電子膨脹閥過熱度設定值對車用熱泵系統(tǒng)制熱性能的影響

蘇之勇，寇景康，李海軍，崔四齊，翟俊杰

（中原工學院 能源與環(huán)境學院，鄭州 450007）

0 引言

近年來，能源安全、環(huán)境污染等問題日益嚴重，而純電動客車具有節(jié)能減排的優(yōu)點，因此得到了國家重點支持和優(yōu)先發(fā)展。熱泵系統(tǒng)作為純電動客車主要耗電設備，嚴重制約了整車的安全可靠性、續(xù)航里程和應用范圍［1-5］。電動客車熱泵系統(tǒng)常年在大溫區(qū)環(huán)境下運行，尤其系統(tǒng)在低溫環(huán)境下運行時，不僅能效比嚴重衰減，還存在壓縮機排氣溫度及排氣壓力過高等安全問題［6］。電子膨脹閥作為熱泵系統(tǒng)主要調節(jié)閥件，具有控制精度高、調節(jié)流量范圍大、反應速度快及允許負荷變化大等優(yōu)點。通過控制電子膨脹閥的過熱度設定值，調節(jié)了膨脹閥的開度，同時進一步有效調節(jié)系統(tǒng)制冷劑質量流量，從而達到匹配工況，提高系統(tǒng)的制熱性能和平穩(wěn)性［7］。因此，研究熱泵系統(tǒng)電子膨脹閥的調節(jié)特性和控制策略具有重要的意義。

針對上述問題，眾多專家學者對此進行了大量研究。CHOI等［8］分別研究了電子膨脹閥和毛細管對熱泵系統(tǒng)制熱性能影響，發(fā)現(xiàn)利用電子膨脹閥的反饋調節(jié)可精準控制過熱度，有效提升熱泵制熱性能系數(shù)。WANG等［9］研究了低溫工況下電子膨脹閥對電動汽車CO2熱泵系統(tǒng)制熱性能的影響，指出了電子膨脹閥開度需通過壓縮機排氣溫度及過熱度綜合控制，合理的開度是保證系統(tǒng)具備高效綜合性能的重點。BEGHI等［10］研究了電子膨脹閥的調節(jié)特性，最終建立了熱泵系統(tǒng)過熱度控制知識庫和控制規(guī)則。潘樂燕等［11］試驗研究了電子膨脹閥對熱泵系統(tǒng)融霜特性的影響，發(fā)現(xiàn)較大閥口直徑電子膨脹閥前期化霜效果較好。李玉春等［12］對帶補氣的熱泵系統(tǒng)電子膨脹閥運行規(guī)律進行了試驗研究，發(fā)現(xiàn)最佳組合開度中主閥開度隨著進水溫度的上升而下降，隨著環(huán)境溫度的上升而上升，而輔閥開度則相反。章曉龍等［13］試驗研究了電子膨脹閥對蒸發(fā)器過熱度穩(wěn)定性的影響，最終得出了電子膨脹閥的最小穩(wěn)態(tài)過熱度曲線。秦海杰等［14］對CO2熱泵系統(tǒng)膨脹閥控制策略進行了研究，發(fā)現(xiàn)相比于膨脹閥常規(guī)的過熱度控制方法，通過排氣溫度來控制膨脹閥的開度更為穩(wěn)定、有效。李衛(wèi)國等［15］對使用電子膨脹閥的熱泵系統(tǒng)動態(tài)性能進行了試驗研究，結果表明，在加熱過程初期，設置電子膨脹閥為大開度可提高系統(tǒng)性能和制熱量，但在加熱后期恰恰相反。嚴瑞東等［16］通過電子膨脹閥對蒸發(fā)器出口過熱度進行控制，研究蒸發(fā)器出口過熱度對于汽車空調性能、COP等參數(shù)的影響，結果表明蒸發(fā)器能力隨蒸發(fā)器出口過熱度的減小而增大。

為進一步探究電子膨脹閥在電動客車熱泵系統(tǒng)中的運行規(guī)律，根據(jù)電動客車熱泵系統(tǒng)運行工況多變、排氣溫度較高等特點，課題組搭建了基于R410A的中壓補氣型電動客車熱泵空調試驗臺；在超低溫工況-10 ℃下，通過改變主路電子膨脹閥和補路電子膨脹閥的過熱度設定值，分析膨脹閥過熱度設定值對系統(tǒng)排氣溫度、制熱量、壓縮機功率及COP的影響，從而為后續(xù)產(chǎn)品性能優(yōu)化提供試驗數(shù)據(jù)參考。

