熱泵型熱管理系統(tǒng)整車制冷劑充注量標定方法研究

潘樂燕 ，王天英 ，牛鳳仙，施駿業(yè)，張耘，李萬勇，陳江平*

（1-上海交通大學機械與動力工程學院，上海 200020；2-上汽集團技術中心，上海 201800）

0 引言

隨著現(xiàn)代經(jīng)濟社會的發(fā)展，汽車已經(jīng)成為日常生活不可或缺的一種事物，為人們的生活帶來極大的便利。數(shù)據(jù)顯示，2019年我國機動車保有量達3.48億輛，汽車保有量達2.6億輛[1]。與此同時，在我國與汽車直接相關的石油消費量也在日益增加。根據(jù)國家統(tǒng)計局公布的數(shù)據(jù)，自1993年我國成為石油凈進口國以來，我國石油對外依存度持續(xù)提高，在2015年已超過60%[2]。在石油進口依存度過高和高排放帶來的環(huán)境問題形勢下，電動汽車應運而生。純電動汽車可以完全依靠電能驅(qū)動，無耗油和無尾氣污染，在全球范圍內(nèi)保有量迅速上升[3]。

電動汽車與傳統(tǒng)燃油汽車相比，取消了發(fā)動機，其空調(diào)系統(tǒng)在低溫時無法利用發(fā)動機冷卻液的余熱[4]。故而純電動汽車的空調(diào)系統(tǒng)必須采用其他方式來加熱空氣?，F(xiàn)在常用利用正溫度系數(shù)熱敏電阻（Positive Temperature Coefficient，PTC）電加熱的方式在低溫時為整車供熱，這樣的加熱方式具有結構簡單和控制方便的優(yōu)點[5]。但PTC加熱同樣具有加熱量小、制熱電效率低（制熱量與耗電量之比小于1）的問題。吳瑋等[6]在某采用PTC加熱的電動汽車上進行測試，結果表明采用PTC電加熱器時行駛里程降低32.5%以上。熱泵是一種高效的制熱方式，其工作原理是采用蒸氣壓縮式循環(huán)，通過壓縮機做功實現(xiàn)外界熱量到目標環(huán)境的轉(zhuǎn)移[7]。熱泵系統(tǒng)在冬季制熱工況下性能系數(shù)（Coefficient of Performance，COP）可達2～4，能效比PTC加熱方式提升數(shù)倍[8]。韓南奎等[9]利用余熱回收型熱泵系統(tǒng)使車輛續(xù)航里程相較于傳統(tǒng)PTC提升13%～15%。MEYER等[10]把車用空調(diào)改造成使用R134a的熱泵，并測量了車內(nèi)溫度曲線，結果表明熱泵系統(tǒng)在取暖的性能上更具優(yōu)勢。熱泵系統(tǒng)被認為是解決電動汽車冬季采暖問題的有效途徑之一[11]。

與傳統(tǒng)的單冷型汽車空調(diào)系統(tǒng)相比，電動汽車熱泵型熱管理系統(tǒng)需要兼顧乘員艙、電池和電子電器的綜合熱管理[12]，存在單乘員艙制冷、乘員艙制冷加電池冷卻、乘員艙加熱加電池冷卻、單電池冷卻、除濕循環(huán)和除霜循環(huán)等多種回路及運行模式，系統(tǒng)制冷劑加注量需兼顧各種運行模式下熱泵可以正常高效工作。在多種運行模式下，制冷劑回路區(qū)別很大，系統(tǒng)內(nèi)容積變化巨大，需要有足夠的儲液罐容積進行運行充注量調(diào)節(jié)，因此，初始充注量的確定顯得尤為重要[13]。劉杰等[14]和周光輝等[15]的研究表明，制冷劑充注不足會導致壓縮機的吸排氣溫度過高，造成過熱度過大；制冷劑充注過多會導致排氣壓力過高，甚至破壞系統(tǒng)。方繼華等[16]建立了R134a充注量計算模型對帶微通道平行流蒸發(fā)器以及冷凝器的電動汽車空調(diào)系統(tǒng)進行了性能研究，并且通過實驗驗證了模型的精確性。張振宇等[17]對帶噴射器的CO2系統(tǒng)充注量進行了研究。HWANG等[18]利用一種混合型深度神經(jīng)網(wǎng)絡模型對熱泵系統(tǒng)的制冷劑充注量進行模擬，實驗證實此模型的準確率達93%。

