某電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷劑充注量試驗研究

（上海理工大學 能源與動力工程學院，上海 200093）

符號說明：

ρ——密度，kg/m3；

m——制冷劑質(zhì)量，kg；

d——直徑，m；

L——長度，m；

下 標

total——總量；

comp——壓縮機；

hpt——高壓管；

lpt——低壓管；

cond——制冷循環(huán)中的冷凝器；

evp——制冷循環(huán)中的蒸發(fā)器；

evpin——蒸發(fā)器的進口；

evpout——蒸發(fā)器的出口；

suct——吸入的制冷劑；

disc——排放的制冷劑；

gas——制冷劑氣相部分；

sep——氣液分離器；

txv——熱力膨脹閥；

exv——電子膨脹閥；

liq——制冷劑液相部分；

two-phase——制冷劑的兩相段；

int-gas——冷凝器入口氣體段；

sub-liq——冷凝器中過冷液體部分；

sph-gas——蒸發(fā)器中過熱氣體部分。

0 引言

電動汽車作為一種替代傳統(tǒng)發(fā)動機汽車的選擇，受到社會各界的廣泛關注。電動汽車的空調(diào)系統(tǒng)采用電池作為動力源，其能耗占據(jù)電池總?cè)萘康?0%左右，使得空調(diào)系統(tǒng)性能對于電動汽車續(xù)航里程有直接的影響，這為電動汽車帶來了新的挑戰(zhàn)。目前在電動汽車采暖方面主要采用電加熱供暖，即利用PTC電加熱器將電能轉(zhuǎn)化為熱能，再通過熱量交換為低溫空氣供熱，雖然PTC結(jié)構(gòu)簡單且制熱效果好，但其耗電量較大，進而影響到電動汽車的續(xù)航里程。另一方面，熱泵系統(tǒng)可以從環(huán)境吸取熱量并傳遞到室內(nèi)環(huán)境，在家用空調(diào)中已得到普遍應用，其最大特點是能耗較低，若將熱泵系統(tǒng)應用到電動汽車供熱，其在節(jié)約能源和延長續(xù)航里程上的優(yōu)勢將被突顯出來，熱泵系統(tǒng)在電動汽車上的應用也得到了越來越多的關注[1]。

電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在運行過程中，其性能受到許多因素的影響，如室內(nèi)室外的環(huán)境工況，壓縮機的轉(zhuǎn)速和排量，換熱器的性能參數(shù)，制冷劑的物理性質(zhì)和制冷劑的充注量等。其中，制冷劑的充注量對熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能有著很大影響[2]。趙家威等[3]針對電動汽車的二級壓縮噴射熱泵空調(diào)，研究了該系統(tǒng)在不同的制熱工況下的充注量需求，結(jié)果表明：在制熱模式下，隨著環(huán)境溫度的降低，制冷劑的充注量逐漸增加；劉杰等[4]對新型換熱器汽車空調(diào)系統(tǒng)進行充注量試驗，結(jié)果表明：制冷劑充注量在一個比較低的水平時，系統(tǒng)COP仍保持相對較高的水平。周光輝等[5]對于制冷劑為R407C的客車空調(diào)系統(tǒng)進行充注量試驗，結(jié)果表明：制冷劑的充注量過少時，壓縮機的吸氣溫度過高，導致過熱度過大，壓縮機排氣溫度過高；而充注量過多則會導致排氣壓力過高，甚至破壞系統(tǒng)。因此，合適的制冷劑充注量對熱泵系統(tǒng)高效穩(wěn)定運行具有重要的意義。

本文針對某小型電動汽車，通過試驗方法來確定其熱泵空調(diào)系統(tǒng)的最佳充注量。通過搭建試驗臺架，分析制冷劑充注量對過冷度、過熱度的影響，同時考慮空調(diào)箱出風溫度、制冷量、制熱量等系統(tǒng)性能參數(shù)的變化趨勢，綜合判定該系統(tǒng)的最佳充注量，為電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的設計提供參考。

