電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)車外換熱器特性分析

何澤輝，王芳，汪青青，劉登輝，王宇翔

（200093 上海市 上海理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院）

0 引言

目前，新能源汽車的主流供熱方法有電阻絲加熱和熱泵空調(diào)系統(tǒng)供熱兩種，在汽車內(nèi)熱負(fù)荷相同的情況下熱泵空調(diào)系統(tǒng)的能耗遠(yuǎn)低于電加熱[1]，因此，熱泵空調(diào)技術(shù)在電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)有廣闊的應(yīng)用前景。汽車空調(diào)系統(tǒng)的能耗大小是決定純電動(dòng)汽車的續(xù)航里程的重要因素之一，所以如何降低汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的能耗成為行業(yè)內(nèi)關(guān)注的重點(diǎn)。近些年來(lái)，電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)的蒸發(fā)器與冷凝器大多采用微通道平行流換熱器，主要原因在于微通道換熱器體積小、制冷劑充注量少、換熱效率高[2]，但是制冷劑流量分布不均勻會(huì)使車外換熱器表面溫度分布不足夠均勻，嚴(yán)重影響微通道換熱器的換熱性能，所以分析和優(yōu)化微通道換熱器的表面溫度分布均勻性也是提升汽車空調(diào)系統(tǒng)制熱性能及減少能源消耗的方式之一。

隨著國(guó)內(nèi)外學(xué)者研究的不斷深入，汽車空調(diào)技術(shù)在不斷完善和發(fā)展。Promme[3]提出使用電動(dòng)汽車蓄電池的廢熱作為除霜熱源，并設(shè)計(jì)裝置進(jìn)行實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，在-10 ℃工況時(shí)，該系統(tǒng)可以節(jié)約15%左右的電量，同時(shí)使空調(diào)系統(tǒng)在冬季工況下穩(wěn)定運(yùn)行；薛慶峰[4]等采用雙流程微通道換熱器建立了汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，并使用Dymola 平臺(tái)構(gòu)建了車外換熱器的仿真模型。得出換熱性能最優(yōu)時(shí)微通道換熱器的進(jìn)出流程扁管數(shù)之比為1∶3 的結(jié)論；丁鎏俊[5]等研究了換熱器結(jié)構(gòu)中各個(gè)參數(shù)如流程數(shù)、扁管尺寸等對(duì)換熱器結(jié)霜現(xiàn)象的影響。其研究結(jié)果表明，減小換熱器的流程數(shù)可以降低制冷劑在扁管中的壓力損失，而且在不影響空氣側(cè)參數(shù)的情況下，適當(dāng)增大扁管的直徑能使制冷劑壓力損失降低，但會(huì)使系統(tǒng)制熱量稍有下降；周國(guó)梁[6]等研究了微通道換熱器的換熱特性和優(yōu)化溫度分布均勻性的可行方案，發(fā)現(xiàn)適當(dāng)?shù)倪M(jìn)風(fēng)溫度可以改善微通道換熱器換熱性能，提高換熱器溫度分布的均勻程度；Kim[7]實(shí)驗(yàn)研究了平行、常規(guī)和豎直3 種集管進(jìn)口結(jié)構(gòu)對(duì)制冷劑分流均勻性的影響，研究表明豎直進(jìn)口的分流均勻性最好；嚴(yán)瑞東[8]等對(duì)3 種不同流程數(shù)的微通道換熱器分別用作冷凝器和蒸發(fā)器時(shí)溫度分布均勻性和其對(duì)系統(tǒng)性能的影響進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)。結(jié)果表明，微通道換熱器在用作冷凝器和蒸發(fā)器時(shí)，溫度分布不均對(duì)系統(tǒng)性能的影響分別達(dá)到7.3%和3.5%，并且流程數(shù)對(duì)溫度分布均勻性的影響在作為冷凝器和蒸發(fā)器時(shí)是不同的；Li[9]采用熱成像設(shè)備研究了不同結(jié)構(gòu)的換熱器對(duì)制冷劑溫度分布的影響；巫江虹[10]在汽車熱泵系統(tǒng)中研究了車外換熱器的溫度分布均勻性。

