙內(nèi)頭部平均溫度為評(píng)價(jià)參數(shù)，圖4所示為乘員艙頭部平均溫度的仿真結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比。

圖3 電動(dòng)汽車熱負(fù)荷影響因素

圖4 乘員艙頭部平均溫度仿真結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

通過乘員艙熱負(fù)荷模型的仿真運(yùn)算，建立的乘員艙模型溫度變化曲線與整車環(huán)模實(shí)驗(yàn)所得結(jié)果幾乎一致，說明建立的模型具有良好的準(zhǔn)確性。

針對(duì)空調(diào)回路建立其主要零部件的一維仿真模型，包括暖風(fēng)芯體、水冷冷凝器和壓縮機(jī)。

根據(jù)暖風(fēng)芯體的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，輸入KULI建立暖風(fēng)芯體模型。圖5所示為KULI中暖風(fēng)芯體單體仿真結(jié)果。由圖5可知，單體仿真數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的最大誤差在8%以內(nèi)，均方差為4.2%。其精度可以滿足系統(tǒng)仿真要求。

根據(jù)水冷冷凝器的尺寸參數(shù)，輸入KULI中建立水冷冷凝器仿真模型。圖6所示為KULI中水冷冷凝器單體仿真結(jié)果，從圖6可知，冷凝器板換單體仿真的精度較好。仿真工況中，最大誤差為9.2%，誤差的均方差為4.8%，可以滿足系統(tǒng)建模要求。

圖5 KULI中暖風(fēng)芯體建模仿真結(jié)果

圖6 KULI中水冷冷凝器建模仿真結(jié)果

壓縮機(jī)排量為34 mL，其等熵效率和容積效率隨壓比及轉(zhuǎn)速的變化不明顯，按照定值處理，建立制熱時(shí)的壓縮機(jī)仿真模型。依據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)取壓縮機(jī)的容積和等熵效率分別為0.9553和0.5978。

在KULI仿真模型建立的過程中，使用臺(tái)架實(shí)驗(yàn)中的數(shù)據(jù)擬合壓縮機(jī)在不同轉(zhuǎn)速及壓比下的效率變化情況。圖7所示為制熱時(shí)系統(tǒng)制熱量仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比結(jié)果，由圖7可知，熱泵系統(tǒng)制熱量的仿真結(jié)果較好，15個(gè)工況中有 10個(gè)工況的誤差在±10%以內(nèi)，其系統(tǒng)仿真的平均誤差為1.5%，誤差的均方差為9.8%。

圖8所示為制熱時(shí)系統(tǒng)壓縮機(jī)功耗仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比結(jié)果，由圖8可知，熱泵系統(tǒng)壓縮機(jī)輸入功的仿真結(jié)果較好。其系統(tǒng)仿真的平均誤差為6.5%，誤差的均方差為12.5%。

空調(diào)熱泵系統(tǒng)仿真中，各個(gè)部件單體仿真模型精度較好，為建立系統(tǒng)模型提供了良好的基礎(chǔ)。所建立各個(gè)單體模型的仿真精度如表1所示。

圖8 制熱系統(tǒng)壓縮機(jī)輸入功仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

圖7 制熱系統(tǒng)制熱量仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

表1 零部件仿真模型精度

3 實(shí)驗(yàn)與仿真對(duì)比分析

本實(shí)驗(yàn)為某款插電式混合動(dòng)力汽車（Plug in Hybrid Electric Vehicle，PHEV）的電動(dòng)（Electric Vehicle，EV）模式下整車環(huán)模熱泵實(shí)驗(yàn)，依據(jù)《VS-12 02-T-04006-A1-2014電動(dòng)汽車零部件環(huán)境試驗(yàn)規(guī)范》和《GB/T 18386—2005電動(dòng)汽車能量消耗率和續(xù)航里程試驗(yàn)方法》開展。圖9所示為實(shí)驗(yàn)新標(biāo)歐洲循環(huán)測(cè)試（New European Driving Cycle,NEDC）工況下，車速隨時(shí)間的變化。

將整車置于溫度為-7℃、相對(duì)濕度為30%的環(huán)境中12 h，不開啟太陽輻射光照，然后在EV模式下按照修改的NEDC工況行駛，每個(gè)流程分為4個(gè)市區(qū)循環(huán)和1個(gè)市郊循環(huán)，時(shí)長(zhǎng)為19 min40 s，里程為11.022 km，并開啟熱泵空調(diào)。

圖9 NEDC工況車速隨時(shí)間的變化

在熱泵系統(tǒng)單體模型的基礎(chǔ)上，搭建整車熱泵系統(tǒng)一維仿真模型，整車熱泵系統(tǒng)模型中AC回路水冷冷凝器模型依據(jù)之前建立的單體零件模型輸入搭建，額外搭建水冷冷凝器的水回路模型，建立水箱模型。然后通過暖風(fēng)芯體與空氣側(cè)建立連接，經(jīng)過HVAC建立和乘員艙的換熱聯(lián)系。

