電動汽車空調(diào)制熱系統(tǒng)設(shè)計及研究

張海，張宸瑜，郭木生

（華東交通大學(xué)機電與車輛工程學(xué)院，江西南昌 330013）

在冬季，純電動汽車由于沒有發(fā)動機提供足夠的制熱熱源，所以需要額外的輔助熱源進行制熱[1].目前在市場應(yīng)用中普遍使用PTC（Positive Temperature Coefficient heater）加熱器為純電動汽車制熱，但是其制熱能效比（Coefficient of Performance，COP）不可能大于1，只能達到0.8～0.95[2]，對純電動汽車的續(xù)航里程影響很大.熱泵空調(diào)比PTC 加熱器具有更高的制熱能效比，可以提高純電動汽車的冬季低溫續(xù)航能力，因此，熱泵空調(diào)成為了純電動汽車制熱空調(diào)更好的選擇[3].

許多學(xué)者對純電動汽車熱泵系統(tǒng)性能進行了研究[4-6]，但大部分針對單空氣熱源熱泵系統(tǒng)以及混合動力汽車熱泵系統(tǒng)，沒有考慮到其他熱源的利用.純電動汽車熱泵空調(diào)雖然制熱能效比較高，但還是在消耗動力電池的能量，若能加入電機余熱輔助制熱，將會有效減少動力電池的能量消耗，提高續(xù)航里程.李萍等[7]研究了廢熱回收的熱泵空調(diào)系統(tǒng)，采用兩個分回路吸收電池和電機產(chǎn)生的廢熱以達到冬季惡劣條件下的制熱要求.該系統(tǒng)雖然可以有效改善熱泵空調(diào)的制熱性能，但并未考慮到低溫高濕環(huán)境下車外換熱器的結(jié)霜問題.熱泵空調(diào)雖然十分適合作為純電動汽車的制熱空調(diào)，但在使用熱泵空調(diào)時還會遇到一些問題.熱泵空調(diào)的車外換熱器在冬季低溫潮濕環(huán)境下運行時發(fā)生結(jié)霜而影響空調(diào)系統(tǒng)制熱性能是使用熱泵空調(diào)系統(tǒng)所需要解決的一個難題.車外換熱器在低溫潮濕環(huán)境下結(jié)霜后會導(dǎo)致壓縮機單位功耗增加，降低系統(tǒng)性能，嚴重時甚至?xí)斐赏C現(xiàn)象[8-10].為了提高熱泵系統(tǒng)在冬季的工作效率，需要采用帶有車外換熱器除霜功能的熱泵空調(diào)系統(tǒng).許多學(xué)者對熱氣旁通和逆循環(huán)除霜方案進行了研究[11-13]，雖然它們可以迅速有效地實現(xiàn)除霜功能，但是它們除霜的最終能量來源都是動力電池的額外供能，這將在一定程度上縮減純電動車的續(xù)航里程，如果能夠合理利用純電動汽車的電機余熱進行輔助除霜，將有效提高熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能的同時減小對續(xù)航里程的影響.

綜合當(dāng)前研究現(xiàn)狀，本文針對純電動汽車的熱泵空調(diào)系統(tǒng)，從純電動汽車的電機余熱出發(fā)，提出一種帶有電機余熱回收功能的純電動車用熱泵空調(diào)制熱系統(tǒng)，并建立該制熱空調(diào)系統(tǒng)的AMESim 仿真模型，通過試驗對仿真模型進行驗證.

