電動汽車低溫熱泵三角循環(huán)的性能及控制策略研究

戴恩乾 易豐收 穆景陽 劉旗

（1.空調(diào)國際（上海）有限公司，上海 201108；2.奧特佳新能源科技股份有限公司，南京 211111）

1 前言

電動汽車在冬季續(xù)駛里程衰減嚴重，除電池因素外，熱管理系統(tǒng)在低溫下效率低也是重要原因之一。 正溫度系數(shù)（Positive Temperature Coefficient，PTC）電加熱器具有發(fā)熱量高、升溫速率快、控制簡單等特點[1]，曾經(jīng)是應用最廣泛的制熱方式，但基于電-熱效率的原理，其采暖效率永遠小于100%，嚴重削減冬季的續(xù)駛里程，據(jù)美國汽車工程師學會（Society of Automotive Engineers，SAE）的研究，冬季采暖工況PTC 加熱器制熱約占整車能源消耗的33%[2]。熱泵可以將低品位熱能轉化為高品位熱能，獲得200%～300%的采暖效率，應用于電動汽車能夠大幅降低能耗，提高續(xù)駛里程[3]。但熱泵在低溫（＜-10 ℃）條件下制熱量不足，故目前在售車型基本均搭載熱泵系統(tǒng)，卻仍無法取消PTC 加熱器。

PTC 加熱器的替代路徑主要有性能系數(shù)（Coefficient of Performance，COP）＞1 的補氣增焓和COP＜1 的熱氣旁通2 種。補氣增焓技術可擴大熱泵系統(tǒng)的運行溫度區(qū)間，王超等[4]研究表明，補氣增焓技術在-15 ℃環(huán)境溫度下制熱量可提升約20%。劉旗等[5]開發(fā)了電動汽車用帶中間換熱器的補氣增焓熱泵空調(diào)系統(tǒng)，該系統(tǒng)可有效拓寬熱泵在低溫環(huán)境下的適用范圍，臺架測試結果表明，該系統(tǒng)制熱功耗降低了2 169 W，整車續(xù)駛里程提升了16.9%。劉明康等[6]驗證了補氣增焓熱泵在低溫下的制熱性能，-20 ℃時制熱量達到2.56 kW，COP 達到1.88。熱氣旁通是指制冷系統(tǒng)壓縮機排氣管和蒸發(fā)器與膨脹閥之間設置的旁通管路，已應用于家用、商用空調(diào)的除霜過程[7-8]。特斯拉（Tesla）[9]提出了一種含熱氣旁通支路的電動汽車熱泵系統(tǒng)，該支路直接連通壓縮機排氣管和吸氣管，能夠實現(xiàn)壓縮機電功制熱。

為將壓縮機電功轉化為熱量，以在整車熱管理中替代PTC 加熱器，本文提出一種三角循環(huán)，通過試驗研究其制熱性能，基于試驗數(shù)據(jù)建立可靠的仿真模型分析電子膨脹閥開度、進風溫度和進風風量對循環(huán)性能的影響，并提出全工況范圍內(nèi)的控制策略。

2 三角循環(huán)

2.1 循環(huán)構建

圖1 所示為三角循環(huán)的架構和壓焓圖，壓縮機出口的高溫高壓冷媒直接進入液冷冷凝器（Water Cooled Condenser，WCC），冷媒在WCC 內(nèi)加熱防凍液，自身成為兩相態(tài)流出WCC 進入電子膨脹閥（Electronic eXpansion Valve，EXV）等焓節(jié)流，成為飽和氣體后，經(jīng)過氣液分離器回到壓縮機，進行壓縮從而形成循環(huán)。與逆卡諾循環(huán)不同，三角循環(huán)沒有蒸發(fā)器，只有壓縮機、冷凝器、電子膨脹閥和氣液分離器；與熱氣旁通循環(huán)相比，三角循環(huán)不需要額外增加電子膨脹閥，結構更簡單，成本更低。本文采用二次換熱的架構，冷媒側的熱量通過WCC傳遞給防凍液，再通過防凍液傳遞給空氣側。

圖1 三角循環(huán)原理

系統(tǒng)工質(zhì)為R134a，壓縮機排量為45 cm3，最大轉速為12 000 r/min；WCC 為板式換熱器，板片有效尺寸為180 mm×70 mm，共72片，高度為91 mm，防凍液與冷媒逆流設計，冷媒側和防凍液側均為單流程；EXV 的制冷功率為12 kW，有效內(nèi)徑為2.6 mm；氣液分離器容積為150 mL；暖芯的迎風面積為145 mm×190 mm，單流程，36排扁管，扁管厚度為27 mm；水泵的功率為50 W。

