適用于-20 ℃環(huán)境的CO2汽車熱泵系統(tǒng)的開發(fā)及性能測試

江平

(1 上海交通大學制冷與低溫工程研究所 上海 200240； 2 上海高效冷卻系統(tǒng)工程技術(shù)中心 上海 200240)

針對電動汽車在冬季行駛時采用PTC加熱乘客艙空氣會消耗較多的電能，從而嚴重降低冬季續(xù)航里程的問題[1]，近些年國內(nèi)外汽車廠商逐漸采用熱泵技術(shù)來有效提升電動汽車冬季制熱能效，應(yīng)用熱泵技術(shù)的車型有寶馬i3、Nissan Leaf、榮威e550等。但是，采用R134 a制冷劑的汽車熱泵存在隨著室外環(huán)境溫度下降，制熱量和COP衰減嚴重的現(xiàn)象，在低溫環(huán)境下(<-10 ℃)不能滿足實際的制熱需求、甚至無法正常運行、難以達到依靠汽車熱泵延長冬季續(xù)航里程的目的[2-4]。因此，如何在低溫環(huán)境下確保汽車熱泵能夠提供足夠的熱量且達到一定的制熱能效，是目前汽車熱泵系統(tǒng)應(yīng)用亟待解決的問題。開發(fā)CO2跨臨界汽車熱泵，利用CO2制冷劑在低溫環(huán)境下的熱泵運行優(yōu)勢，是解決該問題的有效手段。

天然工質(zhì)CO2不破壞臭氧層(ODP=0)，溫室氣體效應(yīng)極低(GWP=1)，無毒，不可燃，且具有良好的傳熱性能、較低的流動阻力及單位制冷量大等優(yōu)點[5-7]。同時，由于CO2制冷劑臨界溫度低(31 ℃)、跨臨界循環(huán)壓力高(>7.4 MPa)、節(jié)流損失大，使CO2系統(tǒng)也存在高壓、高溫下制冷循環(huán)效率低等限制其應(yīng)用的缺陷。目前，CO2制冷劑的應(yīng)用領(lǐng)域主要包括超市冷柜、熱泵熱水器和復疊循環(huán)系統(tǒng)等。在汽車空調(diào)領(lǐng)域，近些年國內(nèi)外汽車零部件廠商重新開發(fā)了CO2緊湊型微通道換熱器、電子膨脹閥、電動壓縮機等，逐漸克服了CO2車用空調(diào)系統(tǒng)穩(wěn)定性、安全性等限制因素。在歐盟對汽車空調(diào)制冷劑GWP的限制規(guī)定[8]下，德國奔馳在2017年率先向德國市場推出了搭載CO2空調(diào)系統(tǒng)的汽車[9]。另一方面，電動汽車快速發(fā)展帶來的低溫制熱需求也引起了國內(nèi)外車企對CO2熱泵系統(tǒng)的高度關(guān)注，CO2被視為在車用熱泵領(lǐng)域最具應(yīng)用潛力的制冷劑。

現(xiàn)有關(guān)于CO2汽車空調(diào)的研究，主要集中在常規(guī)的汽車空調(diào)系統(tǒng)。陳江平等[10-11]建立了CO2汽車空調(diào)仿真模型，分析了系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)和動態(tài)特性，研究了國內(nèi)第一臺CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)裝車樣機。胡兵等[12]在KULI汽車熱管理的平臺上構(gòu)建了CO2汽車空調(diào)模型，分析了中間換熱器節(jié)流面積對系統(tǒng)性能的影響，獲得最優(yōu)系統(tǒng)匹配并開展了臺架的驗證實驗。CO2熱泵系統(tǒng)的研究，主要集中在CO2熱泵熱水器。日本Eco-cute系列熱泵熱水器[13]實現(xiàn)了90 ℃的出水水溫并達到了較高的系統(tǒng)能效(-10 ℃環(huán)境COP=1.94，10 ℃環(huán)境COP=2.98)。針對CO2汽車熱泵系統(tǒng)，S. C. Kim等[14-15]實驗研究了燃料汽車熱泵系統(tǒng)性能，對比了燃料電池熱源換熱器和室外換熱器的結(jié)構(gòu)布置方式，研究表明采用CO2熱泵和PTC結(jié)合的系統(tǒng)能效最高，采用燃料電池廢熱對室外蒸發(fā)器預(yù)熱可以使COP提升22%。H. Hammer等[16]對采用CO2熱泵系統(tǒng)的整車開展風洞升溫實驗，表明CO2熱泵制熱效果優(yōu)于PTC直接加熱，甚至優(yōu)于燃油車暖風芯體供熱效果。