綜上所述，電動汽車熱泵熱管理系統(tǒng)在新能源汽車行業(yè)占據(jù)越來越重要的地位，研究合適的制冷劑充注量對電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的高效穩(wěn)定運行具有重要的意義[19]。但是目前尚未形成整車級熱泵系統(tǒng)制冷劑加注量的相關實驗方法和判斷標準。

本文主要對國內(nèi)某電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的充注量進行詳細探討及研究，基于實車管路臺架對熱泵系統(tǒng)在制冷和制熱模型下的制冷劑充注范圍，最后得出整車系統(tǒng)的最佳充注范圍，為新能源汽車的發(fā)展推廣打好理論基礎。

1 實驗臺架

1.1 實驗對象

本文的研究對象為某電動汽車的空調(diào)熱泵系統(tǒng)[20]。實驗根據(jù)實車的熱泵系統(tǒng)搭建了空調(diào)熱泵系統(tǒng)，實驗臺架結構如圖1所示。

圖1 系統(tǒng)實驗臺架結構

系統(tǒng)內(nèi)充注R134a制冷劑。實驗臺架基于焓差法的原理搭建，主要分為室外控制單元和室內(nèi)空調(diào)系統(tǒng)。兩個隔熱環(huán)境室的溫濕度均由制冷和加熱機組進行比例-積分-微分（PID）精確控制。每個隔熱間均有風洞和離心風機為樣件送風，風洞內(nèi)部有噴嘴測量風量。壓縮機箱安置于室外換熱器室中，外部包圍有隔熱材料。實驗選用電動壓縮機，壓縮機的輸入功率由穩(wěn)壓電源電流和電壓計算得出。實驗臺中制冷劑側的溫度參數(shù)采用鉑電阻進行測量，制冷劑側壓力由壓阻式壓力傳感器測量。整個回路中的制冷劑流量由科里奧利流量計測量。

制冷模式下，制冷劑先從旁通閥9進入室外換熱器，從單向閥12離開后經(jīng)電磁膨脹閥7節(jié)流，由蒸發(fā)器提供冷量。制熱模式下，制冷劑從壓縮機進入室內(nèi)冷凝器給乘員艙提供所需熱量，再經(jīng)電子膨脹閥6進入室外換熱器，最后經(jīng)制熱閥10回到壓縮機。此外，在制冷模式下，從單向閥12出來的中溫高壓液態(tài)制冷劑經(jīng)膨脹閥8節(jié)流后進入電池冷卻器蒸發(fā)，從而冷卻動力電池。

1.2 實驗設備參數(shù)與測量誤差

本實驗所用的室外換熱器為帶有過冷段以及儲液干燥器的縱流式微通道換熱器。同時為解決制熱時的壓降問題，室外換熱器設計有制冷模式和制熱模式兩個出口。制冷模式下，制冷劑經(jīng)最后過冷段離開換熱器；在制熱模式下，制冷劑不經(jīng)過最后的過冷段和儲液干燥器而直接回到壓縮機，如圖2所示。

圖2 縱流式換熱器流程設計

此外，縱流式的扁管設計能夠加快換熱器的化霜速度，對比平行流換熱器更利于排水[21]。實驗臺架的測量精度誤差見表1，實驗樣件系統(tǒng)關鍵部件參數(shù)見表2。

表1 實驗設備測量精度

表2 實驗樣件規(guī)格參數(shù)

