電動汽車熱泵系統(tǒng)串并聯(lián)余熱回收試驗研究

周國梁，吳 靖，王明玉

（上海愛斯達克汽車空調(diào)系統(tǒng)有限公司，上海 201204）

0 引言

熱泵系統(tǒng)是電動汽車維持乘員艙舒適與防止電池包過熱的一種可靠手段，其采暖效率較目前普遍使用的PTC電加熱器要高，從而受到各大主機廠的青睞。目前行業(yè)內(nèi)各大車企都在針對熱泵系統(tǒng)做深入的研究并紛紛將熱泵技術(shù)推上電動汽車，已知搭載熱泵系統(tǒng)上市的汽車車型有寶馬i3、奧迪Q7 e-tron、豐田Prius、特斯拉Model Y等［1-4］。但使用R134a制冷劑的熱泵系統(tǒng)由于受制冷劑特性與壓縮機壓比的限制，在低溫環(huán)境下制熱量不足，無法充分滿足乘員艙采暖要求［5］，提高低溫環(huán)境（如-7 ℃）熱泵系統(tǒng)制熱量的一種可行改善方式是回收電動汽車動力系統(tǒng)廢熱。

2014年，AHN 等［6］開發(fā)了一種 R134a雙熱源電動汽車熱泵系統(tǒng)，可同時從環(huán)境和動力系統(tǒng)吸熱。其試驗結(jié)果表明，在環(huán)境溫度-10 ℃，廢熱量1.5 kW情況下，雙熱源模式的制熱量與COP較環(huán)境單熱源模式分別提升了10.5%與4.3%。2015年，SUH等［7］設(shè)計了一種電動大巴熱泵系統(tǒng)，在熱泵模式下，通過水冷板式換熱器回收電機產(chǎn)生的廢熱，結(jié)果表明采暖所消耗的電量占總電耗比例低于25%，可使電動大巴由于空調(diào)的使用導(dǎo)致的續(xù)航里程衰減小于20%。2018年，BELLOCCHI等［8］搭建了一套可回收空氣顯熱與潛熱的熱泵系統(tǒng)，試驗結(jié)果表明該熱泵系統(tǒng)可降低續(xù)航里程衰減率2%～6%。2019年，李萍等［9］設(shè)計了一套帶有廢熱回收的四通換向閥熱泵空調(diào)系統(tǒng)，在余熱回收模式下車外換熱器與板式換熱器并聯(lián)分別吸收空氣與電機側(cè)水路熱量，分析了電機廢熱量產(chǎn)生規(guī)律并對廢熱回收系統(tǒng)進行了整車試驗研究。結(jié)果顯示，環(huán)境溫度為-7 ℃、廢熱量為1.0 kW時，廢熱回收使制熱量最大增加了0.8 kW，相應(yīng)COP由1.4提升到了1.8，但僅靠廢熱回收的熱量以及熱泵系統(tǒng)產(chǎn)生的制熱量仍然不能滿足車內(nèi)舒適度的要求。

本文設(shè)計了一套熱源為環(huán)境空氣、電機廢熱與電池?zé)岬碾妱悠嚐岜孟到y(tǒng)，具備2種余熱回收模式：串聯(lián)余熱回收模式，車外換熱器與余熱回收換熱器串聯(lián)在一起；并聯(lián)余熱回收模式，車外換熱器與余熱回收換熱器并聯(lián)在一起。通過試驗方法，研究了環(huán)境溫度-7 ℃、余熱量1.0 kW情況下不同壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)性能的影響；結(jié)合試驗結(jié)果，提出了一種節(jié)能高效的余熱回收控制策略。

1 試驗裝置與試驗方法

1.1 試驗裝置

圖1示出了試驗裝置與測試系統(tǒng)。

圖1 試驗裝置及測試系統(tǒng)Fig.1 Schematic diagram of test device and test system

試驗在汽車空調(diào)系統(tǒng)性能試驗室進行，通過單獨的制冷系統(tǒng)和加熱加濕系統(tǒng)控制環(huán)境狀態(tài)。試驗臺架各個部件根據(jù)實車機艙進行布置，并通過自主設(shè)計的控制器進行控制。

本文設(shè)計的熱泵系統(tǒng)2種余熱回收模式如圖2所示。

圖2 電動汽車熱泵2種余熱回收模式示意Fig.2 Schematic diagram of two waste heat recovery modes for electric vehicle heat pump system