由圖1b可知，液冷冷凝器內(nèi)冷媒從過熱態(tài)轉變?yōu)閮上鄳B(tài)，離開冷凝器時冷媒的干度由系統(tǒng)的吸氣壓力決定，吸氣壓力升高則等焓節(jié)流線向右移動，吸氣壓力降低則等焓節(jié)流線向左移動，壓縮機內(nèi)的狀態(tài)與帶氣液分離器的制冷系統(tǒng)類似。從壓焓圖上分析，三角循環(huán)對零部件有2個要求：冷凝器內(nèi)冷媒兩相段縮短；電子膨脹閥入口是兩相流，密度比飽和液體小，常用的3.5～7.0 kW 的EXV 無法滿足系統(tǒng)流量需求。因此，本文采用高效的板式換熱器作為液冷冷凝器。

2.2 理論計算模型

2.2.1 壓縮機

本文采用AHRI 10系數(shù)模型對壓縮機的性能進行擬合，系數(shù)參考文獻[10]。

2.2.2 電子膨脹閥

假設制冷劑流經(jīng)電子膨脹閥的過程為絕熱過程，制冷劑比焓維持不變，則電子膨脹閥的制冷劑質(zhì)量流量為：

其中：

式中，m為制冷劑質(zhì)量流量；CD為流量系數(shù)；A為EXV的流通截面積；ρin、ρout分別為EXV 進口、出口冷媒的密度；ΔP為閥前、后的壓差。

2.2.3 換熱器

本文建立了換熱器的分布參數(shù)模型，將換熱器劃分為若干個控制體，通過采用整體傳熱系數(shù)和牛頓冷卻定律對每個控制體進行建模：

式中，U為綜合傳熱系數(shù)；αhot、αcold分別為熱流體側和冷流體側的對流換熱系數(shù)；kw為導熱系數(shù)；δw為壁面厚度；Aspec為換熱面積；Aspec,hot、Aspec,cold分別為熱流體側和冷流體側的換熱面積。

模型的計算在AMESim 平臺上實現(xiàn)，圖2 所示為建立的仿真模型，本文的理論分析均基于此模型開展。

圖2 仿真模型

3 臺架測試

3.1 測試臺架與性能參數(shù)

由于三角循環(huán)結構簡單，本文借用間接式熱泵的臺架開展測試，包含壓縮機、WCC、水冷蒸發(fā)器、經(jīng)濟器、EXV，試驗中控制經(jīng)濟器的EXV 全程關閉，水冷蒸發(fā)器側不通入防凍液，使系統(tǒng)架構等效為三角循環(huán)，臺架實物如圖3 所示。測點布置如圖4 所示：防凍液循環(huán)側，在WCC 的進、出口布置溫度傳感器和流量計；冷媒循環(huán)側，在壓縮機吸氣口布置低壓溫度壓力傳感器，排氣口布置高壓溫度壓力傳感器，WCC 出口布置高壓溫度壓力傳感器。

圖3 臺架實物

圖4 測點設置

制冷制熱量和COP 是熱泵系統(tǒng)最重要的性能參數(shù)，但三角循環(huán)的原理是將壓縮機的功耗轉化為熱能，COP 恒小于1，因此，本文不關注COP，只討論制熱量Qh：

式中，Cp為體積分數(shù)為50%的乙二醇水溶液的比熱容；mp為體積分數(shù)為50%的乙二醇水溶液的質(zhì)量流量；TWCC,in、TWCC,out分別為WCC進、出口溫度。

3.2 測試結果與模型驗證

采用R1234yf 工質(zhì)，分別研究不同壓縮機轉速（4 000 r/min、7 000 r/min、9 500 r/min）、不同排氣壓力（1.5 MPa、1.8 MPa、2.2 MPa）工況下的制熱量，吸氣壓力控制在0.1～0.2 MPa，測試結果如圖5 所示：當排氣壓力不變時，制熱量隨著轉速的提高而增大；當轉速不變時，制熱量隨著排氣壓力的升高而增大。高轉速和大壓比能夠激發(fā)更多的壓縮機功耗，因此，轉速越高、排氣壓力越高，制熱量越大。制熱量最大值為5 954 W，此時轉速為9 500 r/min，排氣壓力為2.2 MPa。

圖5 臺架測試結果

同時，對理論計算模型進行了校核，結果如表1 所示，制熱量的相對誤差小于20%，絕對誤差小于830 W，仿真模型可靠。

表1 模型驗證

4 分析與討論

本文基于上述仿真模型研究電子膨脹閥開度、進風溫度和進風風量對三角循環(huán)性能的影響，為控制策略的制定提供依據(jù)。

4.1 電子膨脹閥開度的影響

設定壓縮機轉速為7 000 r/min，WCC 流量為12 L/min，暖芯進風溫度為10 ℃，進風風量為200 m3/h，不同電子膨脹閥開度條件下仿真結果如圖6所示。由圖6可知，隨著電子膨脹閥開度從60%增加到100%，吸氣壓力由0.12 MPa提高至0.24 MPa，排氣壓力由1.06 MPa提高至1.28 MPa。三角循環(huán)制熱量和暖芯出風溫度同樣是先較快上升，之后上升趨勢逐漸平緩，原因是隨著電子膨脹閥開度增大，壓縮機的吸氣壓力提高，吸氣密度隨之上升，系統(tǒng)內(nèi)冷媒的質(zhì)量流量增大，同時，由于低壓提高導致等焓節(jié)流線向右移動，WCC 內(nèi)冷媒的焓差減小，而制熱量是系統(tǒng)內(nèi)冷媒的質(zhì)量流量與WCC 內(nèi)冷媒焓差的乘積，因此呈現(xiàn)先顯著上升而后上升趨勢減緩的現(xiàn)象。