1 試驗系統(tǒng)

1.1 系統(tǒng)循環(huán)原理

車用熱泵系統(tǒng)原理如圖1所示。該系統(tǒng)由電動壓縮機、車外換熱器、車內(nèi)換熱器、主路膨脹閥、補路膨脹閥、經(jīng)濟器、儲液器、干燥過濾器、氣液分離器、四通換向閥、電磁閥及單向閥等組成。系統(tǒng)的工作原理為：電動壓縮機排出的高溫高壓制冷劑蒸汽經(jīng)車內(nèi)冷凝器冷凝，在經(jīng)濟器后流至兩支回路，一支回路流經(jīng)主路膨脹閥、車外蒸發(fā)器、氣液分離器后進入壓縮機；另一支回路通過補路膨脹閥節(jié)流后再次流經(jīng)經(jīng)濟器，最后進入中壓補氣口與壓縮到中間壓力的主路制冷劑匯合，最后匯合后的制冷劑被壓縮排出，完成一個完整的中壓補氣制熱循環(huán)。

圖1 車用熱泵系統(tǒng)原理Fig.1 Schematic diagram of vehicle heat pump system

1.2 中壓補氣原理

中壓補氣原理理論循環(huán)如圖2所示。高溫高壓制冷劑蒸汽經(jīng)車內(nèi)冷凝器中放熱冷凝至狀態(tài)點5分為2支回路，1支回路流經(jīng)補路膨脹閥節(jié)流至狀態(tài)點6經(jīng)過中間板式換熱器與另1支主路制冷劑實現(xiàn)換熱變?yōu)闋顟B(tài)點7；而主路制冷劑被再冷卻至狀態(tài)點3，經(jīng)主路電子膨脹閥節(jié)流至狀態(tài)點4，進入蒸發(fā)器蒸發(fā)吸熱至狀態(tài)點1，再從吸氣口進入壓縮機被初步壓縮至狀態(tài)點9，在中壓補氣口與處在狀態(tài)點7的補路制冷劑混氣變?yōu)闋顟B(tài)點8，繼續(xù)被再次壓縮至狀態(tài)點2'，排出壓縮機完成中壓補氣循環(huán)。通過經(jīng)濟器的設置，導致蒸發(fā)器進出口焓差增大，即由原來的（h1-h6'）增加為（h1-h4），進而系統(tǒng)蒸發(fā)器制冷能力加強。