1.3 實驗工況

通過分析，為確定此熱泵空調(diào)系統(tǒng)的最佳充注量，需確定系統(tǒng)的最大運行充注量和最小運行充注量。最大運行充注量對應乘員艙制冷加電池冷卻運行模式，最小運行充注量對應乘員艙制熱運行模式，最終確定的充注量標定實驗工況如表3所示。實驗前對系統(tǒng)進行保壓，分別在制冷和制熱模式下監(jiān)測系統(tǒng)的吸排氣壓力、溫度及過冷過熱度。

表3 熱泵系統(tǒng)制冷劑加注工況

2 實驗結果及分析

2.1 制冷模式下系統(tǒng)溫度和壓力隨充注量的變化

圖3所示為制冷模式下系統(tǒng)中溫度和壓力參數(shù)隨充注量的變化。

圖3 制冷模式下系統(tǒng)溫度壓力變化

制冷模式下，隨著制冷劑充注量的不斷增加，壓縮機吸氣壓力一直保持在0.4 MPa附近，而排氣壓力在制冷劑充注量600～800 g上升較快，在1 050～1 150 g之前穩(wěn)定在1.95 MPa左右。但當充注量超過1 150 g后，排氣壓力開始升高，如圖3(a)所示。圖3(b)是吸氣溫度和蒸發(fā)器出口溫度隨制冷劑充注量的變化。隨著制冷劑充注量的增加，可以看出兩者的變化趨勢都是減小。同樣的，充注量在1 050～1 150 g時兩個溫度趨于穩(wěn)定，在1 150 g之后，吸氣溫度開始減小。

熱泵系統(tǒng)制冷模式加注量評估標準與傳統(tǒng)非熱泵空調(diào)系統(tǒng)相似，通過判斷冷凝器出口的過冷度以及空調(diào)系統(tǒng)的高壓的平臺確定最優(yōu)的制冷劑加注量。在圖3(c)中，系統(tǒng)加注量在930 g左右之后出現(xiàn)過冷度，隨著制冷劑逐漸增加，過冷度逐漸增大，在1 150 g左右時進入9 ℃的過冷度平臺，并在1 150 g時過冷度上升至10 ℃退出平臺。即制冷劑加注量平臺范圍為1 050～1 150 g，平臺寬度為100 g。最佳制冷劑加注量為2/3處對應制冷量，即制冷模式最佳加注量定義為1 100 g。

2.2 制熱模式下系統(tǒng)溫度和壓力隨充注量的變化

熱泵系統(tǒng)在制熱模式時，制冷劑自室內(nèi)冷凝器之后直接通過電子膨脹閥節(jié)流進入室外蒸發(fā)器，即冷凝器之后沒有儲液器。圖4所示為制熱模式的加注量實驗結果。由圖4可知，在制冷劑加注量加至800 g時，制冷劑回路中各關鍵參數(shù)均出現(xiàn)變化轉(zhuǎn)折點。圖4(b)中，壓縮機的吸氣溫度變化率出現(xiàn)明顯轉(zhuǎn)折點，800 g之前吸氣溫度下降較快，800 g之后吸氣溫度下降變緩，并且此時壓縮機排氣壓力上升至1.1 MPa，達到壓力平衡點。由圖4(c)可知，壓縮機排氣過熱度在充注量800 g之前下降較快，800 g之后排氣過熱度下降明顯變緩。當制冷劑加注至800 g時，室內(nèi)冷凝器出風溫度為39 ℃，已達到平衡點，說明熱泵制熱性能在此加注量下基本已達到最大值。因此800 g可以定義為制熱模式時的制冷劑加注量平臺的起點。

圖4 制熱模式下系統(tǒng)溫度壓力變化

制熱模式下，在找到制冷劑加注量平臺起點后，具體實驗過程中并沒有對熱泵系統(tǒng)持續(xù)充注制冷劑，而是通過氣液分離器中液體制冷劑情況對最大加注量進行計算。這樣避免了多次加注并需要等待系統(tǒng)達到穩(wěn)態(tài)后進行測量的繁瑣程序。再找到最大加注量后對充注量超過此數(shù)值的系統(tǒng)測量參數(shù)可以發(fā)現(xiàn)，排氣壓力、冷凝器出口溫度和排氣過熱度均有驟降，這也證明了計算的正確性。

