不同控制策略下新能源汽車(chē)跨臨界CO2 熱泵最優(yōu)運(yùn)行特性

賈 凡，王諳詞，殷 翔，曹 鋒*，劉和成

（1.西安交通大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，西安710049，中國(guó);2.廣東美的制冷設(shè)備有限公司，佛山528010，中國(guó)）

電動(dòng)汽車(chē)具有低污染物排放等優(yōu)點(diǎn)，但是在冬季車(chē)廂需要額外的加熱器，因此顯著影響行駛里程[1-3]。采用熱泵空調(diào)是提高續(xù)航里程，降低電動(dòng)汽車(chē)冬季能耗的重要手段[4]?，F(xiàn)今汽車(chē)空調(diào)大部分使用氫氟碳化物（hydrofluorocarbons，HFCs）類(lèi)制冷劑，正面臨淘汰[5-6]。近幾年，尋找其替代制冷劑成為汽車(chē)空調(diào)領(lǐng)域研究熱點(diǎn)[7]。而CO2有著臭氧消耗潛值 (ozone depletion potential，ODP)為0，全球增溫潛勢(shì)（global warming potential，GWP）值為1，不可燃，無(wú)毒，單位容積制冷量大，制熱性能好于四氟乙烷R134a 等優(yōu)點(diǎn)[8]，是汽車(chē)空調(diào)領(lǐng)域公認(rèn)的替代制冷劑之一[9]。

在F.Kauf[10]提出最優(yōu)排氣壓力概念后許多學(xué)者都曾對(duì)影響最優(yōu)排壓的因素進(jìn)行研究。一些研究均聚焦于CO2氣冷出口溫度、蒸發(fā)溫度、壓縮機(jī)性能對(duì)最優(yōu)排壓影響[12-13]。J.Sharkar 等[13]認(rèn)為：氣冷出口溫度與蒸發(fā)溫度對(duì)制冷性能指數(shù) (coefficient of performance，COP) 的影響，要大于壓縮機(jī)等熵效率對(duì)COP 影響；C.Aprea 等[14]認(rèn)為空氣源熱泵系統(tǒng)中環(huán)境溫度對(duì)蒸發(fā)溫度有直接影響，進(jìn)而影響最優(yōu)排壓；SONG Yulong 等[15]根據(jù)模擬結(jié)果提出最優(yōu)排壓關(guān)聯(lián)式；SHAO Lianglian等[16]提出了具有截至壓力與高壓約束的最優(yōu)排壓關(guān)聯(lián)式，使平均COP 損失在1%左右；WANG Yufeng 等對(duì)比了定轉(zhuǎn)速下傳統(tǒng)CO2熱泵系統(tǒng)與串聯(lián)氣冷系統(tǒng)排氣壓力對(duì)系統(tǒng)性能影響[17]；QIN Xiang 等還通過(guò)實(shí)驗(yàn)的方法確定了CO2熱泵熱水器定出水溫度下壓縮機(jī)最優(yōu)頻率及最優(yōu)排氣壓力的選擇[18]；QIN Xiang 等還通過(guò)實(shí)驗(yàn)確定了CO2熱泵熱水器的最優(yōu)高壓的關(guān)鍵影響因素并提出了對(duì)于該系統(tǒng)的最優(yōu)排壓的預(yù)測(cè)方法[19]。

以往的CO2循環(huán)最優(yōu)壓力研究中，氣冷出口的溫度往往都是高于臨界溫度，而對(duì)于氣冷出口溫度低于臨界溫度的工況，缺少文獻(xiàn)支撐；同時(shí)，以往的研究中，最優(yōu)壓力的獲取都是在沒(méi)有制熱量需求約束的情況下獲得的，而對(duì)于汽車(chē)空調(diào)，同一個(gè)工況穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時(shí)所需要的制熱量是一個(gè)定值，傳統(tǒng)的定轉(zhuǎn)速控制方式并不能節(jié)能高效地根據(jù)車(chē)輛熱負(fù)荷對(duì)制熱量進(jìn)行調(diào)節(jié)，基于定制熱量的約束條件下，系統(tǒng)最優(yōu)壓力的變化特性尚未有深入研究，而且送風(fēng)溫度對(duì)整車(chē)的舒適性、系統(tǒng)的控制邏輯均有較大的影響[21-22]。