本文通過(guò)實(shí)驗(yàn)的方法，研究了車外微通道換熱器的溫度分布均勻度，獲得了其在不同工況下的溫度分布特性，以及與?損之間的關(guān)系，為車外換熱器的改進(jìn)提供參考。

1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)簡(jiǎn)介

圖1 所示為實(shí)驗(yàn)用汽車空調(diào)的原理圖。實(shí)驗(yàn)臺(tái)由提供實(shí)驗(yàn)工況的焓差室、電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)部件、測(cè)量與采集系統(tǒng)3 部分組成。

圖1 實(shí)驗(yàn)汽車空調(diào)原理圖Fig.1 Air conditioner schematic diagram of experimental vehicle

焓差室能夠提供高精度、高靈敏度的實(shí)驗(yàn)工況。主要測(cè)試設(shè)備與裝置由空氣調(diào)節(jié)處理柜、制冷調(diào)節(jié)系統(tǒng)、空氣加熱加濕系統(tǒng)、焓差測(cè)量系統(tǒng)及電器控制系統(tǒng)構(gòu)成。微通道換熱器在實(shí)驗(yàn)時(shí)放置在焓差室風(fēng)洞上，通過(guò)風(fēng)機(jī)頻率調(diào)節(jié)通過(guò)換熱器的風(fēng)量大小。

電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)由電動(dòng)渦旋式壓縮機(jī)（額定排量27 cc/rev,轉(zhuǎn)速500～5 000 r/m）、直流穩(wěn)壓電源(額定輸出電壓0～300 V，額定電流0～20 A)、恒溫水浴(控溫范圍：-75～95℃，精度±0.01℃)、車外換熱器、車內(nèi)換熱器（板式換熱器）、氣液分離器、電子膨脹閥(工作壓力0～4.5 MPa,開(kāi)度0～500)和手閥、電磁閥等組成。

測(cè)量與采集系統(tǒng)主要有溫度傳感器（四線制PT100 鉑電阻和熱電偶）、壓力傳感器（量程0～3 MPa,精度0.25% f·s）、壓差傳感器（量程0～500 Pa,精度±0.1 Pa）、電子流量計(jì)(量程0～2 720 kg/h,精度0.2 液/0.5 氣%)等。采用的數(shù)據(jù)采集模塊為安捷倫數(shù)據(jù)采集儀，支持通過(guò)LabVIEW 程序?qū)崟r(shí)讀取和計(jì)算采集所得數(shù)據(jù)，并有數(shù)據(jù)時(shí)間戳和保存功能。

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 換熱器溫度分布特性

式中：Ai，j——第i 行第j 列的溫度；Ai——第i行各溫度測(cè)點(diǎn)的平均值；λi——第i 行的溫度分布標(biāo)準(zhǔn)差；i 與j 的值取決于微通道換熱器上的溫度分布測(cè)點(diǎn)數(shù)量。

本次實(shí)驗(yàn)換熱器的溫度測(cè)點(diǎn)排布見(jiàn)圖2，表1 為該換熱器的具體參數(shù)表，表2 為換熱器實(shí)驗(yàn)的工況表（當(dāng)風(fēng)速為定量時(shí)風(fēng)量不改變，風(fēng)量為變量時(shí)，通過(guò)改變風(fēng)量控制風(fēng)速）。

表1 車外換熱器參數(shù)表Tab.1 Parameters of outside heat exchanger

表2 換熱器實(shí)驗(yàn)工況表Tab.2 Experimental condition of heat exchanger

圖2 車外換熱器出風(fēng)表面溫度測(cè)點(diǎn)布置圖Fig.2 Layout drawing of temperature measurement points on air outlet surface of heat exchanger

2.1.1 風(fēng)速對(duì)溫度分布的影響

圖3 是壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，風(fēng)速分別為2 m/s 和3 m/s 時(shí)，車外換熱器的溫度分布云圖。

圖3 3 000 r/min 時(shí)車外換熱器表面溫度分布云圖Fig.3 Cloud map of surface temperature distribution of outside heat exchanger at 3 000 r/min