隨著壓縮機入口過熱度的下降，在800 g加注量時室外蒸發(fā)器出口過熱度降至0 ℃，通過透明氣液分離器，實時觀察氣液分離器中的液體制冷劑情況，可以看出當制冷劑加注至750 g時，開始出現(xiàn)液體制冷劑，液體制冷劑的高度約5～10 mm左右，隨著制冷劑加注量的增多，氣液分離器的制冷劑液面也逐漸增大。理論上只要此模式下氣液分離器的液體液面不超過氣液分離器的吸入氣體的入口高度，制冷劑的加注量可以持續(xù)增加。

計算制熱模式時的最大制冷劑加注量：

式中，Wref-max為此模式下的最大允許加注量，g；Wmin為此模式下系統(tǒng)最小加注量，g；Vacc為氣液分離器內(nèi)的有效容積，dm3；ρref為液態(tài)制冷劑的密度，kg/dm3；Voil為該系統(tǒng)潤滑油加注量，dm3。

圖4中，當前模式下，系統(tǒng)最小加注量為750 g，實驗選擇的氣液分離器有效體積Vacc為0.96 dm3。本次實驗壓縮機加油量為370 mL。運行工況穩(wěn)定后，氣液分離器內(nèi)油液的高度51 mm，結合所選氣液分離器尺寸可知此時潤滑油所占體積為280 dm3，剩余有效體積為680 dm3。當前模式下壓縮機的吸氣壓力約0.17 MPa，查表可知ρref為1.35 kg/dm3。通過式(1)可估算制熱模式制冷劑加注平臺約920 g，則此模式制冷劑最大加注量為1 670 g。制熱工況加注量實驗時，氣液分離器的液面高度如圖5所示。

圖5 制熱加注過程氣液分離器液面

當制冷劑加注至750 g時，開始出現(xiàn)制冷劑液體，制冷劑加上潤滑油的液面總高度約56 mm，氣液分離器的液面高度如圖5(a)所示。繼續(xù)增加制冷劑，液面持續(xù)上升。當制冷劑加注至1 100 g時，制冷劑液面約95 mm，距離氣液分離器液面上限距離80 mm，氣液分離器的液面高度如圖5(b)所示。由此可以推測最大制冷劑加注量約為1 600 g。

綜上所述，當前制熱模式下制冷劑加注理論平臺為750 g至1 600 g，遠大于制冷模式下加注平臺1 050～1 150 g。故可按照制冷加注平臺定義當前系統(tǒng)的最優(yōu)加注量為1 100 g。

3 結論

本文研究了不同工況下電動汽車熱泵空調(diào)充注量，基于電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)實驗臺研究了不同設定工況下，制冷劑充注量對吸排氣壓力、過冷過熱度等系統(tǒng)關鍵參數(shù)的影響，確定了系統(tǒng)所需最小和最大制冷劑充注量的運行模式，實驗研究了制冷和制熱模式下充注量，得出如下結論：

1）制冷模式下，通過判斷冷凝器出口的過冷度以及空調(diào)系統(tǒng)的高壓平臺確定最優(yōu)的制冷劑加注量；對系統(tǒng)制冷劑加注量平臺進行測試，得到加注平臺為1 050～1 150 g，平臺寬度為100 g；最佳制冷劑加注量為2/3平臺處對應制冷量，即制冷模式最佳加注量定義為1 100 g；

2）制熱模式下，先測試出制冷劑加注量平臺的起點，再通過對氣液分離器中液體制冷劑情況進行分析計算得到最大加注量，通過測量計算得到制冷劑加注平臺為750～1 600 g；

3）通過實驗測試與理論計算，該電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱模式下制冷劑加注理論平臺為750～1 600 g，遠大于制冷模式下加注平臺1 050 g至1 150 g；故可按照制冷加注平臺定義當前系統(tǒng)的最優(yōu)加注量為1 100 g。