因此，本文主要基于平臺(tái)搭建CO2跨臨界汽車(chē)熱泵系統(tǒng)并對(duì)比研究了定送風(fēng)溫度控制與定轉(zhuǎn)速控制兩種控制模式下排氣壓力對(duì)系統(tǒng)性能的影響，分析2 種不同控制邏輯下有無(wú)最優(yōu)排壓的原因。并研究了定送風(fēng)溫度條件下系統(tǒng)外部參數(shù)包括環(huán)境溫度、送風(fēng)溫度、室內(nèi)風(fēng)量對(duì)最優(yōu)排壓的影響。

在實(shí)際的工程應(yīng)用中熱泵空調(diào)系統(tǒng)為保證穩(wěn)態(tài)下的舒適性一般需要提供穩(wěn)定的熱量，系統(tǒng)的各部件參數(shù)相應(yīng)調(diào)節(jié)均不保持固定狀態(tài)，傳統(tǒng)研究一般都只在單變量下研究工作特性。本文對(duì)比研究定制熱量限定條件下的熱力學(xué)特性，更符合實(shí)際工程應(yīng)用，通過(guò)本文研究可對(duì)實(shí)車(chē)熱泵空調(diào)系統(tǒng)的控制提供一定的幫助，可以根據(jù)不同的外部工況通過(guò)壓縮機(jī)、閥件等組合調(diào)節(jié)使跨臨界CO2熱泵空調(diào)系統(tǒng)處于最優(yōu)運(yùn)行狀態(tài)，使能耗更低。

1 跨臨界CO2 汽車(chē)熱泵模型

本文中使用多物理場(chǎng)仿真分析系列套裝軟件GTSuite 搭建了CO2跨臨界汽車(chē)熱泵系統(tǒng)，該軟件集成了多自變量的處理和優(yōu)化計(jì)算功能，因此可以使多變量條件下更簡(jiǎn)便地對(duì)目標(biāo)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，同時(shí)約束條件與自變量也可以在同一張表中顯示，方便用戶設(shè)置。此外，在使用該軟件計(jì)算參數(shù)時(shí)，可以實(shí)現(xiàn)對(duì)不同系統(tǒng)參數(shù)的實(shí)時(shí)監(jiān)控。該軟件還可以與Simulink 結(jié)合進(jìn)行控制功能的設(shè)計(jì)。本文基于GT-suite 平臺(tái)，分別建立了制冷劑回路、車(chē)廂氣體回路以及比例積分微分（proportional integral derivative,PID）控制系統(tǒng)仿真模型，如圖1所示。

圖1 跨臨界CO2 汽車(chē)空調(diào)熱泵仿真模型

制冷劑回路包括壓縮機(jī)、輔助換熱器、氣體冷卻器、節(jié)流閥、蒸發(fā)器、儲(chǔ)液器。車(chē)廂氣體回路包括汽車(chē)車(chē)廂、管路、車(chē)廂熱輻射等。比例積分微分（proportional integral derivative,PID）控制系統(tǒng)包括2 個(gè)PID 控制器，其中一個(gè)PID 控制器為排氣壓力控制器，通過(guò)閥開(kāi)度控制系統(tǒng)排氣壓力；另一個(gè)PID 控制器為車(chē)廂送風(fēng)溫度控制器，通過(guò)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速來(lái)控制車(chē)廂送風(fēng)溫度。仿真系統(tǒng)中各部件幾何參數(shù)參照實(shí)驗(yàn)臺(tái)架，具體數(shù)據(jù)如表1 所示，這些部件所使用材料均為鋁。

表1 跨臨界CO2 汽車(chē)空調(diào)熱泵模型幾何參數(shù)

壓縮機(jī)模型根據(jù)345 V 直流供電樣機(jī)進(jìn)行建模計(jì)算。

1.1 仿真系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

仿真系統(tǒng)中的壓縮機(jī)模型可以通過(guò)效率及排量對(duì)壓縮機(jī)功率消耗Wcomp、制冷劑質(zhì)量流量qm等進(jìn)行計(jì)算，具體模型如下：

式中：ρ為吸氣密度；ηv為壓縮機(jī)容積效率；n為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速；VD為壓縮機(jī)體積排量。