由圖3 可以看出，在不同風(fēng)速環(huán)境下，車外換熱器的表面溫度分布都是上部出口處溫度較高、下半部分制冷工質(zhì)進(jìn)口處溫度較低，這是由于二相流制冷工質(zhì)進(jìn)入車外換熱器后，液相制冷工質(zhì)的密度大、流動(dòng)速度小且受到重力的作用先流入靠近地面的微通道扁管。隨著制冷工質(zhì)和空氣的不斷換熱，液相逐漸轉(zhuǎn)變?yōu)闅庀啵瑲庀嘀评涔べ|(zhì)聚集在換熱器的上部，由于氣相制冷工質(zhì)的換熱效果較差，造成換熱器的上下溫度分布不均勻度提高。

圖4 是系統(tǒng)2 在高溫工況下溫度分布均勻度λ與轉(zhuǎn)速的關(guān)系圖。由圖4 可知，隨著風(fēng)速的增加，車外換熱器的表面溫度分布均勻度λ的值先增大后減小，這說(shuō)明車外換熱器的表面溫度分布均勻程度受到風(fēng)速的影響較大。在風(fēng)速由1 m/s 增加到1.5 m/s 時(shí)，車外換熱器溫度分布不均勻度λ增大，這是由于在低風(fēng)速的環(huán)境下?lián)Q熱器換熱不充分，換熱器內(nèi)制冷劑存在較大壓降，靠近地面的流程扁管分配了大量的液相制冷工質(zhì)，與之處于相同流程的上層扁管分配較多氣相制冷工質(zhì)，使得換熱器的不同部分換熱效果相差較大。而在風(fēng)速?gòu)?.5 m/s 增加到3 m/s 之間時(shí)，風(fēng)速不斷增大導(dǎo)致車外換熱器的換熱量增大。制冷工質(zhì)進(jìn)入車外換熱器時(shí)是氣液兩相狀態(tài)，換熱量的增加使得液相制冷工質(zhì)迅速相變成為氣相工質(zhì)，在短時(shí)間內(nèi)將汽化潛熱消耗殆盡，之后的車外換熱器內(nèi)均為氣相制冷劑吸熱，換熱器整體的溫度均勻程度變高。

圖4 不同風(fēng)速下溫度分布不均勻度λFig.4 Temperature distribution unevennessλ under different wind speeds

2.1.2 電子膨脹閥開(kāi)度對(duì)溫度分布影響

圖5 是0 ℃時(shí)，不同開(kāi)度下車外換熱器表面溫度分布不均勻度和出風(fēng)溫度的變化趨勢(shì)圖。膨脹閥開(kāi)度從30%～35%時(shí)，表面溫度分布不均勻度不斷減小，這是由于系統(tǒng)中膨脹閥開(kāi)度變大導(dǎo)致制冷工質(zhì)流量增大，出風(fēng)溫度降低說(shuō)明系統(tǒng)換熱量增大，車外換熱器的換熱器效果增加。在開(kāi)度從35%～45%時(shí)，不均勻度雖然變化不大，但出風(fēng)溫度一直升高。這是由于膨脹閥開(kāi)度增大，節(jié)流效果減弱，系統(tǒng)中高壓變低、低壓升高使得車外換熱器中制冷工質(zhì)的蒸發(fā)溫度升高，與空氣的換熱溫差減小，同時(shí)換熱器的內(nèi)部氣液兩相制冷工質(zhì)分配不均勻?qū)е聯(lián)Q熱器的換熱效果變差。在開(kāi)度45%～50%中不均勻度迅速降低，這是由于開(kāi)度繼續(xù)增大導(dǎo)致節(jié)流效果進(jìn)一步減弱，系統(tǒng)中高低壓不斷接近，制冷工質(zhì)在進(jìn)入車外換熱器時(shí)大部分為氣態(tài)工質(zhì)，換熱效果差。

影像學(xué)指標(biāo)包括測(cè)量的頸椎生理曲度（Cobb角）和頸椎活動(dòng)度（ROM）（頸椎動(dòng)力性攝片測(cè)量法，將過(guò)伸和過(guò)屈位X線片上的Cobb角絕對(duì)值相加）。隨訪時(shí)如果過(guò)屈過(guò)伸位片上相鄰棘突間距改變＜2 mm、側(cè)位片上假體和相鄰椎體間沒(méi)有透亮線、側(cè)位片及CT上可見(jiàn)骨小梁通過(guò)假體與鄰近終板，可以認(rèn)為已達(dá)到融合標(biāo)準(zhǔn)。