圖2 中壓補氣理論循環(huán)Fig.2 Theoretical cycle diagram of medium pressure air supply

理論計算公式如下。

（1）蒸發(fā)器制冷量：

式中 Qc——蒸發(fā)器制熱量，kW；

m1——主路制冷劑質量流量，kg/s；

h4——制冷劑在蒸發(fā)器進口的焓，kJ/kg；

h1——制冷劑在蒸發(fā)器出口的焓，kJ/kg。

（2）經(jīng)濟器換熱量：

式中 Qe——經(jīng)濟器換熱量，kW；

m2——補路制冷劑質量流量，kg/s；

h7——制冷劑在經(jīng)濟器出口的焓，kJ/kg；

h6——制冷劑在經(jīng)濟器進口的焓，kJ/kg。

（3）冷凝器制熱量：

式中 Qh——冷凝器制熱量，kW；

h2'——制冷劑在冷凝器進口的焓，kJ/kg；

h3——制冷劑在冷凝器出口的焓，kJ/kg。

（4）壓縮機功耗：

式中 W ——壓縮機的功率，kW；

h9—— 補氣閥打開前壓縮腔內(nèi)低壓級壓縮的焓，kJ/kg；

h8—— 補氣閥打開后補路制冷劑與壓縮腔內(nèi)制冷劑混氣后的焓，kJ/kg。

（5）補氣相對量：

式中 Rm——補氣相對量，kg/kg。

（6）補氣壓力比：

式中 Rp——補氣壓力比；

R2'——壓縮機排氣壓力，kPa；

P8—— 補氣閥打開制冷劑混氣后的壓力，kPa；

P1——壓縮機吸氣壓力，kPa。

（7）系統(tǒng)制冷性能系數(shù)：

2 試驗過程

2.1 試驗裝置

在焓差試驗室內(nèi)搭建本試驗臺，利用空氣焓差法對車用熱泵系統(tǒng)進行性能測試。試驗中使用的壓縮機為全封閉直流變頻渦旋壓縮機，排量 42.3 mL/r，轉速 2 000～6 000 r/min；車內(nèi)外換熱器均選用平行流微通道換熱器，外形尺寸2 100 mm×608 mm×36 mm，單排兩流程；車內(nèi)換熱器風機選用了低噪音的離心風機，外形尺寸1 890 mm×630 mm×36 mm，單排兩流程；車外換熱器風機選用了可雙向運轉的軸流式風機。本試驗通過設置在蒸發(fā)器出口及壓縮機排氣口的溫度傳感器和壓力傳感器來采集過熱度信號，采用反饋調節(jié)來控制膨脹閥的開度。試驗過程中，車內(nèi)外側環(huán)境溫濕度以及各測點的制冷劑狀態(tài)穩(wěn)定后，進行試驗數(shù)據(jù)的讀取和保存，再通過驅動器準確調整蒸發(fā)器出口與壓縮機排氣口的過熱度，待穩(wěn)定后繼續(xù)讀取和采集試驗數(shù)據(jù)，直至完成整個試驗過程。

2.2 試驗工況

結合GB/T 21361—2017《汽車用空調器》 和QC/T 657—2000《汽車空調制冷裝置試驗方法》選取試驗工況，見表1。根據(jù)制冷劑充注量試驗確定系統(tǒng)制冷劑R410A最佳充注量為10.81 kg，壓縮機轉速采用4 000 r/min。

表1 系統(tǒng)測試工況Tab.1 System test conditions ℃

3 結果分析

3.1 主閥過熱度設定值對系統(tǒng)制熱性能影響

圖3示出了主閥過熱度設定值對壓縮機排氣溫度、系統(tǒng)制熱量的影響，由圖3可看出，當主閥過熱度設定值分別為 1，3，5，7，9 ℃時，壓縮機排氣溫度分別為 89.6，93.4，97.2，99.2，105.1 ℃。這是因為，隨著主閥過熱度設定值的增加，主閥開度減小，蒸發(fā)壓力下降，蒸發(fā)溫度隨之降低，蒸發(fā)器出口溫度升高，冷凝壓力也隨之下降，但蒸發(fā)壓力下降對壓縮比影響更大，故壓縮比增大，壓縮機吸氣比容增大，造成壓縮機排氣口制冷劑過熱度升高，壓縮機排氣溫度升高。

圖3 主閥過熱度設定值對壓縮機排氣溫度、制熱量的影響Fig.3 Effect of superheat set value of main valve on exhaust temperature of compressor and heating capacity

由圖3還可看出，主閥過熱度設定值從1 ℃升高到9 ℃時，系統(tǒng)制熱量從9.98 kW降低至8.56 kW，降低了14.2%。這是因為主閥過熱度設定值較大時，主閥開度減小，蒸發(fā)器出口溫度升高，從而出口流體的比體積增大，對于同一臺定排量壓縮機，系統(tǒng)制冷劑循環(huán)量隨之減少，造成系統(tǒng)制熱量降低。

圖4示出了主閥過熱度設定值對系統(tǒng)壓縮機功率及COP的影響。由圖中可看出，主閥過熱度設定值從1 ℃升高到9 ℃時，系統(tǒng)壓縮機功率從3.86 kW降低至3.09 kW，降低了20.0%。這是因為，主閥過熱度設定值較大時，主閥開度減小，蒸發(fā)器出口溫度升高，從而出口流體的比體積增大，對于同一臺定排量壓縮機，系統(tǒng)制冷劑循環(huán)量隨之減少，造成壓縮機功率降低。

圖4 主閥過熱度設定值對壓縮機功率、COP的影響Fig.4 Effect of superheat set value of main valve on compressor power and COP

由圖4還可看出，當主閥過熱度設定值從1 ℃升高到5 ℃時，系統(tǒng)COP從2.58增加至2.81，增加了8.9%，COP達到最大值2.81；當主閥過熱度設定值從5 ℃升高到9 ℃時，系統(tǒng)COP從2.81降低至2.74，降低了2.5%。這是因為在主閥過熱度設定值增加的前期，系統(tǒng)制熱量與功率均降低，COP為二者的比值，但此時系統(tǒng)功耗減小對COP影響更大，造成COP升高；隨著主閥過熱度設定值的持續(xù)升高，系統(tǒng)制熱量與功率均降低，但此時系統(tǒng)制熱量減小對COP影響更大，造成COP降低。因此，當主閥過熱度設定值為5 ℃時，系統(tǒng)COP達到最佳值。