式中：Δhis為等熵壓縮功；ηm為電機(jī)機(jī)械效率；ηis為壓縮機(jī)等熵效率。

根據(jù)實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)等熵效率及容積效率與壓比（γ）進(jìn)行擬合，其關(guān)聯(lián)式如下所示：

蒸發(fā)器內(nèi)換熱為兩相蒸發(fā)換熱，使用M.M.Shah提出的水平管內(nèi)換熱關(guān)聯(lián)式[23]。

制冷劑在氣體冷卻器中處于超臨界區(qū)，換熱屬于單相被冷卻，管內(nèi)CO2換熱系數(shù)使用Dittus-Boelter 公式[24]進(jìn)行計(jì)算：

式中，h1為制冷劑側(cè)換熱系數(shù)；Re為Reynolds 數(shù)；Pr為Plandtl 數(shù)；k為流體導(dǎo)熱系數(shù)；D為特征長(zhǎng)度。

系統(tǒng)COP 定義為：

式中：Q為系統(tǒng)制熱量。

1.2 仿真模型校準(zhǔn)

這里使用實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行修正以確保仿真模型的可靠性。同時(shí)為了驗(yàn)證校正后模型的可靠性，在與實(shí)驗(yàn)工況相同條件下對(duì)比了系統(tǒng)制冷性能指數(shù) (COP)及制熱量(Q)的實(shí)驗(yàn)值與仿真值，結(jié)果如圖2 所示。

圖2 系統(tǒng)COP、制熱量仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比

與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)相比，仿真的制熱量與系統(tǒng)COP 最大偏差不超過(guò)10%，認(rèn)為其具有較好的吻合性，計(jì)算結(jié)果對(duì)于實(shí)際有較好的指導(dǎo)意義。同時(shí)也可看出制熱量與COP 偏差較小情況下系統(tǒng)的最優(yōu)排壓也和實(shí)驗(yàn)測(cè)量值較為接近，計(jì)算結(jié)果較為可信。

2 最優(yōu)排壓理論分析

在常規(guī)的跨臨界CO2系統(tǒng)中對(duì)最優(yōu)排壓進(jìn)行分析時(shí)一般認(rèn)為氣冷出口溫度為定值，如圖3 所示，其中壓力p與比焓h代表制冷劑在該狀態(tài)點(diǎn)對(duì)應(yīng)的壓力與焓值在臨界點(diǎn)附近及上方區(qū)域同一溫度焓值變化非常劇烈，而遠(yuǎn)離臨界點(diǎn)區(qū)域同一溫度焓值變化較小。隨排壓變化系統(tǒng)制熱量增量先增大后減小，而壓縮機(jī)功耗隨排氣壓力升高的增大值近乎為定值故存在最優(yōu)排壓。

圖3 排氣壓力對(duì)定氣冷出口溫度系統(tǒng)COP 影響

2.1 定氣冷出口溫度

對(duì)于汽車(chē)跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)，由于其氣冷出口溫度一般在臨界溫度以下，且在該區(qū)域不同焓值下等溫線變化較劇烈，故隨排氣壓力增加系統(tǒng)制熱量增量極小，可能不存在最優(yōu)排壓。在定氣冷出口溫度，不同排氣壓力（p）下其壓焓圖如圖4 所示。

圖4 氣冷出口溫度較低不同排壓下定氣冷出口溫度壓焓圖

為了驗(yàn)證在氣冷出口溫度較低時(shí)是否存在最優(yōu)排壓，使用已校準(zhǔn)仿真模型對(duì)其進(jìn)行驗(yàn)證。其結(jié)果如圖5所示。

圖5 氣冷出口溫度較低定氣冷出口溫度與定送風(fēng)溫度對(duì)比

圖5 可知：定氣冷出口溫度不存在最優(yōu)排壓。定氣冷出口溫度為15 ℃時(shí)系統(tǒng)COP 隨排氣壓力增大持續(xù)降低，不存在最優(yōu)排壓，而在定送風(fēng)溫度條件下，系統(tǒng)COP 存在最大值即存在最優(yōu)排壓。通過(guò)分析仿真數(shù)據(jù)，其原因?yàn)闅饫涑隹跍囟纫欢?，通過(guò)提升排氣壓力增加的制熱量大部分均為壓縮機(jī)壓縮功，氣冷出口焓值基本不變，COP 隨排壓增加而降低。