CO2汽車熱泵系統(tǒng)具有非常好的應(yīng)用潛力，但由于CO2熱泵系統(tǒng)和常規(guī)的汽車空調(diào)、熱泵熱水器都存在非常大的運行環(huán)境、設(shè)計目標的差異，現(xiàn)有針對電動汽車開發(fā)的CO2汽車熱泵系統(tǒng)的公開文獻很少，因此需要對其開展深入的系統(tǒng)循環(huán)理論分析以及實驗研究。

本文根據(jù)電動汽車冬季制熱的實際需求，開發(fā)了適用于-20 ℃低溫環(huán)境的CO2汽車熱泵的關(guān)鍵零部件及系統(tǒng)。采用理論分析和實驗驗證相結(jié)合，研究了室內(nèi)外環(huán)境溫度、高壓控制等因素對CO2低溫熱泵制熱性能的影響規(guī)律，總結(jié)了-20 ℃低溫環(huán)境下CO2熱泵運行的系統(tǒng)循環(huán)規(guī)律。為CO2汽車熱泵的推廣應(yīng)用、零部件的優(yōu)化設(shè)計以及系統(tǒng)的控制策略開發(fā)奠定良好的理論和實驗基礎(chǔ)。

1 CO2汽車熱泵循環(huán)

1.1 CO2汽車熱泵系統(tǒng)

現(xiàn)有的三換熱器汽車熱泵系統(tǒng)是在原有的R134a汽車空調(diào)基礎(chǔ)上進行開發(fā)，加熱模塊采用增加室內(nèi)換熱器或者通過板式換熱器加熱冷卻液的方式，借助電磁閥的切換和電子膨脹閥以及水泵的調(diào)節(jié)，實現(xiàn)制冷和制熱模式的切換。采用三換熱器形式的CO2汽車熱泵系統(tǒng)，與常規(guī)的三換熱器熱泵系統(tǒng)相類似，區(qū)別在于CO2系統(tǒng)需安裝中間換熱器，如圖1所示。

1壓縮機；2室內(nèi)氣冷器；3蒸發(fā)器；4膨脹閥；5電磁閥；6中間換熱器；7儲液器；8室外換熱器。圖1 采用三換熱器形式的CO2汽車熱泵系統(tǒng)Fig.1 CO2 automotive heat pump system with the three heat exchangers

本文主要研究CO2熱泵系統(tǒng)低溫制熱性能，CO2熱泵制熱與常規(guī)汽車空調(diào)制冷在運行換熱器的布局、工況環(huán)境等方面存在明顯的區(qū)別。從換熱器布局角度，熱泵制熱循環(huán)的氣冷器位于HVAC內(nèi)部，屬于高壓側(cè)，主要特點為空間約束較為苛刻，風量受鼓風機的限制；蒸發(fā)器位于前端模塊，屬于低壓側(cè)，安裝空間相對較大，風速則與汽車行駛速度有關(guān)。從運行工況環(huán)境角度，CO2熱泵空調(diào)主要考慮適用于低溫環(huán)境下的制熱能力，室外側(cè)的溫度變化范圍在-20～10 ℃，室內(nèi)側(cè)的溫度考慮汽車冷啟動和穩(wěn)態(tài)運行的狀態(tài)，溫度變化范圍在-20～20 ℃。因此，CO2熱泵制熱與常規(guī)制冷在換熱器布局、運行工況、設(shè)計目的等方面均存在明顯的區(qū)別，需要根據(jù)相應(yīng)的特點進行理論分析和實驗研究。

圖2和圖3分別為采用CO2和常規(guī)R134a制冷劑的熱泵理論循環(huán)lgp-h和T-S圖。由圖2可知，R134a在高壓側(cè)存在冷凝相變過程，而CO2制冷劑高壓側(cè)則存在非常大的溫度滑移，CO2熱泵循環(huán)的壓縮機壓比遠小于R134a的壓比。二者物性的差異決定了熱泵系統(tǒng)設(shè)計的區(qū)別。對于CO2汽車熱泵系統(tǒng)，需要結(jié)合制熱運行工況、利用CO2的溫度滑移特性，才能提升CO2汽車熱泵系統(tǒng)性能。日本的Eco-cute系列熱泵熱水器通過采用高效的三段式加熱的氣冷器結(jié)構(gòu)，有效提升了CO2熱泵性能且出水溫度達到90 ℃。開發(fā)高效的風冷室內(nèi)氣冷器以及構(gòu)建合理的室內(nèi)換熱器布局是CO2熱泵系統(tǒng)開發(fā)的關(guān)鍵。