1 試驗裝置和方法

1.1 試驗裝置

圖1示出電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)原理。如圖所示，該系統(tǒng)由壓縮機、室內(nèi)蒸發(fā)器HEX1、室內(nèi)冷凝器HEX2、室外換熱器HEX3以及膨脹閥等組成，通過兩個電磁閥的通斷來切換制冷和制熱模式。制冷循環(huán)過程為：制冷劑氣體經(jīng)壓縮機壓縮后，通過電磁閥1（此時電磁閥2處于關閉狀態(tài)）進入室外換熱器HEX3中冷凝，冷凝過程向環(huán)境中散熱，后經(jīng)帶有截止功能的熱力膨脹閥節(jié)流后，進入空調(diào)箱內(nèi)的蒸發(fā)器HEX1中蒸發(fā)，蒸發(fā)過程從車內(nèi)吸收熱量，低溫低壓的制冷劑氣體進入氣液分離器后回到壓縮機。制熱循環(huán)過程為：制冷劑氣體經(jīng)壓縮機壓縮后，進入空調(diào)箱內(nèi)的冷凝器HEX2中冷凝，冷凝過程向車內(nèi)散熱，后經(jīng)電子膨脹閥節(jié)流后，進入室外換熱器HEX3中蒸發(fā)，蒸發(fā)過程從環(huán)境中吸收熱量，低溫低壓的制冷劑氣體通過電磁閥2（此時電磁閥1和帶截止功能的熱力膨脹閥均處于關閉狀態(tài)）進入氣液分離器后回到壓縮機[6]。

圖1 熱泵空調(diào)系統(tǒng)原理

該熱泵系統(tǒng)壓縮機選用車用電動渦旋式壓縮機，具體參數(shù)詳見表1。

表1 電動渦旋式壓縮機參數(shù)

室內(nèi)蒸發(fā)器HEX1、冷凝器HEX2和室外換熱器HEX3均選用單排四流程微通道換熱器，外形尺寸（長×寬×高）分別為：136 mm×194 mm×32 mm，202 mm×195 mm×40 mm，372 mm×322 mm×20 mm；2個膨脹閥分別為壓力型電子膨脹閥和帶截止功能的H型熱力膨脹閥；電磁閥均為直流12 V驅(qū)動常閉型；此外，制冷劑量采用電子稱精確測量，精度為 ±1 g。

整套系統(tǒng)搭建在一個多功能人工環(huán)境試驗室中。該試驗室由2套可分別控制的完全獨立的測試室組成，能夠控制環(huán)境室的溫度和濕度，并且有可控制風量的送風管路。采用R134a作為制冷劑，管路均采用鋁管連接，并用保溫材料對鋁管進行包裹。圖2示出試驗裝置與測試系統(tǒng)示意，在壓縮機、室內(nèi)冷凝器、蒸發(fā)器和室外換熱器的進出口共8個點分別布置了壓力傳感器和溫度傳感器，同時在空調(diào)箱不同模式下的進出風口分別布置溫度熱電偶，通過安捷倫數(shù)據(jù)采集儀采集數(shù)據(jù)[7]。

圖2 試驗裝置與測試系統(tǒng)示意

1.2 試驗方法

試驗工況參數(shù)見表2。

表2 試驗工況

本試驗分別在制冷和制熱工況下進行充注量試驗，制冷劑以400 g起開始充注，分別為450，500，550，600，650，700，750，800 g。在確定制冷工況下的最佳充注量范圍后，將系統(tǒng)內(nèi)制冷劑全部排空，而后進行制熱工況試驗。綜合分析制冷劑充注量對系統(tǒng)各性能參數(shù)的影響，從而確定最佳充注量。

2 試驗結(jié)果與分析

2.1 充注量對壓縮機排氣特性的影響

圖3，4分別示出壓縮機的排氣溫度和排氣壓力隨制冷劑充注量的變化趨勢。如圖所示，無論系統(tǒng)處于制冷模式還是制熱模式，隨著系統(tǒng)內(nèi)制冷劑充注量的不斷增加，壓縮機的排氣溫度均逐漸降低，排氣壓力均逐漸增加。原因在于，當制冷劑充注量很少時，蒸發(fā)器的出口過熱度較大，導致壓縮機吸氣溫度很高，而經(jīng)過壓縮后，壓縮機排氣溫度必然也很高。隨著系統(tǒng)內(nèi)制冷劑充注量的不斷增加，蒸發(fā)器出口過熱度不斷降低，吸氣溫度不斷降低，而壓縮機的壓比在運行過程中變化不大，所以排氣溫度也逐漸降低。不同的是，在制熱模式下，當壓縮機轉(zhuǎn)速從3 000 r/min升至4 000 r/min時，壓縮機排氣溫度上升近25 ℃，而在制冷模式下，壓縮機轉(zhuǎn)速對排氣溫度的影響相對較小，排氣溫度始終維持在一個較高的水平。