2.2 定送風(fēng)溫度

由于對(duì)汽車(chē)來(lái)說(shuō)，在一個(gè)工況下穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)其制熱量為定值，在一定環(huán)境溫度（θam）下，風(fēng)量（qV）與送風(fēng)溫度（θ）決定制熱量，考慮到實(shí)際運(yùn)行時(shí)乘客舒適性的要求，接下來(lái)對(duì)定送風(fēng)溫度下系統(tǒng)循環(huán)進(jìn)行分析。這里送風(fēng)溫度與排氣壓力分別由壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速及膨脹閥開(kāi)度進(jìn)行控制。在增大排氣壓力時(shí)由于其壓比增大使壓縮后制冷劑溫度增加，若流量與高壓較低時(shí)相同會(huì)使換熱量增加，要保持送風(fēng)溫度一定，PID 控制器會(huì)調(diào)節(jié)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速以降低制冷劑流量。而由于制冷劑流量的減少，送風(fēng)溫度一定即制熱量不變導(dǎo)致氣冷出口溫度有一定程度的降低。壓焓圖隨排氣壓力（p）變化如圖6 所示。

圖6 定送風(fēng)溫度條件的不同排壓下系統(tǒng)壓焓圖

由圖6 可知：隨排氣壓力增加，單位制冷劑壓縮耗功有一定程度的增大，上文提到壓縮機(jī)功耗隨排壓增加量近似為定值。同時(shí)單位制冷劑制熱量也有一定程度增大，開(kāi)始單位制冷劑制熱量增加較多，系統(tǒng)COP增加，之后單位制冷劑制熱量增加較小而單位制冷劑壓縮耗功增加較多導(dǎo)致系統(tǒng)COP 減小。即定送風(fēng)溫度條件下隨排壓增大系統(tǒng)制熱量增量開(kāi)始較大，而后變小導(dǎo)致系統(tǒng)存在最優(yōu)排壓。由圖6 中定送風(fēng)溫度氣冷出口溫度變化可較直觀分析出其制熱量變化。

如圖6 所示，在在排氣壓力較低時(shí)氣冷出口溫度變化較劇烈，而在排氣壓力較高時(shí)氣冷出口溫度變化趨于平緩。由于制熱量一定，不同排壓下制冷劑流量會(huì)發(fā)生變化，氣冷出口溫度隨排壓增加有很明顯的溫度滑移，實(shí)質(zhì)為氣冷換熱能力不足導(dǎo)致，增加排壓使換熱優(yōu)化會(huì)使COP 提升，而排壓提升到一定程度后，排壓繼續(xù)增加對(duì)換熱提升意義不大而壓縮機(jī)功耗提升較大，導(dǎo)致COP 降低，綜上所述，在定送風(fēng)溫度條件下會(huì)出現(xiàn)最優(yōu)排壓。

3 變控制策略不同因素對(duì)最優(yōu)運(yùn)行特性影響

針對(duì)系統(tǒng)制熱時(shí)最優(yōu)排壓模擬研究，通過(guò)對(duì)不同的充注量進(jìn)行模擬找到合適的充注量并確定之后的仿真充注量為750 g。室內(nèi)外的環(huán)境溫度(θam)、排氣壓力(pout)、相對(duì)濕度(RH)、風(fēng)量(qV)等運(yùn)行工況見(jiàn)表2。

表2 熱泵仿真運(yùn)行工況

此外，排氣溫度應(yīng)低于140 ℃。待計(jì)算輸出收斂后進(jìn)行記錄。在進(jìn)行定轉(zhuǎn)速與定送風(fēng)溫度控制方式對(duì)比時(shí)，由于僅為控制策略不同，這里定轉(zhuǎn)速控制轉(zhuǎn)速值由定送風(fēng)條件下最優(yōu)排壓附近壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速確定。