熱泵系統(tǒng)由電動壓縮機、空調(diào)箱（包含蒸發(fā)器，車內(nèi)冷凝器，溫度風(fēng)門等）、車外換熱器，余熱回收換熱器、電子膨脹閥、熱力膨脹閥、截止閥、氣液分離器等組成，通過水PTC電加熱器模擬電機發(fā)熱與電池包發(fā)熱。當(dāng)運行串聯(lián)余熱回收模式時（圖2（a）），溫度風(fēng)門置于全熱位置，截止閥關(guān)閉，水泵1開啟，水泵2關(guān)閉，此時高溫高壓制冷劑氣體經(jīng)車內(nèi)冷凝器冷凝放熱加熱空氣，冷凝后的制冷劑液體全部經(jīng)電子膨脹閥1節(jié)流后進入車外換熱器蒸發(fā)吸熱，車外換熱器出來的制冷劑再經(jīng)過余熱回收換熱器1通過冷卻液吸收PTC電加熱器1（模擬電機）產(chǎn)生的熱量，制冷劑最后通過氣液分離器返回壓縮機。當(dāng)運行并聯(lián)余熱回收模式時（圖2（b）），溫度風(fēng)門置于全熱位置，截止閥開啟，水泵1關(guān)閉，水泵2開啟，此時高溫高壓制冷劑氣體經(jīng)車內(nèi)冷凝器冷凝放熱加熱空氣，冷凝后的制冷劑液體分成兩路，一路經(jīng)電子膨脹閥1節(jié)流后進入車外換熱器吸熱，另一路經(jīng)截止閥后通過電子膨脹閥2節(jié)流后進入余熱回收換熱器2蒸發(fā)通過冷卻液吸收PTC電加熱器2（模擬電池包）產(chǎn)生的熱量，最后兩路制冷劑混合經(jīng)氣液分離器返回壓縮機。

在試驗裝置各個測點布置鉑電阻與壓力傳感器來測量制冷劑側(cè)的溫度和壓力，采用體積流量計測量水的體積流量，電壓表與電流表測量壓縮機的運行電壓與電流，T型熱電偶測量空氣側(cè)溫度，各測量精度見表1，通過計算機軟件進行數(shù)據(jù)采集和處理。

表1 試驗臺主要參數(shù)測量精度Tab.1 Measurement accuracy of main parameters of the test bench

試驗采用車用電動渦旋式壓縮機，排量為34 cm3/r，供電電壓為直流350 V，轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)范圍為1 000～8 000 r/min，使用編制的控制軟件進行轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)。車外換熱器為三流程豎排平行流換熱器，外形尺寸（長×寬×高）645 mm×12 mm×373 mm；車內(nèi)冷凝器為雙排雙流程平行流換熱器，外形尺寸（長×寬×高）為145 mm×28 mm×206 mm；余熱回收換熱器1和2均為板式換熱器，外形尺寸（長×寬×高）150 mm×76 mm×100 mm。水泵為12 V直流無刷型，額定功率110 W；PTC電加熱器供應(yīng)電壓為直流350 V，額定制熱量5.0 kW；截止閥為電控直流12 V驅(qū)動常閉型，電子膨脹閥能力為7.034 kW，開度范圍為0～576步。

1.2 試驗方法

系統(tǒng)的制冷劑充注量通過制冷劑充注量試驗確定為0.9 kg。本文制熱效果對比的測試工況見表2，水體積流量固定為8 L/min，調(diào)節(jié)電子膨脹閥1使得車內(nèi)冷凝器出口制冷劑過冷度在10 ℃左右，調(diào)節(jié)電子膨脹閥2使得余熱回收換熱器2出口制冷劑過熱度保持5 ℃左右。

表2 試驗工況Tab.2 Test conditions

制熱量Q用來衡量該熱泵系統(tǒng)的制熱能力，通過空氣側(cè)的換熱量計算獲得，其計算式為：

式中 vair——空調(diào)箱送風(fēng)風(fēng)量，m3/h，vair=300 m3/h；

ρair——空氣密度，kg/m3；

Cpair——空氣比熱容，kJ/（kg·℃）；

Tout——車內(nèi)冷凝器平均出風(fēng)溫度，℃；

Tin——車內(nèi)冷凝器進風(fēng)溫度，℃，Tin=-7 ℃。

COP用來衡量該熱泵系統(tǒng)的制熱效率，為制熱量與壓縮機耗功的比值，其計算方法為：

式中 wcomp——壓縮機功耗，kW。

2 試驗結(jié)果與分析

2.1 2種余熱回收模式運行特性對比

圖3示出了串、并聯(lián)余熱回收模式在壓縮機轉(zhuǎn)速為6 000 r/min時運行的系統(tǒng)循環(huán)p-h曲線。

圖3 串并聯(lián)余熱回收模式的運行p-h曲線Fig.3 The operating p-h diagram of series and parallel waste heat recovery modes