3.2 補閥過熱度設定值對系統(tǒng)制熱性能影響

圖5示出了補閥過熱度設定值對壓縮機排氣溫度、制熱量的影響的影響，由圖中可看出，當補閥過熱度設定值分別為 10，15，20，25，30 ℃時，壓縮機排氣溫度分別為 71.28，74.98，81.29，86.34，89.51 ℃。這是因為，當補閥過熱度設定值較小時，補閥開度增大，系統(tǒng)壓縮機補氣量較大，通過經(jīng)濟器補入的中溫中壓制冷劑氣體，冷卻了壓縮機中間壓縮腔中的主路循環(huán)氣體，使得壓縮機的最終排氣溫度降低，保證了系統(tǒng)平穩(wěn)運行。

圖5 補閥過熱度設定值對壓縮機排氣溫度、制熱量的影響Fig.5 Effect of superheat set value of make-up valve on exhaust temperature of compressor and heating capacity

由圖5還可看出，當主閥過熱度設定值從10 ℃升高到30 ℃時，系統(tǒng)制熱量從11.98 kW降低至9.22 kW，降低了23.0%。這是因為，隨著補閥過熱度設定值的減小，補閥開度增大，系統(tǒng)壓縮機補氣量較大，此時排氣壓力也升高，壓比增大，壓縮機吸氣量增多，增加了壓縮機的排氣質量流量，因此增加了壓縮機功耗；同時由于增加了主路膨脹閥前的過冷度，提高了車外蒸發(fā)器的進出口焓差，因此提高了系統(tǒng)的制冷量，根據(jù)制熱量等于制冷量與壓縮機功率之和，所以系統(tǒng)冷凝器制熱量有所提高。

圖6示出了補閥過熱度設定值對壓縮機功率、COP的影響，從圖中可看出，當主閥過熱度設定值從10 ℃升高到30 ℃時，系統(tǒng)壓縮機功率從4.65 kW降低至3.29 kW，降低了29.2%。這是因為，隨著補閥過熱度設定值的減小，補閥開度增大，系統(tǒng)壓縮機補氣量較大，此時排氣壓力也升高，壓比增大，壓縮機吸氣量增多，增加了壓縮機的排氣質量流量，因此增加了壓縮機功耗。

圖6 補閥過熱度設定值對壓縮機功率、COP的影響Fig.6 Effect of superheat set value of make-up valve on compressor power and COP

由圖6還可看出，當補閥過熱度設定值從10 ℃升高到20 ℃時，系統(tǒng)制熱量與功耗均降低，COP為二者的比值，此時系統(tǒng)功耗減小對COP影響更大，造成COP升高；系統(tǒng)COP從2.57增加至2.91，增加了13.2%。當補閥過熱度設定值從20 ℃升高到30 ℃時，系統(tǒng)制熱量與功耗均降低，此時系統(tǒng)制熱量減小對COP影響更大，造成COP降低；系統(tǒng)COP從2.91降低至2.8，降低了3.8%。因此，當主閥過熱度設定值為5 ℃，補閥過熱度設定值為20 ℃時，系統(tǒng)制熱性能達到最佳。

4 結論

（1）當主閥過熱度設定值從1 ℃升高到9 ℃時，壓縮機排氣溫度隨之升高，系統(tǒng)制熱量降低了14.2%，壓縮機功率降低了20.0%，系統(tǒng)COP先升高后降低，且在主閥過熱度設定值5 ℃時，系統(tǒng)COP達到最大值2.81。

（2）當補閥過熱度設定值從10 ℃升高到30 ℃時，壓縮機排氣溫度隨之升高，系統(tǒng)制熱量降低了23.0%，壓縮機功率降低了29.2%，系統(tǒng)COP先升高后降低，且在補閥過熱度設定值20K時，系統(tǒng)COP達到最大值2.91。

（3）通過調節(jié)膨脹閥過熱度設定值可有效改善系統(tǒng)制熱性能，當主閥過熱度設定值為5 ℃，補閥過熱度設定值為20 ℃時，系統(tǒng)制熱性能達到最佳。