3.1 環(huán)境溫度對(duì)不同策略下最優(yōu)排壓的影響

對(duì)表2 運(yùn)行工況的仿真模型結(jié)果進(jìn)行整理，研究環(huán)境溫度對(duì)最優(yōu)排壓的影響。環(huán)境溫度的選擇參考美國(guó)汽車(chē)工程師學(xué)會(huì)（Society of Automotive Engineers，SAE）標(biāo)準(zhǔn)，選擇-10、-5、0、5、10 ℃這5 個(gè)環(huán)境溫度，其對(duì)應(yīng)的定轉(zhuǎn)速控制轉(zhuǎn)速分別為 4 300、3 400、2 700、2 150、1 700 r/min。如圖7 所示，隨著環(huán)境溫度的增加，熱泵系統(tǒng)的COP 逐漸增大。其他工況條件下變環(huán)境溫度時(shí)最優(yōu)排壓變化趨勢(shì)相同。

圖7 風(fēng)量345 m3/h，送風(fēng)溫度46 ℃變環(huán)境溫度及對(duì)應(yīng)定轉(zhuǎn)速控制COP 變化

由圖7 可知：隨環(huán)境溫度增加系統(tǒng)COP 整體上升。最優(yōu)排壓隨環(huán)境溫度增加而增大，主要原因可能為環(huán)境溫度較低時(shí)換熱器換熱較好，氣冷出口溫度達(dá)到最佳，無(wú)需較高的壓力增強(qiáng)換熱器的換熱情況。在環(huán)境溫度較高時(shí)，室內(nèi)換熱器相較于環(huán)境溫度較低時(shí)其換熱較差，氣冷出口溫度可通過(guò)提高高壓使COP 提升。

同時(shí)可知：在定轉(zhuǎn)速控制方式下，COP 隨排壓升高而降低，沒(méi)有最優(yōu)排壓。其主要原因是在定轉(zhuǎn)速條件下，系統(tǒng)的制熱量以及壓縮機(jī)功耗均隨排氣壓力增加而增加，但制熱量增加較小導(dǎo)致系統(tǒng)COP 隨排氣壓力增大而減小，即在此情況下不存在最優(yōu)排壓。究其根本，主要是在定轉(zhuǎn)速控制邏輯下高壓增大時(shí)低壓變化較小，導(dǎo)致流量變化較小，氣冷出口雖有一定的溫度變化但相對(duì)于定制熱量條件下高壓升高時(shí)伴有壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速降低來(lái)說(shuō)其氣冷出口溫度變化較小，氣冷出口的溫度滑移隨排壓變化小即排壓增大系統(tǒng)制熱量增加較小，系統(tǒng)COP 隨高壓增大持續(xù)降低。

在定風(fēng)量及送風(fēng)溫度時(shí)，環(huán)境溫度為-10 ℃時(shí)系統(tǒng)的最優(yōu)排壓較低，為8.3 MPa，而隨著環(huán)境溫度增加，系統(tǒng)的最優(yōu)排壓隨環(huán)境溫度近乎線性增加，在環(huán)境溫度增大到10 ℃時(shí)系統(tǒng)最優(yōu)排壓增加至9.1 MPa，較環(huán)境溫度為-10 ℃時(shí)增加了9.64 %?？煽闯龆ㄖ茻崃靠缗R界CO2熱泵系統(tǒng)的最優(yōu)排壓控制需要根據(jù)環(huán)境溫度進(jìn)行一定的調(diào)節(jié)。

3.2 室內(nèi)風(fēng)量對(duì)不同策略下最優(yōu)排壓的影響

仿真結(jié)果整理后可得到各種環(huán)境溫度、送風(fēng)溫度下變風(fēng)量對(duì)系統(tǒng)COP 的影響。室內(nèi)風(fēng)量設(shè)置為240、275、310、345、380、420 m3/h。以環(huán)境溫度為0 ℃，送風(fēng)溫度46 ℃為例。由于定轉(zhuǎn)速時(shí)不存在最優(yōu)排壓，在圖中只畫(huà)出與定送風(fēng)及與風(fēng)量420 m3/h 相對(duì)應(yīng)定轉(zhuǎn)速3 400 r min-1結(jié)果，如圖8 所示。