由圖3可知，并聯(lián)余熱回收模式的吸排氣壓力要高于串聯(lián)余熱回收模式的吸排氣壓力。這是由于串聯(lián)余熱回收模式下，余熱回收換熱器1置于車外換熱器的下游，由于車外換熱器和連接管路的壓降，余熱回收換熱器1制冷劑側(cè)的壓力低于車外換熱器內(nèi)制冷劑壓力，而壓縮機又置于余熱回收換熱器1下游，壓縮機吸氣壓力又要低于余熱回收換熱器1內(nèi)制冷劑壓力；在并聯(lián)余熱回收模式，余熱回收換熱器2與車外換熱器置于不同支路，余熱回收換熱器2內(nèi)制冷劑的壓力不受制于車外換熱器內(nèi)制冷劑壓力，吸氣壓力是兩者壓力的中和。因此，并聯(lián)余熱回收模式的車外換熱器蒸發(fā)壓力會低于串聯(lián)余熱回收模式的蒸發(fā)壓力，這有利于車外換熱器的換熱。

圖4示出了串、并聯(lián)余熱回收模式在不同壓縮機轉(zhuǎn)速下吸排氣壓力的變化對比。由圖4可知，吸氣壓力隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的升高而降低，排氣壓力隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的升高而升高。壓縮機轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提升到8 000 r/min，串聯(lián)余熱回收模式的吸、排氣壓力分別由0.049 MPa降低至0.005 MPa與由0.850 MPa提升至1.150 MPa。并聯(lián)余熱回收模式的吸、排氣壓力則分別由0.066 MPa降低至0.024 MPa與由0.900 MPa提升至1.640 MPa，較串聯(lián)余熱回收模式分別提升了0.016～0.019 MPa與 0.050～0.490 MPa。

圖4 串、并聯(lián)余熱回收模式不同壓縮機轉(zhuǎn)速下吸、排氣壓力對比Fig.4 Comparison of suction and exhaust pressure at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes

2.2 2種余熱回收模式制熱能力對比

圖5 ，6分別示出了串、并聯(lián)余熱回收模式車內(nèi)冷凝器出風(fēng)溫度與制熱量隨壓縮機轉(zhuǎn)速的變化對比。

圖5 串、并聯(lián)余熱回收模式不同壓縮機轉(zhuǎn)速下車內(nèi)冷凝器出風(fēng)溫度對比Fig.5 Comparison of cabin condenser outlet air temperature at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes

圖6 串、并聯(lián)余熱回收模式不同壓縮機轉(zhuǎn)速下車內(nèi)冷凝器制熱量對比Fig.6 Comparison of cabin condenser heating capacity at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes

由圖5，6可知，串、并聯(lián)余熱回收模式的冷凝器出風(fēng)溫度與制熱量隨壓縮機轉(zhuǎn)速的提升而提升。壓縮機轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提升到8 000 r/min，串聯(lián)余熱回收模式的冷凝器出風(fēng)溫度與制熱量分別由25 ℃提升到37 ℃與由3.16 kW提升到4.35 kW。并聯(lián)余熱回收模式的冷凝器出風(fēng)溫度與制熱量分別由26 ℃提升到47 ℃與由3.25 kW提升到5.31 kW，這是由于并聯(lián)余熱回收模式的吸氣壓力較高，較高的吸氣壓力意味著更大的吸氣制冷劑流量，且并聯(lián)余熱回收模式的車外換熱器蒸發(fā)壓力較低能從環(huán)境中吸收更多的熱，因此并聯(lián)余熱回收模式的制熱性能較好。并聯(lián)余熱回收模式車內(nèi)冷凝器出風(fēng)溫度與制熱量較串聯(lián)余熱回收模式的提升程度隨壓縮機的提升而升高，壓縮機轉(zhuǎn)速8 000 r/min時冷凝器出風(fēng)溫度與制熱量提升了10 ℃與0.96 kW。一般情況下，-7℃環(huán)境溫度下車廂的穩(wěn)態(tài)平均熱負荷約3.0 kW，瞬態(tài)平均熱負荷約5.0 kW［10］。因此串、并聯(lián)余熱回收模式在壓縮機轉(zhuǎn)速4 000 r/min時均可滿足-7 ℃環(huán)境下舒適車廂溫度的維持，而并聯(lián)余熱回收模式在壓縮機轉(zhuǎn)速8 000 r/min時可滿足車廂的瞬態(tài)升溫要求。