圖5 0 ℃時(shí)不同開(kāi)度下溫度不均勻度和出風(fēng)溫度Fig.5 Temperature unevenness and air outlet temperature at different opening degrees at 50 ℃

圖6 是電子膨脹閥不同開(kāi)度下的溫度分布云圖。在膨脹閥開(kāi)度逐漸降低的情況下，系統(tǒng)中制冷工質(zhì)的流量不斷減小，車外換熱器中制冷工質(zhì)的流量分配變得更不均勻，使得換熱器表面的不均勻度變大。由圖中可以看出，在膨脹閥開(kāi)度較小時(shí)，靠近換熱器進(jìn)口的部分換熱效果較好，換熱器表面溫度較低；靠近換熱器出口的部分換熱效果較差，換熱器出風(fēng)表面溫度較高,而膨脹閥開(kāi)度過(guò)大時(shí)，換熱器內(nèi)幾乎全為單一氣象工質(zhì)，雖然換熱器內(nèi)各部分換熱效果相同，但是換熱效果很差。

圖6 不同電子膨脹閥開(kāi)度下溫度分布云圖Fig.6 Temperature distribution cloud diagram under different opening degrees of electronic expansion valve

2.2 換熱器?損分析

在換熱器實(shí)際工作過(guò)程中產(chǎn)生?損失的計(jì)算極為復(fù)雜，理論上為方便計(jì)算需要進(jìn)行條件假設(shè)。本文中假設(shè)換熱器在工作過(guò)程中只有高溫流體與低溫流體換熱；流體經(jīng)過(guò)換熱器前后的動(dòng)能不產(chǎn)生變化；忽略扁管壁厚產(chǎn)生的熱損失；忽略重力對(duì)冷熱流體的影響；忽略流體在通過(guò)換熱器前后產(chǎn)生的壓力損失。溫度為T1 的高溫流體在與低溫流體換熱后成為溫度為T2 的流體過(guò)程在簡(jiǎn)化后可以得到換熱器的?平衡公式表達(dá)：

式中：Mh，Ml——高溫流體和低溫流體的質(zhì)量流量，kg/h；eh1，el1——高溫流體和低溫流體進(jìn)入換熱器時(shí)的單位?數(shù)值，kJ；eh2，el2——高溫流體和低溫流體在流出換熱器時(shí)的單位?數(shù)值，kJ；E——換熱器的?損失，kJ。

由式3 可以計(jì)算出換熱器的?損失E：

在換熱過(guò)程中，不同溫度的流體擁有不同的?值。有學(xué)者提出了計(jì)算不同溫度的?值可通過(guò)焓值和溫度計(jì)算的公式，如下：

式中:H——流體的比焓值；H0——流體在環(huán)境溫度下的比焓值；T——流體的溫度；T0——環(huán)境溫度，一般取值為293 K。將冷熱流體的參數(shù)分別代入到公式中則可以得到不同溫度下冷熱流體的?值。

對(duì)于換熱器的?效率η，其計(jì)算公式可以表示為

?效率就是低溫流體得到的?與高溫流體失去的?的比值，?效率的大小直觀反映了換熱器的性能好壞。

實(shí)驗(yàn)工況為10 ℃；風(fēng)速為1.5 m/s；轉(zhuǎn)速為3 000 r/min；壓縮機(jī)吸氣壓力2.3 bar；吸氣溫度18.1℃；排氣壓力9.87 bar；排氣溫度53.6 ℃；出風(fēng)溫度2.67 ℃；壓縮機(jī)功率915 W；制冷劑流量54.9 kg/h。計(jì)算公式所需參數(shù)可根據(jù)工況由R134a 熱力性質(zhì)查詢。