圖8 環(huán)境溫度0 ℃，送風(fēng)溫度46 ℃不同風(fēng)量COP 變化

由圖8 可知：在定風(fēng)量、送風(fēng)溫度，不同風(fēng)量下系統(tǒng)COP 與不同環(huán)境溫度相比其差值較??；隨風(fēng)量增大，系統(tǒng)最優(yōu)排壓逐漸增大。其原因在于風(fēng)量增大，送風(fēng)溫度不變，故在風(fēng)量增大同時(shí)制冷劑流量增大，換熱器換熱在兩條件共同作用下變差，在定環(huán)境溫度條件下最優(yōu)排壓增大。在系統(tǒng)風(fēng)量變化時(shí)情況較為復(fù)雜，從風(fēng)側(cè)著手分析，增大風(fēng)量，進(jìn)出風(fēng)溫度不變，系統(tǒng)制熱量增加；制熱量增加勢(shì)必導(dǎo)致制冷劑流量需求提升，由于送風(fēng)溫度一定，大制熱量條件下氣冷換熱較小制熱量條件下差，故在風(fēng)量較大時(shí)需要更大的排壓才能使氣冷換熱達(dá)到相對(duì)較好的程度，即氣冷出口溫度滑移導(dǎo)致的單位制熱量增加較大，使得系統(tǒng)COP 達(dá)到最優(yōu)。

風(fēng)量240 m3/h 時(shí)最優(yōu)排壓8.4 MPa，風(fēng)量420 m3/h時(shí)風(fēng)量增大至8.9 MPa，最優(yōu)排壓增大了5.95 %。在圖中還可看出隨風(fēng)量增大系統(tǒng)最優(yōu)排壓對(duì)應(yīng)的COP 先上升后下降，存在最優(yōu)風(fēng)量使系統(tǒng)COP 最大。而在定轉(zhuǎn)速控制下系統(tǒng)COP 隨排壓增大而逐漸減小，不存在最優(yōu)排壓?？煽闯隹缗R界CO2熱泵系統(tǒng)在定制熱量條件下其最優(yōu)運(yùn)行壓力需要根據(jù)給定的風(fēng)量進(jìn)行調(diào)節(jié)，具體關(guān)系如上所述，而定轉(zhuǎn)速下難以指定一定的控制邏輯使其運(yùn)行在最優(yōu)狀態(tài)。

3.3 送風(fēng)溫度對(duì)不同策略下最優(yōu)排壓的影響

參考 SAE 標(biāo)準(zhǔn)中送風(fēng)溫度在40～50 ℃之間，本文選擇送風(fēng)溫度θout=42、44、46、48、50 ℃。對(duì)仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行整理得到環(huán)境溫度0 ℃，風(fēng)量420 m3/min上述送風(fēng)溫度對(duì)應(yīng)定轉(zhuǎn)速(n)控制轉(zhuǎn)速分別為3 100、3 250、3 400、3 550、3 700 r/min。系統(tǒng)COP 變化曲線如圖9 所示。

圖9 風(fēng)量420 m3/h，環(huán)境溫度0 ℃變送風(fēng)溫度及相應(yīng)定轉(zhuǎn)速控制系統(tǒng)COP

由圖9 可知：在定送風(fēng)溫度控制下，隨送風(fēng)溫度升高系統(tǒng)COP 整體下降。同時(shí)在定風(fēng)量及環(huán)境溫度時(shí)，系統(tǒng)最優(yōu)排壓隨送風(fēng)溫度增加近乎線性增加，其原因主要為由于室內(nèi)風(fēng)量不變，送風(fēng)溫度增加使系統(tǒng)的制熱量需求增加，故若在排壓下系統(tǒng)的制冷劑流量一定會(huì)增加，室內(nèi)風(fēng)量不變，制冷劑側(cè)流量增加導(dǎo)致室內(nèi)換熱器換熱變差，同理，需要更大的排壓才能使氣冷換熱達(dá)到相對(duì)較好的程度，即氣冷出口溫度滑移導(dǎo)致的單位制熱量增加較大，使得系統(tǒng)COP 達(dá)到最優(yōu)。故最優(yōu)排壓隨送風(fēng)溫度增加而增大。