2.3 2種余熱回收模式制熱效率對比

圖7，8分別示出了串、并聯(lián)余熱回收模式壓縮機功耗與COP隨壓縮機轉(zhuǎn)速的變化對比。

圖7 串、并聯(lián)余熱回收模式不同壓縮機轉(zhuǎn)速下壓縮機功耗對比Fig.7 Comparison of compressor energy consumption at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes

由圖7可知，串、并聯(lián)余熱回收模式的壓縮機功耗隨壓縮機轉(zhuǎn)速的提升而提升。由于并聯(lián)余熱回收模式制冷劑流量大于串聯(lián)余熱回收模式，且吸排氣壓力壓差更大導(dǎo)致壓縮機容積效率與等熵效率都下降，因此并聯(lián)余熱回收的壓縮機功耗大于串聯(lián)余熱回收模式。壓縮機轉(zhuǎn)速越高，并聯(lián)余熱回收模式較串聯(lián)余熱回收模式的制冷劑流量與壓縮機吸排氣壓差的差值越大，壓縮機功耗的差值也就越大。壓縮機轉(zhuǎn)速由4 000 r/min提升到8 000 r/min，串聯(lián)余熱回收模式的壓縮機功耗由1.05 kW提升到2.45 kW；并聯(lián)余熱回收模式的壓縮機功耗則由1.08 kW提升到3.08 kW，并聯(lián)余熱回收模式壓縮機功耗較串聯(lián)余熱回收模式最大可多0.63 kW。

由圖8可知，串、并聯(lián)余熱回收模式的COP隨壓縮機轉(zhuǎn)速的提升而降低：壓縮機轉(zhuǎn)速為6 000 r/min時2種模式的COP均大于2.0；壓縮機轉(zhuǎn)速為8 000 r/min時2種模式COP均大于1.5，制熱效率優(yōu)于PTC電加熱器［11］。并聯(lián)余熱回收模式的壓縮機功耗雖然大于串聯(lián)余熱回收模式，但制熱量也得到較大提升，因此COP下降程度很低，最大下降0.05。

圖8 串、并聯(lián)余熱回收模式不同壓縮機轉(zhuǎn)速下COP對比Fig.8 Comparison of COP at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes

2.4 余熱回收模式運行策略

通過以上數(shù)據(jù)分析，可知并聯(lián)余熱回收模式制熱能力具備優(yōu)勢但是功耗相對較高，串聯(lián)余熱回收模式在功耗與制熱效率方面有較好的表現(xiàn)。冬天電動汽車行駛過程中，開始的15 min需要將車廂平均呼吸點溫度快速提升到20 ℃，該過程需求的制熱量較大（約5.0 kW），之后車廂所需求的制熱量減小（約3.0 kW）［12-18］。鑒于串并聯(lián)余熱回收模式各自的特點，在實際運行過程中，在開始的15 min內(nèi)壓縮機高轉(zhuǎn)速運行下的并聯(lián)余熱回收模式易滿足車廂升溫要求，待車廂溫度達20 ℃進入穩(wěn)態(tài)狀態(tài)后，降低壓縮機轉(zhuǎn)速并轉(zhuǎn)換為串聯(lián)余熱回收模式維持車廂溫度可有效降低壓縮機功耗。該運行策略既能夠合理利用電池電能，又不犧牲駕駛安全性與乘員舒適性；具體的控制邏輯有待整車進一步的研究與試驗驗證。

3 結(jié)論

（1）并聯(lián)余熱回收模式的車外換熱器蒸發(fā)壓力低于串聯(lián)余熱回收模式，余熱回收換熱器的蒸發(fā)壓力高于串聯(lián)余熱回收模式，最終并聯(lián)余熱回收模式的壓縮機吸排氣壓力均高于串聯(lián)余熱回收模式。

（2）并聯(lián)余熱回收模式的車內(nèi)冷凝器制熱能力與出風(fēng)溫度高于串聯(lián)余熱回收模式，壓縮機轉(zhuǎn)速4 000 r/min時制熱量2種模式均超過3.0 kW，壓縮機轉(zhuǎn)速8 000 r/min時并聯(lián)余熱回收模式制熱量超過5.0 kW，串聯(lián)余熱回收模式超過4.0 kW；串聯(lián)余熱回收模式車內(nèi)冷凝器出風(fēng)溫度可達25～37 ℃，并聯(lián)余熱回收模式車內(nèi)冷凝器出風(fēng)溫度可達 26～47 ℃。

（3）并聯(lián)余熱回收模式制熱量高，相應(yīng)壓縮機功耗也高于串聯(lián)余熱回收模式，最多可達0.63 kW；并聯(lián)余熱回收模式COP略低于串聯(lián)余熱回收模式，但差別不大，2種模式COP均超過1.5，最大可達 3.0。