圖2 CO2和R134a的熱泵理論循環(huán)lgp-h圖Fig.2 lgp-h diagram of CO2 and R134a heat pump theoretical cycles

圖3 CO2和R134a的熱泵理論循環(huán)T-S圖Fig.3 T-S diagram of CO2 and R134a heat pump theoretical cycles

1.2 CO2汽車熱泵性能影響因素分析

針對低溫環(huán)境下使用的汽車熱泵，制熱量和制熱COP(COPh)是衡量熱泵系統(tǒng)性能的重要指標。由于吸氣比容、高壓壓力、氣冷器出口溫度(Tg,out)、蒸發(fā)溫度(Te)等因素對制熱量和COPh影響較大，因此首先需要明確這些因素對CO2汽車熱泵的影響。

圖4所示為CO2和常規(guī)R134a制冷劑的吸氣密度與Te的關(guān)系(假設(shè)吸氣過熱度均為5 ℃，以0 ℃的吸氣密度作為參考基準)。由圖4可知，Te每降低5 ℃，CO2制冷劑的吸氣密度平均降低15%，R134a制冷劑的吸氣密度平均降低18%。當Te從0 ℃降低到-25 ℃，CO2制冷劑的吸氣密度降低53%。 當Te=-25 ℃時，相比于R134a，CO2吸氣密度比高27%。吸氣密度和制冷劑流量呈正比關(guān)系，溫度對吸氣密度的影響是熱泵系統(tǒng)制熱量在低溫環(huán)境下大幅度衰減的主要原因。由于CO2吸氣密度受溫度影響程度低于R134a，因此采用CO2作為制冷劑的低溫熱泵系統(tǒng)流量、制熱量會遠高于R134a。

圖4 CO2和R134a的吸氣密度與Te的關(guān)系Fig.4 Relations between suction density and evaporation temperature of CO2 and R134a

圖5 不同Tg,out時COPh與系統(tǒng)高壓壓力的關(guān)系Fig.5 Relations between COPh and discharge pressure under different gas cooler outlet temperatures

圖5所示為在不同Tg,out下COPh與系統(tǒng)高壓壓力的關(guān)系(設(shè)定Te=-10 ℃，假設(shè)壓縮機的等熵效率=0.7，忽略所有部件的壓降和熱損失)。由圖5可知，Tg,out每升高5 ℃，最佳系統(tǒng)高壓壓力平均升高1 MPa，最佳COPh平均降低15%。當Tg,out<30 ℃時(小于臨界溫度31 ℃), 最佳系統(tǒng)高壓接近Tg,out對應(yīng)的平衡壓力，這是由于高壓側(cè)處于亞臨界狀態(tài)，與常規(guī)R134a制冷劑高壓側(cè)冷凝相變換熱過程中，降低換熱溫度可以提升系統(tǒng)性能的規(guī)律一致；當Tg,out>35 ℃時(大于臨界溫度31.4 ℃)，高壓側(cè)處于超臨界狀態(tài)，存在最佳系統(tǒng)高壓壓力，與常規(guī)CO2跨臨界制冷循環(huán)的最佳系統(tǒng)高壓受Tg,out的影響規(guī)律一致。

圖6所示為不同Te下COPh與系統(tǒng)高壓壓力的關(guān)系(Tg,out=30 ℃，假設(shè)壓縮機的等熵效率=0.7，忽略所有部件的壓降和熱損失)。由圖6可知，Te每降低5 ℃，最佳系統(tǒng)高壓壓力基本保持不變，最佳COPh平均降低10%。因此最佳系統(tǒng)高壓主要和Tg,out有關(guān)，在理論假設(shè)條件下Te的改變對最佳的系統(tǒng)高壓無影響；Te的降低則會增加壓縮機壓比，增加功耗，使COPh下降。

圖6 不同Te下COPh與系統(tǒng)高壓壓力的關(guān)系Fig.6 Relations between COPh and discharge pressure under different evaporation temperatures

2 CO2汽車熱泵實驗臺架

2.1 測試系統(tǒng)