1 系統(tǒng)構(gòu)成原理及其功能分析

1.1 空調(diào)系統(tǒng)構(gòu)成原理

本文設(shè)計的帶有電機余熱功能的制熱空調(diào)系統(tǒng)如圖1 所示，該系統(tǒng)主要分為熱泵空調(diào)的制冷劑循環(huán)部分和電機余熱的水循環(huán)部分.對于熱泵空調(diào)制冷劑循環(huán)部分，由于本文主要研究空調(diào)的制熱性能，因此只考慮了制冷劑的制熱循環(huán)，不考慮制冷劑的制冷循環(huán).熱泵空調(diào)主要由壓縮機、冷凝器、膨脹閥、蒸發(fā)器和氣液分離器等部件組成，當(dāng)熱泵空調(diào)開啟制熱時，制冷劑被壓縮機壓縮成高溫高壓的氣態(tài)，之后流經(jīng)冷凝器大部分變成液態(tài)，同時將熱量傳遞到乘客艙內(nèi)實現(xiàn)制熱，然后制冷劑在膨脹閥中節(jié)流，變成了低溫低壓的液態(tài)，在經(jīng)過室外蒸發(fā)器時蒸發(fā)成為氣態(tài)同時吸收車室外空氣的熱量，最后其中少部分未蒸發(fā)的液態(tài)制冷劑留在了氣液分離器中，大部分氣態(tài)制冷劑流回壓縮機中進行下一個制熱循環(huán).電機余熱水循環(huán)部分如圖1 粗箭頭所示，主要由電機、水泵、水壺、水PTC、三通水閥、暖風(fēng)芯體和散熱器等部件構(gòu)成，可以實現(xiàn)乘客艙制熱、電機散熱和蒸發(fā)器除霜等功能.

圖1 空調(diào)制熱系統(tǒng)循環(huán)原理圖Fig.1 Schematic diagram of air conditioning heating system

1.2 空調(diào)系統(tǒng)功能分析

本文設(shè)計的帶有電機余熱功能的制熱空調(diào)系統(tǒng)主要有3 種制熱工作模式，分別為電機余熱單獨制熱、電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱和電機余熱輔助PTC 制熱.除了3 種制熱工作模式外，還有電機散熱和車外蒸發(fā)器除霜兩種獨立控制的功能.

電機余熱單獨制熱工作模式下，熱泵空調(diào)不運行，電機冷卻水按圖2 所示水循環(huán)流動.在電機余熱單獨制熱時，水PTC 不開啟，水泵推動電機冷卻液流經(jīng)暖風(fēng)芯體，將電機余熱傳遞至乘客艙內(nèi)，實現(xiàn)乘客艙的制熱；同時，三通水閥可以在電機溫度過高時控制冷卻水循環(huán)流經(jīng)車室外散熱器將多余的熱量散發(fā)，保證電機溫度不會過高.該模式和傳統(tǒng)燃油汽車制熱原理一樣，動力電池不需要額外耗能，制熱的同時不會影響續(xù)航里程，但是該模式的缺點也很明顯，在車外環(huán)境溫度較低，車內(nèi)制熱需求量較大時，無法滿足乘客艙制熱要求.

圖2 電機余熱單獨制熱冷卻水循環(huán)圖Fig.2 Cooling water circulation diagram of motor waste heat separately heating

電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱工作模式下，熱泵空調(diào)制冷劑循環(huán)和電機冷卻水循環(huán)同時運行，如圖1所示.熱泵空調(diào)通過冷凝器給乘客艙制熱，同時電機余熱通過暖風(fēng)芯體給乘客艙制熱，而水PTC 和三通水閥控制的散熱器回路會在車室外蒸發(fā)器需要除霜時開啟，通過風(fēng)扇將散熱器的熱量傳到蒸發(fā)器上進行融霜，解決熱泵空調(diào)在冬季低溫潮濕環(huán)境下因車外蒸發(fā)器結(jié)霜而影響制熱性能的難題.該模式在電機余熱單獨制熱性能不足時開啟，以電機余熱輔助制熱能效比較高的熱泵空調(diào)給乘客艙制熱，同時利用了電機余熱配合水PTC 給車室外蒸發(fā)器進行除霜，在確保制熱性能的前提下提高了能源利用率.

在電機余熱輔助PTC 制熱工作模式下，熱泵空調(diào)不運行，水PTC 開啟，三通水閥控制關(guān)閉冷卻水的散熱器流向，冷卻水循環(huán)如圖3 所示.此時水循環(huán)有電機余熱和水PTC 制熱兩個熱源，可以在電機余熱單獨制熱性能不足和熱泵空調(diào)超低溫環(huán)境下無法制熱時通過暖風(fēng)芯體給乘客艙制熱.該模式雖然回收利用了電機余熱進行制熱，但主要還是利用PTC加熱器制熱，和現(xiàn)在市場中純電動汽車普遍使用的制熱方式一樣，耗能較高，一般只在極端惡劣工況下使用.