圖3 排氣溫度隨制冷劑充注量的變化

圖4 排氣壓力隨制冷劑充注量的變化

2.2 充注量對空調(diào)箱出風溫度的影響

圖5示出空調(diào)箱出風溫度隨制冷劑充注量的變化趨勢。如圖所示，空調(diào)箱在制冷吹面模式下的出風溫度隨制冷劑充注量的增加而降低，當制冷劑充注量為750 g時，出風溫度趨于穩(wěn)定，此時出風溫度最低可達15 ℃，可以滿足夏季乘員艙內(nèi)的舒適性需求?？照{(diào)箱在制熱吹腳模式下的出風溫度隨著制冷劑充注量的增加而增加，當制冷劑充注量為650 g時，出風溫度趨于穩(wěn)定，此時出風溫度最高可達23 ℃，可以滿足冬季乘員艙的舒適性需求[8-9]。

圖5 空調(diào)箱出風溫度隨制冷劑充注量的變化

2.3 充注量對系統(tǒng)內(nèi)換熱量及COP的影響

圖6示出系統(tǒng)制冷量和制熱量隨制冷劑充注量的變化趨勢。

圖6 換熱量隨制冷劑充注量的變化

在制冷模式下，隨著系統(tǒng)內(nèi)制冷劑充注量的不斷增加，系統(tǒng)的制冷量也呈現(xiàn)增加的趨勢，逐步充至750 g時，制冷量近乎達到最大值，制冷量最高可達2.63 kW，可以滿足夏季車內(nèi)負荷需求。再繼續(xù)充注時，制冷量上升緩慢或略有下降。原因在于，當充注量較小時，通過蒸發(fā)器的制冷劑質(zhì)量流量很小，蒸發(fā)器的有效換熱面積不能得到充分利用，從而蒸發(fā)器出口過熱度很大，導致制冷量過低。而隨著制冷劑充注量的不斷增加，通過蒸發(fā)器的制冷劑質(zhì)量流量不斷增加，即蒸發(fā)器的有效換熱面積不斷增加，從而制冷量不斷增加。但當制冷量達到峰值以前，蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑的質(zhì)量流量在傳熱中占據(jù)主導地位，隨著制冷劑的不斷增加，蒸發(fā)溫度不斷上升，導致傳熱溫差不斷減小，此時傳熱溫差在傳熱中占據(jù)主導地位，抑制了制冷量的進一步上升，這就是制冷量出現(xiàn)峰值后上升緩慢或略有下降的原因[10]。

圖7示出能效比COP隨制冷劑充注量的變化趨勢。如圖所示，隨著制冷劑充注量的增加，能效比COP在充注量為750 g時達到峰值，最高可達3.29。再繼續(xù)充注制冷劑時，COP基本維持穩(wěn)定或略有下降。這是由于，隨著制冷劑充注量的不斷增加，壓縮機的吸排氣壓力均略有上升，壓比變化不大，因此壓縮機功率變化不大，所以COP的變化趨勢與制冷量變化趨勢基本一致[11]。

圖7 COP隨制冷劑充注量的變化

同理，在制熱模式下，隨著系統(tǒng)內(nèi)制冷劑充注量的不斷增加，系統(tǒng)的制熱量也呈現(xiàn)增加的趨勢，逐步充至650 g時，制熱量近乎達到最大值，制熱量最高可達3.19 kW，可以滿足冬季車內(nèi)負荷需求。再繼續(xù)充注時，制熱量上升緩慢或略有下降，原因也是蒸發(fā)器內(nèi)傳熱溫差過小對制熱量的增加起到了抑制作用。

同時，能效比COP也與制熱量變化趨勢基本一致，隨制冷劑充注量的增加而增加，在充注量650 g時達到峰值，最高可達3.34。再繼續(xù)充注制冷劑時，COP基本維持穩(wěn)定或略有下降。

2.4 充注量對過冷度、過熱度的影響

冷凝器出口過冷度和蒸發(fā)器出口過熱度是判斷汽車空調(diào)熱泵系統(tǒng)內(nèi)制冷劑充注量是否合適的最重要指標[12]，圖8示出過冷度和過熱度隨制冷劑充注量的變化趨勢。如圖所示，當系統(tǒng)內(nèi)制冷劑很少時，冷凝器出口過冷度很小，蒸發(fā)器出口過熱度很大，這對系統(tǒng)運行時的性能不利。隨著制冷劑充注量的不斷增加，過冷度逐漸增加，過熱度逐漸降低。在制冷模式下，充注量在700～750 g范圍內(nèi)時，過冷度和過熱度曲線相對平穩(wěn)并于充注量750 g時相交；而在制熱模式下，充注量在650～700 g范圍內(nèi)時，過冷度和過熱度曲線相對平穩(wěn)并與充注量650 g時相交。這是由于，在此充注量范圍內(nèi)，系統(tǒng)內(nèi)制冷劑量已經(jīng)趨于飽和，蒸發(fā)器的有效換熱面積已經(jīng)得到充分利用，系統(tǒng)內(nèi)制冷/制熱量及能耗比COP已經(jīng)趨于穩(wěn)定[13]。因此，我們選取過冷度和過熱度相對穩(wěn)定時的交點為系統(tǒng)的最佳充注量[14]，即該熱泵空調(diào)系統(tǒng)在制冷和制熱模式下的最佳充注量分別為750，650 g。