本文以CO2汽車熱泵的制熱性能為研究重點，在滿足現(xiàn)有車用空調(diào)的安裝空間尺寸的前提下，根據(jù)CO2制冷劑的物性，開發(fā)了適用于CO2汽車熱泵系統(tǒng)的關(guān)鍵零部件。圖7所示為CO2熱泵測試系統(tǒng)，根據(jù)該系統(tǒng)開展系統(tǒng)制熱性能實驗。室內(nèi)氣冷器和室外蒸發(fā)器為微通道平行流換熱器，采用高耐壓扁管材料、扁管折彎工藝、集流管新型設(shè)計等，使室內(nèi)氣冷器最大工作壓力達到11 MPa，室外換熱器最大工作壓力達到15 MPa，克服了微通道換熱器用于CO2汽車空調(diào)耐高壓的技術(shù)挑戰(zhàn)，芯體尺寸寬度×長度×厚度分別為314 mm×225 mm×65 mm和645 mm×456 mm×16 mm；壓縮機為直流變頻的滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機，排量為6 cm3/r，轉(zhuǎn)速范圍為1 800～7 200 r/min，壓縮機排氣溫度≤120 ℃；節(jié)流機構(gòu)采用CO2專用電子膨脹閥(EXV)，通過手動控制EXV的開度來調(diào)節(jié)系統(tǒng)流量，以此靈活改變系統(tǒng)高壓；回熱器采用不銹鋼板式換熱器，具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、高耐壓的特點，外形尺寸(寬度×長度×厚度)為111 mm×310 mm×28.2 mm。

1壓縮機；2室內(nèi)氣冷器；3中間換熱器；4質(zhì)量流量計；5電子膨脹閥；6室外蒸發(fā)器；7儲液器；8變頻器；9功率計；溫度測點；溫度壓力測點。圖7 CO2汽車熱泵測試系統(tǒng)Fig.7 Schematic diagram of CO2 automotive heat pump test rig

CO2汽車熱泵系統(tǒng)的實驗測試在汽車空調(diào)焓差性能實驗臺上進行。氣冷器和蒸發(fā)器分別安裝在包括室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)的風道入口處，通過制冷機組、加熱器和加濕器的自動調(diào)節(jié)來控制室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)環(huán)境的溫濕度。由變頻器分別控制氣冷器、蒸發(fā)器風道的風機轉(zhuǎn)速，調(diào)節(jié)氣冷器和蒸發(fā)器的風量(即調(diào)節(jié)迎面風速)。壓縮機的轉(zhuǎn)速通過直流變頻器進行無極調(diào)速。所用傳感器和精度分別為：K型熱電偶±0.5 ℃；壓阻式壓力傳感器±0.5%；功率計±0.05 kW；壓縮機轉(zhuǎn)速由變頻器輸出頻率換算得到；壓縮機功耗(包含壓縮機和變頻器)由直接測量變頻器的輸入功率得到；系統(tǒng)制熱量由室內(nèi)氣冷器空氣側(cè)比熱容法計算得到。在本文的實驗測試范圍內(nèi)，制熱量、壓縮機功耗、COPh測試的相對不確定度范圍分別為2.5%、1.0%和3.5%。

2.2 實驗設(shè)計

考慮汽車熱泵系統(tǒng)需要適用于惡劣的室外環(huán)境工況，開發(fā)的CO2汽車熱泵系統(tǒng)在最低為-20 ℃的環(huán)境中進行測試。考慮汽車冷啟動、混入新風、乘客艙穩(wěn)態(tài)等不同工況下的室內(nèi)側(cè)進風溫度，研究了不同室外溫度下室內(nèi)溫度的變化對熱泵性能的影響。此外，40 ℃被認為是滿足乘客舒適度要求的室內(nèi)換熱器出風溫度，還研究了在氣冷器進風溫度(Tg,a,in)=20 ℃和氣冷器出風溫度(Tg,a,out)=40 ℃條件下，室外溫度的變化對熱泵性能的影響。表1所示為詳細的CO2熱泵系統(tǒng)實驗測試控制條件。另外室內(nèi)側(cè)風量保持為350 m3/h，室外側(cè)迎風風速保持為3 m/s。

表1 熱泵系統(tǒng)實驗測試控制條件

根據(jù)CO2熱泵循環(huán)理論分析可知，需要調(diào)整系統(tǒng)高壓壓力才能達到最優(yōu)COPh。充注量、EXV開度是影響系統(tǒng)高壓壓力的關(guān)鍵變量。在測試過程中，發(fā)現(xiàn)若充注量過多，壓縮機吸氣過熱器會降低，使EXV調(diào)整到最佳高壓壓力時吸氣無過熱度；若充注量過少，吸氣過熱度會增大，使EXV調(diào)整到最佳高壓壓力時排氣溫度>120 ℃。因此某一低溫工況環(huán)境下，調(diào)節(jié)充注量和EXV開度使其同時滿足達到最佳系統(tǒng)高壓、排氣溫度≤110 ℃、吸氣過熱度>5 ℃，以此確定最佳的充注量。在其他實驗工況下，滿足排氣溫度>120 ℃、吸氣過熱的前提下，調(diào)節(jié)EXV的開度，系統(tǒng)在不同的高壓壓力下運行，選擇使COPh達到最大高壓壓力作為系統(tǒng)性能的測試點。最佳的系統(tǒng)高壓點根據(jù)理論計算和多次實驗測試結(jié)果確定。