圖3 電機余熱輔助PTC 制熱冷卻水循環(huán)圖Fig.3 Cooling water circulation diagram of motor waste heat auxiliary PTC heating

2 子系統(tǒng)模型的建立及其試驗驗證

由于根據(jù)該制熱系統(tǒng)搭建完整的試驗平臺成本較大，所以本文將系統(tǒng)模型分為電機余熱循環(huán)系統(tǒng)和熱泵空調(diào)制熱系統(tǒng)兩個子系統(tǒng)，利用AMESim 軟件分別建立子系統(tǒng)的模型，并設(shè)計相應(yīng)的試驗對子系統(tǒng)模型進行驗證，最后根據(jù)驗證后的子模型建立完整的系統(tǒng)模型進行仿真分析.

2.1 電機余熱循環(huán)系統(tǒng)模型

純電動汽車中的余熱主要集中在動力電池和電機上，而動力電池在冬季不僅需要散熱還需要加熱，所以動力電池余熱的利用比較復(fù)雜，因此本文只對電機余熱進行設(shè)計分析.

2.1.1 電機余熱模型建立

針對電機的產(chǎn)熱模型，忽略其機械損耗和其他附件產(chǎn)熱，只計算電機的產(chǎn)熱功率，可以表示為：

式中：P 為電機產(chǎn)熱功率，單位W；Rs為繞組隨溫度變化的電阻值，單位Ω；Isd和Isq為兩相旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系下（dq 坐標(biāo)系）的繞組電流，單位A.

Rs會隨著溫度變化進行修正，其計算可表示為：

式中：RS0為電樞電阻，單位Ω；αRS為溫度修正系數(shù)；T 為實際溫度，單位℃；T0為參考溫度，一般為25 ℃.

電機產(chǎn)生的熱量與電機冷卻液發(fā)生熱對流，由冷卻液帶走，之后由散熱器或者暖風(fēng)芯體把熱量傳遞出去，如此反復(fù)循環(huán).對流換熱公式為：

式中：φ 為電機冷卻液帶走的熱量，單位W；A 為接觸面積，單位m2；h 為傳熱系數(shù)，單位W/（m2·K）；ΔT為平均溫差，單位K.

利用AMESim 軟件建立一個不帶控制部分的電機余熱循環(huán)系統(tǒng)模型，如圖4 所示.

圖4 電機余熱循環(huán)系統(tǒng)模型Fig.4 Motor waste heat circulation system model

2.1.2 電機余熱模型試驗驗證

為了驗證所建立的電機模型的熱仿真性能是否符合實際電機系統(tǒng)的熱循環(huán)規(guī)律，借助江西江鈴集團新能源汽車有限公司的試驗設(shè)備對電機余熱進行試驗測試，試驗在環(huán)境模擬實驗室進行，如圖5 所示.

圖5 環(huán)境模擬實驗室Fig.5 Environmental simulation laboratory

試驗中的電機余熱循環(huán)系統(tǒng)各部件安裝在整車上，整車放置在環(huán)境模擬實驗室中，電機冷卻回路只通過暖風(fēng)芯體給乘客艙制熱，不經(jīng)過散熱器等其他回路，試驗中通過溫度傳感器測量乘客艙出風(fēng)口溫度，空調(diào)開啟吹臉模式.溫度傳感器分別布置在主駕左側(cè)出風(fēng)口、主駕右側(cè)出風(fēng)口、副駕左側(cè)出風(fēng)口和副駕右側(cè)出風(fēng)口共4 個位置.將溫度傳感器的平均值作為乘客艙出風(fēng)口溫度，所有溫度傳感器采樣間隔為1 min.試驗一共進行了6 次，實驗室中的環(huán)境溫度分別設(shè)置在5 ℃、10 ℃和15 ℃，試驗時電機轉(zhuǎn)速分別控制在6 000 r/min 和8 000 r/min，每次試驗前先通過浸車使汽車乘客艙溫度達到試驗工況溫度，再進行試驗.