HVAC模型中有6個(gè)出風(fēng)口，總風(fēng)量為330 m3/h，前吹腳風(fēng)道流量均為150 m3/h，左側(cè)風(fēng)道和右側(cè)風(fēng)道流量均為15 m3/h，其余風(fēng)道關(guān)閉。在每個(gè)流通風(fēng)道中加入質(zhì)量塊以模擬風(fēng)道的熱容及漏熱，從而影響車內(nèi)的溫升快慢及出風(fēng)溫度。乘員艙依據(jù)前述乘員艙模型輸入，設(shè)置初始溫度為-7℃，設(shè)置新風(fēng)回風(fēng)比為7/3。在低速工況下，蒸發(fā)器表面結(jié)霜導(dǎo)致壓縮機(jī)關(guān)停，為了模擬壓縮機(jī)頻繁啟停的現(xiàn)象，在系統(tǒng)模型中加入蒸發(fā)器質(zhì)量塊及壓縮機(jī)切斷控制邏輯，空調(diào)開啟（Air Conditioning on，AC ON）信號(hào)為0表示壓縮機(jī)切斷，信號(hào)為1表示壓縮機(jī)吸合啟動(dòng)。

設(shè)置仿真工況與實(shí)際實(shí)驗(yàn)工況相同，以實(shí)驗(yàn)的具體條件車速和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為輸入，得到仿真結(jié)果。選取壓縮機(jī)吸氣和排氣壓力和水冷冷凝器出口水溫作為特征參數(shù)，壓縮機(jī)吸氣和排氣壓力與實(shí)驗(yàn)結(jié)果一致表明AC回路模型建立準(zhǔn)確，水冷冷凝器出口水溫與實(shí)驗(yàn)一致表明二次回路模型建立準(zhǔn)確，故用此評(píng)價(jià)熱泵系統(tǒng)一維仿真模型的準(zhǔn)確性。

由于實(shí)驗(yàn)過程中缺乏低壓數(shù)據(jù)，故以高壓數(shù)據(jù)為準(zhǔn)。圖10所示為壓縮機(jī)排氣壓力實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比。由圖10可知，壓力與實(shí)驗(yàn)結(jié)果擬合準(zhǔn)確。壓縮機(jī)在某些時(shí)間點(diǎn)突然停止工作，作為輸入條件輸入KULI運(yùn)行工況中，對(duì)應(yīng)的壓縮機(jī)排氣壓力先陡然增大，后急劇減小，而實(shí)際中壓力驟減，此處皆由于壓縮機(jī)驟停的非穩(wěn)態(tài)狀況導(dǎo)致。

圖10 壓縮機(jī)排氣壓力實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比

圖11所示為水冷冷凝器出口水溫仿真結(jié)果。由圖11可知，水冷冷凝器出口水溫相差在3℃以內(nèi)，初始階段的溫升狀況與實(shí)驗(yàn)過程擬合較準(zhǔn)確，表明初始過程中包括水路水量、熱容等參數(shù)設(shè)置準(zhǔn)確，而后存在一些波動(dòng)，均在合理溫差范圍之內(nèi)。同時(shí)水冷冷凝器進(jìn)出口水溫溫差與實(shí)驗(yàn)結(jié)果擬合良好，表明熱負(fù)荷模型以及管路的漏熱模型參數(shù)設(shè)置較準(zhǔn)確。

圖11 水冷冷凝器出口水溫

圖12所示為壓縮機(jī)功耗的仿真結(jié)果。由圖12可知，仿真結(jié)果與實(shí)際壓縮機(jī)功耗高度一致，在各個(gè)時(shí)段與實(shí)際情況高度一致，表明壓縮機(jī)模型建立較準(zhǔn)確。對(duì)壓縮機(jī)功耗逐時(shí)累加，仿真結(jié)果計(jì)算的能耗為1.47 kW·h，實(shí)驗(yàn)結(jié)果為1.53 kW·h，能耗誤差為3.9%。

圖12 壓縮機(jī)功耗

4 結(jié)論

本文針對(duì)新能源汽車空調(diào)熱泵系統(tǒng)，以實(shí)際車型為例按照新標(biāo)歐洲循環(huán)測(cè)試工況進(jìn)行了整車實(shí)驗(yàn)。根據(jù)該車型搭建了乘員艙熱負(fù)荷模型和空調(diào)系統(tǒng)零部件仿真模型，得到如下結(jié)論：

1）新能源汽車冬季熱負(fù)荷由新風(fēng)負(fù)荷和車圍結(jié)構(gòu)導(dǎo)熱負(fù)荷組成，并據(jù)此建立了新能源汽車冬季熱負(fù)荷模型；

2）建立系統(tǒng)關(guān)鍵零部件、暖風(fēng)芯體、冷凝器板換和壓縮機(jī)的單體仿真模型，與臺(tái)架實(shí)驗(yàn)誤差在6.5%以內(nèi)；

3）針對(duì)新能源汽車空調(diào)熱泵系統(tǒng)建立了整車一維仿真模型，通過整車環(huán)模實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性，模型能耗誤差為3.9%。