圖6 電子膨脹閥開度的影響

總體而言，電子膨脹閥開度增大有助于壓縮機發(fā)揮出更大的能力，獲得更多的制熱量，其中最大制熱量可以達到2.4 kW，此時出風溫度為42.2 ℃，吸氣壓力和排氣壓力分別為0.24 MPa、1.31 MPa。

4.2 進風溫度的影響

設置壓縮機轉速為7 000 r/min，WCC 流量為12 L/min，暖芯進風風量為160 m3/h，設進風溫度的變化范圍為-20～10 ℃，幾乎覆蓋了所有環(huán)境溫度下的冷起動和穩(wěn)態(tài)工況，仿真結果如圖7 所示。與傳統(tǒng)熱泵循環(huán)不同，隨著進風溫度上升，制熱量逐漸增大且呈現(xiàn)加速的趨勢。壓縮機的吸、排氣壓力均隨著進風溫度的提高而上升。需要注意的是，進風溫度為-20～-10 ℃時，盡管電子膨脹閥已達到最大開度，但此時吸氣壓力均在表壓以下，不適合壓縮機運行，在實際控制中，需采取措施避免吸氣負壓。

圖7 進風溫度的影響

可見，只有壓縮機排氣壓力較高或進風溫度較高的情況下，三角循環(huán)才能提供較大的制熱量，但整車冷起動階段進風溫度和排氣壓力均處于較低的水平，而此時對制熱量的需求最大，三角循環(huán)的特性與冷起動階段的矛盾將提升其控制難度。

4.3 風量的影響

由前文的分析可知，三角循環(huán)在排氣壓力較高或進風溫度較高時制熱能力較強，因此在冷起動階段需采取較小風量，與現(xiàn)有的冷起動策略（先大風量，而后逐漸降低）相悖。為了定量研究小風量對三角循環(huán)制熱能力的影響，設置壓縮機轉速為7 000 r/min、WCC 流量為12 L/min、暖芯進風溫度為10 ℃、電子膨脹閥全開，風量為150～300 m3/h條件下的穩(wěn)態(tài)特性如圖8所示。

圖8 進風風量的影響

由圖8 可知，隨著進風風量下降，吸氣壓力、排氣壓力、制熱量、出風溫度均上升。降低風量對提升制熱量具有顯著作用，因此，三角循環(huán)的控制策略中需要重點關注空調(diào)箱風量。

4.4 控制策略

本文基于仿真模型計算不同進風溫度和壓縮機轉速下對應的風量可調(diào)節(jié)范圍，超過風量可調(diào)節(jié)范圍將觸發(fā)壓縮機高壓保護或低壓保護（高壓保護2.5 MPa，低壓保護0.12 MPa），如圖9所示。

圖9 三角循環(huán)控制MAP

例如，環(huán)境溫度為-20 ℃的冷起動工況，暖芯進風溫度為-20 ℃，壓縮機轉速為6 500 r/min，則此時鼓風機的風量、制熱量、出風溫度見圖9a，且風量越小，制熱量越大，若風量超過給定范圍，會觸發(fā)壓縮機高壓保護或低壓保護。當乘員艙內(nèi)獲得一定的溫升，風量越小，制熱量越大。當乘員艙內(nèi)溫度達到20 ℃左右時，暖芯進風溫度約為10 ℃，假設壓縮機控制目標為5 000 r/min，那么風量的可調(diào)節(jié)范圍為123 m3/h到最大值之間。

5 結束語

本文通過試驗和仿真的方式研究了三角循環(huán)的性能和控制策略，主要結論如下：

a.在零部件選型方面，由于冷凝段焓差減小，三角循環(huán)對冷凝器要求更高，由于電子膨脹閥入口為兩相流，三角循環(huán)對電子膨脹閥要求更高。

b. 臺架測試顯示，三角循環(huán)制熱量能夠達到6 kW，在大多數(shù)情況下足以滿足整車制熱需求，此時壓縮機轉速為9 500 r/min，高壓為2.2 MPa，低壓為0.2 MPa。

c.電子膨脹閥開度增大有助于壓縮機發(fā)揮更大的能力，從而獲得更多的制熱量，但增益遞減。

d. 三角循環(huán)在高進風溫度或高排氣壓力工況下具有較大的制熱量，因此冷起動階段需采用小風量的控制策略。