試驗中電機由實驗室外的控制設(shè)備控制，模擬不同環(huán)境溫度和不同電機轉(zhuǎn)速工況下電機余熱的制熱情況.試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比分別如圖6 和圖7 所示.

圖6 電機轉(zhuǎn)速6 000 r/min 工況下乘客艙溫度變化的仿真試驗對比圖Fig.6 Simulation experimental comparison chart of passenger compartment temperature variation under motor speed 6 000 r/min working condition

圖7 電機轉(zhuǎn)速8 000 r/min 工況下乘客艙溫度變化的仿真試驗對比圖Fig.7 Simulation experimental comparison chart of passenger compartment temperature variation under motor speed 8 000 r/min working condition

從圖6 和圖7 可以看出，環(huán)境溫度越高、電機轉(zhuǎn)速越大，電機余熱制熱下乘客艙能夠達到的溫度就越高，并且不同轉(zhuǎn)速和不同環(huán)境溫度電機余熱循環(huán)制熱下乘客艙溫度變化的仿真曲線與試驗曲線變化趨勢相符，溫度變化誤差在3 ℃之內(nèi).

2.2 熱泵空調(diào)制熱系統(tǒng)模型

2.2.1 熱泵空調(diào)制熱模型建立

壓縮機模型采用直流電機驅(qū)動定排量壓縮機，轉(zhuǎn)速設(shè)置為手動輸入變量.壓縮機的質(zhì)量流量為：

式中：qm為質(zhì)量流量，單位kg/s；ηv為容積效率；ρs為吸入制冷劑密度，單位kg/m3；n 為壓縮機轉(zhuǎn)速，單位r/min；Vdisp為壓縮機排量，單位cm3.

壓縮機的輸出轉(zhuǎn)矩為：

式中：hinc為壓縮機質(zhì)量焓，單位J/kg；ηm為機械效率；T 為壓縮機轉(zhuǎn)矩，單位N·m.

熱泵空調(diào)的換熱器模型包括蒸發(fā)器模型和冷凝器模型.蒸發(fā)器采用微通道平行流換熱器，冷凝器采用U 形管板翅式換熱器，雖然它們采用了不同的結(jié)構(gòu)形式，但是它們的換熱原理是一樣的，因此建模時統(tǒng)一稱為換熱器模型.在換熱器中制冷劑與換熱器壁面之間的對流換熱量為：

式中：h1為傳熱系數(shù)，單位W/（m2·K）；A1為換熱面積，單位m2；Tre為制冷劑溫度；Twall為壁面溫度，單位K.其中傳熱系數(shù)h1的計算公式為：

式中：λ 為制冷劑導(dǎo)熱系數(shù)，單位W/（m·K）；Nu 為努賽爾數(shù)；dh為制冷劑側(cè)水力直徑，單位m.

空氣側(cè)與換熱器壁面之間的對流換熱量為：

式中：h2為傳熱系數(shù)，單位W/（m2·K）；A2為換熱面積，單位m2；Ta為制冷劑溫度；Twall為壁面溫度，單位K.其中傳熱系數(shù)h2的計算公式為：

式中：λa為濕空氣導(dǎo)熱系數(shù)，單位W/（m·K）；dha為空氣側(cè)水力直徑，單位m.

利用AMESim 軟件建立的熱泵空調(diào)制熱系統(tǒng)模型，如圖8 所示.

圖8 空調(diào)系統(tǒng)模型Fig.8 Air conditioning system model

2.2.2 熱泵空調(diào)制熱模型試驗驗證

試驗中的熱泵空調(diào)等部件安裝在整車上，整車放置在汽車空調(diào)環(huán)境模擬實驗室中.由于乘客艙空間較大，溫度分布不均，所以分別在主駕左側(cè)呼吸點、主駕右側(cè)呼吸點、主駕左膝部、主駕右膝部、主駕左腳面、主駕右腳面和其他3 個座位的相應(yīng)部位一共24 個位置布置溫度傳感器，將這24 個溫度傳感器的平均值作為車內(nèi)溫度，所有溫度傳感器采樣頻率均為1 s.試驗環(huán)境溫度0 ℃，空調(diào)開啟外循環(huán)，控制壓縮機以固定轉(zhuǎn)速3 000 r/min 運行，試驗結(jié)果與仿真結(jié)果對比如圖9 所示.