圖7 是車外換熱器?損在不同風(fēng)速下的變化趨勢(shì)。由圖7 知，在風(fēng)速由1 m/s 到1.5 m/s 時(shí)，換熱器的?增大，之后隨著風(fēng)速的增大換熱器的?損逐漸減小。這與換熱器表面溫度分布不均勻度在相同工況下的變化趨勢(shì)較為一致，分析認(rèn)為是在風(fēng)速較低時(shí)，換熱器中制冷工質(zhì)的壓力損失較大，使得液相的制冷工質(zhì)積沉在靠近地面的換熱器扁管中，而氣相制冷工質(zhì)則迅速通過(guò)上層扁管流出換熱器。在風(fēng)速繼續(xù)增大時(shí)，系統(tǒng)中制冷工質(zhì)的質(zhì)量流量增大，換熱器中壓力損失百分比變小，兩相流制冷工質(zhì)能夠同時(shí)進(jìn)出換熱器。圖中最大?損180 W，約占換熱量的8.1%，而最小僅有45 W，約占換熱量的3.2%。而且在相同的風(fēng)速下，轉(zhuǎn)速越高換熱器的?損失越大，這與換熱器中制冷工質(zhì)的流量相關(guān)。隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增大，制冷工質(zhì)的流量也越大，此時(shí)換熱器的整體換熱性能變好；同時(shí)，車外換熱器中的蒸發(fā)壓力降低，蒸發(fā)溫度降低，導(dǎo)致制冷工質(zhì)和空氣的換熱溫差變大,可以通過(guò)公式計(jì)算得到此時(shí)的?損增大。

圖7 不同風(fēng)速下?損變化趨勢(shì)圖Fig.7 Trend chart of exergy loss under different wind speeds

圖8 是不同膨脹閥開(kāi)度下的換熱器?損變化趨勢(shì)圖。每個(gè)轉(zhuǎn)速下，系統(tǒng)都有與之對(duì)應(yīng)的最佳膨脹閥開(kāi)度，隨著開(kāi)度的增大，在未到達(dá)最佳開(kāi)度的過(guò)程中，車外換熱器內(nèi)的流量較小，換熱器第1 流程中的制冷工質(zhì)進(jìn)行相變換熱，迅速成為氣相制冷劑進(jìn)入第2 流程，使得換熱器內(nèi)制冷工質(zhì)的溫度升高，換熱溫差增大，致使換熱器的?損數(shù)值較大并隨著膨脹閥開(kāi)度增大而減小；當(dāng)膨脹閥開(kāi)度超過(guò)最佳開(kāi)度后，隨著開(kāi)度的增大，制冷劑的流量增大，車外換熱器中的蒸發(fā)壓力和蒸發(fā)溫度增大，換熱器出口的制冷工質(zhì)溫度升高，其熵值增加，導(dǎo)致?lián)Q熱器的?損增加。

圖8 不同開(kāi)度下?lián)Q熱器?損變化趨勢(shì)圖Fig.8 Variation trend of heat exchanger exergy loss under different expansion valve opening degrees

3 結(jié)論

通過(guò)搭建電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，選取風(fēng)速和膨脹閥開(kāi)度對(duì)車外換熱器的溫度均勻性和?損值的影響進(jìn)行研究，為了避免偶然性帶來(lái)的影響，分別在不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下進(jìn)行多次實(shí)驗(yàn)，得出如下結(jié)論：

（1）室外風(fēng)速是影響車外換熱器溫度分布均勻性的重要因素之一，隨著風(fēng)速的增加車外換熱器的溫度分布不均勻度λ先增大后減小，不同的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速下的λ最大值都處于同一風(fēng)速工況下；

（2）其他變量相同時(shí)，換熱器溫度分布的不均勻度隨著臨近最佳膨脹閥開(kāi)度時(shí)達(dá)到相對(duì)極小值點(diǎn)，此時(shí)制冷工質(zhì)也有很好的節(jié)流效果，換熱性能達(dá)到最優(yōu)，此后再隨著開(kāi)度增大，不均勻度變大，當(dāng)膨脹閥開(kāi)度過(guò)大時(shí)，換熱器內(nèi)為氣態(tài)工質(zhì)，研究均勻性意義不大；

（3）換熱器的溫度分布均勻程度與制冷工質(zhì)的流量大小及氣液兩相流的分配有關(guān)，且換熱器的?損與溫度分布不均勻度基本耦合，而且不同轉(zhuǎn)速下系統(tǒng)都有與之相對(duì)應(yīng)的最佳膨脹閥開(kāi)度，同時(shí)的?損值最小。