在送風(fēng)溫度為42 ℃時(shí)系統(tǒng)最優(yōu)排壓為8.4 MPa，送風(fēng)溫度增加至50 ℃時(shí)最優(yōu)排壓增大至9.5 MPa，最優(yōu)排壓增大了13.09 %。同樣的，采用定轉(zhuǎn)速控制時(shí)沒(méi)有最優(yōu)排壓。可看出跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)在定制熱量條件下其最優(yōu)運(yùn)行壓力需要根據(jù)給定的送風(fēng)溫度進(jìn)行調(diào)節(jié)，具體關(guān)系如上所述。

3.4 定送風(fēng)溫度控制下不同因素對(duì)最優(yōu)排壓影響

綜合上述分析可知室內(nèi)風(fēng)量、環(huán)境溫度、送風(fēng)溫度均對(duì)定送風(fēng)溫度控制系統(tǒng)的最優(yōu)排壓均有一定程度的影響，這里對(duì)其影響程度進(jìn)行分析。不同環(huán)境溫度、送風(fēng)溫度、風(fēng)量對(duì)應(yīng)的最優(yōu)排壓如圖10 所示，這樣可以更加直觀體現(xiàn)3 個(gè)量對(duì)最優(yōu)排壓的影響。

由圖10 可知：出風(fēng)溫度對(duì)最優(yōu)排壓影響最大，環(huán)境溫度次之，風(fēng)量對(duì)最優(yōu)排壓影響最小。根據(jù)上面的分析，送風(fēng)溫度增大8℃，最優(yōu)排壓增大了13.09 %；環(huán)境溫度增加20 ℃，最優(yōu)排壓增大了9.64 %；風(fēng)量增大180 m3/h，最優(yōu)排壓增大了5.95 %。綜上所述，在本文研究范圍中，送風(fēng)溫度對(duì)最優(yōu)排壓影響最大，環(huán)境溫度次之，風(fēng)量對(duì)最優(yōu)排壓的影響最小。

圖10 不同因素對(duì)定送風(fēng)控制下最優(yōu)排壓的影響

3.5 定送風(fēng)溫度控制下最優(yōu)排壓經(jīng)驗(yàn)公式

根據(jù)模擬數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)在采用定送風(fēng)溫度控制時(shí)最優(yōu)排風(fēng)壓力（pout）與送風(fēng)溫度(θout)、環(huán)境溫度(θam,out)、室內(nèi)風(fēng)量 (qV)都近似為線性關(guān)系，故可將這3 項(xiàng)作為自變量使用正規(guī)方程法擬合出最優(yōu)排壓(pout)關(guān)聯(lián)式如下：

式 (6)的適用工況為：-10 ≤θout/℃≤10；40 ≤θair,out/℃≤50；240 ≤qV/(m3·h-1)≤420 。最大偏差為2%，平均偏差為0.57%，擬合關(guān)聯(lián)式與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合較好。

4 結(jié)論

在傳統(tǒng)的定轉(zhuǎn)速控制邏輯下，系統(tǒng)的制冷性能指數(shù)COP 隨排氣壓力增加而減小。其主要原因?yàn)楸疚囊?guī)定的定轉(zhuǎn)速條件隨壓力變化系統(tǒng)流量變化較小，氣冷出口溫度隨排壓升高下降不大，在跨臨界區(qū)不存在最優(yōu)排壓，這種控制在實(shí)際車(chē)輛運(yùn)行中也較難找到符合其最優(yōu)特性的控制邏輯與之相配。而定送風(fēng)溫度條件下，由于制熱量一定，不同排壓制冷劑流量相差較多，不同排壓下氣冷出口溫度有較大的滑移，導(dǎo)致了最優(yōu)排壓的出現(xiàn)。本文探究了最優(yōu)排壓與幾個(gè)重要因素的關(guān)系，對(duì)后續(xù)控制方式有一定的指導(dǎo)意義。

定送風(fēng)溫度條件下汽車(chē)跨臨界CO2熱泵系統(tǒng)的最優(yōu)排壓隨環(huán)境溫度、送風(fēng)溫度、室內(nèi)風(fēng)量增大而近乎線性增大。在本文研究的工況范圍內(nèi)，由于送風(fēng)溫度影響最優(yōu)排壓變化了13.09%；由于環(huán)境溫度影響最優(yōu)排壓變化了9.64%；由于風(fēng)量影響最優(yōu)排壓變化了5.95%。最后提出了基于仿真數(shù)據(jù)的最優(yōu)排壓關(guān)聯(lián)式。