從圖9 可以看出，在0 ℃的環(huán)境溫度下，熱泵空調(diào)制熱下乘客艙溫度變化的仿真曲線與試驗曲線變化趨勢相符，溫度變化誤差在2 ℃之內(nèi).

圖9 熱泵制熱下乘客艙溫度變化Fig.9 Variation of cabin temperature under heat pump heating

3 系統(tǒng)性能仿真分析

將兩個子系統(tǒng)相結(jié)合，利用AMESim 軟件建立帶有電機余熱循環(huán)的空調(diào)系統(tǒng)仿真模型，如圖10 所示.

3.1 電機余熱制熱性能仿真

將仿真環(huán)境溫度分別設(shè)置為15 ℃、10 ℃、5 ℃、0℃和-10 ℃，電機冷卻液、制冷劑以及各部件初始溫度設(shè)置與環(huán)境溫度相同，其他固定參數(shù)設(shè)置如表1所示.在這5 個不同的環(huán)境溫度工況下設(shè)置不同的電機轉(zhuǎn)速，且壓縮轉(zhuǎn)速都設(shè)置為0，對電機余熱制熱性能進行仿真分析.

表1 仿真參數(shù)設(shè)置表Tab.1 Simulation parameter setting table

當(dāng)電機轉(zhuǎn)速為1 000 r/min 時，仿真運行30 min得到的駕駛艙溫度變化如圖11 所示.從圖11 中可以看出，當(dāng)電機以1 000 r/min 的轉(zhuǎn)速運行時，電機余熱制熱模式下乘客艙的溫度升高不大，基本在5 ℃左右，即使在環(huán)境溫度為15 ℃時，駕駛艙溫度穩(wěn)定后也無法達到20 ℃，難以滿足制熱需求.

圖11 電機轉(zhuǎn)速1 000 r/min 工況下乘客艙溫度變化Fig.11 The temperature change of the passenger compartment under the motor speed of 1 000 r/min

當(dāng)電機轉(zhuǎn)速為3 000 r/min 時，仿真運行30 min得到的駕駛艙溫度變化如圖12 所示.從圖12 中可以看出，當(dāng)電機以3 000 r/min 的轉(zhuǎn)速運行時，電機余熱制熱模式下乘客艙的溫度能升高10 ℃左右，在環(huán)境溫度為15 ℃時，駕駛艙溫度穩(wěn)定后能達到25 ℃以上，基本能夠滿足乘客艙的制熱需求；但是在環(huán)境溫度為5 ℃以下時，駕駛艙溫度穩(wěn)定后無法達到20 ℃，不能滿足制熱需求.

圖12 電機轉(zhuǎn)速3 000 r/min 工況下乘客艙溫度變化Fig.12 The temperature change of the passenger compartment under the motor speed of 3 000 r/min

當(dāng)電機轉(zhuǎn)速為6 000 r/min 時，仿真運行30 min得到的駕駛艙溫度變化如圖13 所示.從圖13 中可以看出，當(dāng)電機以6 000 r/min 的轉(zhuǎn)速運行時，電機余熱制熱模式下乘客艙的溫度能升高15 ℃以上，在環(huán)境溫度為15 ℃時，駕駛艙溫度穩(wěn)定后能達到32 ℃以上，完全能夠滿足乘客艙的制熱需求；但是在環(huán)境溫度為0 ℃以下時，駕駛艙溫度穩(wěn)定后無法達到20 ℃，無法滿足制熱需求.