圖8 過冷度、過熱度隨制冷劑充注量的變化

3 充注量計算驗證

3.1 內(nèi)容積計算法

制冷劑的充注量通常采用內(nèi)容積計算法，即總的充注量可以通過系統(tǒng)內(nèi)不同管路的充注量求和進行計算[15]，可分為壓縮機、高壓管、低壓管、冷凝器和蒸發(fā)器，其計算公式詳見表3，內(nèi)容積計算結(jié)果詳見表4。充注量的計算難點主要在于換熱器內(nèi)兩相區(qū)制冷劑量的確定，其關鍵是兩相區(qū)內(nèi)空泡系數(shù)的正確計算[16]。

表3 制冷劑充注量計算方法

表4 臺架管路內(nèi)容積計算結(jié)果

空泡系數(shù)是兩相混合物在任一流動截面內(nèi)氣相所占的總面積份額，是氣液兩相流流動特性中的基本參數(shù)之一。在對兩相流動問題進行研究的過程中，一些學者提出了許多具有一定實用價值的空泡系數(shù)模型，本文選用Tandon和Hughmark 2種模型進行計算[17-18]，其中，Hughmark模型需要經(jīng)過多次迭代。它假設了一個氣泡流態(tài)，該流態(tài)中氣泡沿通道呈徑向梯度分布，這更接近換熱器兩相區(qū)中制冷劑的變化過程[19]。

3.2 充注量計算結(jié)果

圖9示出充注量模型計算結(jié)果與試驗結(jié)果對比。如圖所示，兩種空泡系數(shù)模型的制冷劑充注量的計算結(jié)果與試驗結(jié)果吻合較好，誤差在7%以內(nèi)。在制冷和制熱兩種模式下，Hughmark模型的計算結(jié)果與試驗得到的最佳充注量更接近，誤差更小，因為Hughmark模型的計算方法中使用了迭代法。對于充注量計算結(jié)果而言，制冷模式下與試驗結(jié)果誤差較小，而在制熱模式下與試驗結(jié)果誤差相對較大。

圖9 試驗值與計算結(jié)果對比

但是由于熱泵系統(tǒng)只能有一組最佳充注量，故選取2種模式下制冷劑充注量的交叉范圍，即該熱泵空調(diào)系統(tǒng)的最佳充注量為700 g[20-28]。在此最佳充注量下，空調(diào)箱出風溫度在制冷和制熱模式下分別衰減6.1%和4.9%，制冷量、制熱量分別衰減6.7%和1.8%，COP分別衰減13.7%和3.3%。這表明，在此充注量下，系統(tǒng)在夏天工況和冬天工況下仍有良好的性能表現(xiàn)。綜上所述，該小型電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的最佳充注量為700 g。

4 結(jié)論

（1）隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機的排氣溫度逐漸降低，排氣壓力逐漸升高；冷凝器出口過冷度逐漸增加，蒸發(fā)器出口過熱度逐漸降低；當系統(tǒng)內(nèi)制冷劑量在最佳充注量附近時，過冷、過熱度曲線會趨于穩(wěn)定，此時熱泵空調(diào)系統(tǒng)制冷制熱能力達到最大值。

（2）隨著制冷劑充注量的增加，系統(tǒng)內(nèi)制冷量、制熱量及COP均逐漸增加后趨于平穩(wěn)。在制冷模式下，制冷量最高可達2.63 kW，COP可達3.1；在制熱模式下，制熱量最高可達3.22 kW，COP可達3.3。

（3）系統(tǒng)在制冷模式和制熱模式下的最佳充注量不同。其中，制冷模式的最佳充注量為750 g，制熱模式的最佳充注量為650 g，且計算結(jié)果與試驗結(jié)果吻合較好，誤差在7%以內(nèi)。但由于熱泵系統(tǒng)只能有一個充注量，即最佳充注量定為700 g。