從仿真結(jié)果可以看出，當(dāng)電機以較低轉(zhuǎn)速運行時，電機余熱無法滿足乘客艙的制熱需求；當(dāng)電機以中等轉(zhuǎn)速運行，環(huán)境溫度在10 ℃以上時，電機余熱可以滿足乘客艙的制熱需求；當(dāng)電機以較高轉(zhuǎn)速運行，環(huán)境溫度在5 ℃以上時，電機余熱可以滿足乘客艙的制熱需求.

3.2 電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱性能仿真

從電機余熱單獨制熱仿真結(jié)果可以看出，在環(huán)境溫度較低的工況下單獨的電機余熱制熱無法滿足乘客艙的制熱需求，需要額外開啟熱泵空調(diào)進行制熱.

因為單獨的電機余熱在5 ℃以下無法滿足制熱需求，而單級壓縮機的熱泵空調(diào)在-5 ℃以下制熱效果衰減嚴重，在-10 ℃時基本無法正常工作[14]，需要開啟PTC 制熱，所以將仿真模型中的環(huán)境溫度設(shè)置為-5 ℃，電機冷卻液、制冷劑以及各部件初始溫度設(shè)置為與環(huán)境溫度相同.因為初始溫度和環(huán)境溫度較低，故壓縮機轉(zhuǎn)速設(shè)置為4 000 r/min 不變，分別對電機轉(zhuǎn)速為0 和3 000 r/min 兩種工況進行仿真，研究熱泵單獨制熱與電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱的性能差異.

在環(huán)境溫度為-5 ℃以下時，熱泵空調(diào)單獨制熱和電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱的乘客艙溫度變化如圖14 所示.從圖14 中可以看出，在該工況下熱泵空調(diào)單獨制熱能力不足，乘客艙溫度穩(wěn)定后只能達到15 ℃左右，無法滿足乘客艙的制熱需求；而電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱的模式下，乘客艙溫度能穩(wěn)定在25 ℃以上，具有足夠的制熱能力.

圖14 有無電機余熱乘客艙溫度變化對比圖Fig.14 Comparison diagram of passenger cabin temperature change with or without motor waste heat

在環(huán)境溫度為-5 ℃以下時，熱泵空調(diào)單獨制熱和電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱的制熱能效比對比如圖15 所示.其中電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱模式對應(yīng)的曲線為等效制熱能效比，此處用ηcop來表示等效制熱能效比.其計算公式為：

式中：W1為電機余熱制熱量，單位J；W2為熱泵空調(diào)制熱量，單位J；P 為壓縮機功耗，單位J.

從圖15 中可以看出，在壓縮機轉(zhuǎn)速為4 000 r/min，電機轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，環(huán)境溫度為-5 ℃的工況下，熱泵空調(diào)單獨制熱模式的制熱能效比最高只能達到2.3 左右，而電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱模式的等效制熱能效比ηcop最高能達到3.4 以上，比同工況下熱泵空調(diào)單獨制熱模式的能效比提高了約48%，能夠有效減少動力電池能量的消耗.由于仿真中制冷劑和各部件殼體設(shè)置的初始溫度與環(huán)境溫度一致，所以仿真開始后空調(diào)制熱的能量會被吸收，造成制熱量較小，形成制熱能效比逐漸增大的情況.

圖15 制熱能效比對比圖Fig.15 Comparison diagram of thermal energy efficiency ratio

4 總結(jié)

本文為了進一步提高純電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱性能，減少電機熱量直接散失到環(huán)境中造成的能量浪費，設(shè)計了一種帶有余熱回收功能的純電動車用熱泵空調(diào)制熱系統(tǒng)，并對該系統(tǒng)的性能進行仿真分析.仿真結(jié)果表明：電機余熱單獨制熱模式能夠在中等車速環(huán)境溫度高于10 ℃的工況下滿足制熱需求；電機余熱輔助熱泵空調(diào)制熱模式在電機轉(zhuǎn)速為3 000 r/min、壓縮機轉(zhuǎn)速為4 000 r/min、環(huán)境溫度為-5 ℃的工況下，等效制熱能效比能夠達到3.4，比同工況下熱泵空調(diào)單獨制熱模式的能效比提高了約48%，能夠有效增加熱泵空調(diào)在較低環(huán)境溫度工況下的制熱能力.