3 實驗結(jié)果及分析

3.1 室內(nèi)外環(huán)境溫度對系統(tǒng)制熱性能的影響

為了研究室內(nèi)外環(huán)境溫度對系統(tǒng)制熱性能的影響，實驗在確定的系統(tǒng)充注量和固定的壓縮機轉(zhuǎn)速下(3 900 r/min)進行，詳細的測試控制條件如表1所示。在COPh達到最大高壓壓力作為系統(tǒng)性能的測試點。圖8所示為室內(nèi)外環(huán)境溫度對系統(tǒng)制熱量和COPh的影響。隨著Tg,a,in的增加或室外溫度的降低，系統(tǒng)制熱量和COPh均下降。當Tg,a,out=20 ℃，隨著室外溫度從10 ℃下降到-20 ℃，制熱量下降36.3%(4.0～2.6 kW)， COPh下降27.4%(2.12下降到1.54)，說明室外溫度的變化對制熱量的影響程度大于對COPh的影響。這是由于室外溫度的變化直接引起Te、吸氣密度、制冷劑流量的改變，因此對制熱量的影響更大。當室外溫度為-20 ℃，隨著Tg,a,in從-20 ℃增加到20 ℃，制熱量下降28.8%(從3.6 kW下降到2.6 kW)，COPh下降49.5%(從3.05下降到1.54)，說明Tg,a,in的變化對制熱量的影響程度小于對COPh的影響。這是由于COPh由制熱量/壓縮機功耗得到，隨著Tg,a,in的增加，排氣壓力也隨之升高，壓縮機功耗增加。因此當Tg,a,in增加時，COPh的衰減程度會大于制熱量的衰減。

圖8 室內(nèi)外環(huán)境溫度對系統(tǒng)制熱量和COPh的影響Fig.8 Impacts of indoor and outdoor environment temperatures on heating capacity and COPh

圖9所示為室內(nèi)外環(huán)境溫度對氣冷器出口壓力(pg,out)及Tg,a,out的影響。隨著Tg,a,in增加或室外溫度的升高，pg,out和Tg,out均增加。Tg,a,in的增加，會直接引起Tg,a,out的增加，從而引起Tg,out、pg,out的增加；室外溫度的增加，會引起系統(tǒng)流量、制熱效率的增加，從而引起Tg,a,out、Tg,out、pg,out的增加。在3 900 r/min壓縮機轉(zhuǎn)速下，當室內(nèi)外均為-20 ℃時，Tg,a,out達到12.1 ℃，COPh為3.15；當室內(nèi)外均為-10 ℃時，Tg,a,out達到24.3 ℃，COPh為2.91，說明CO2汽車熱泵系統(tǒng)在低溫冷啟動的環(huán)境中具有顯著的性能優(yōu)勢。當Tg,a,in=20 ℃，Tg,a,out均達到43 ℃以上，最高達到59.7 ℃；但同時Tg,out也隨之增加(>34 ℃)，使得系統(tǒng)最優(yōu)高壓壓力也不斷升高(>8.6 MPa)，系統(tǒng)高壓的升高會引起排氣溫度的增加，由于壓縮機排氣溫度的限制，在相當高的Tg,a,out下無法進一步提高排氣壓力，使得系統(tǒng)效率未達到最優(yōu)狀態(tài)。在后續(xù)針對CO2熱泵系統(tǒng)開發(fā)中，壓縮機極限排氣溫度須達到130 ℃以上，才能保證在低溫環(huán)境、高Tg,a,out要求下熱泵系統(tǒng)效率達到最佳點。

圖9 室內(nèi)外環(huán)境溫度對pg,out和Tg,a,out的影響Fig.9 Impacts of indoor and outdoor environment temperatures on outlet pressure of gas cooler and outlet air temperature

3.2 -20 ℃室外環(huán)境的熱泵系統(tǒng)循環(huán)

針對-20 ℃的低溫環(huán)境工況，進一步對上述實驗結(jié)果進行系統(tǒng)循環(huán)分析，明確CO2汽車熱泵系統(tǒng)在-20 ℃環(huán)境的運行特征。隨著室內(nèi)溫度的變化(-20～20 ℃)，只改變閥的開度，CO2汽車熱泵系統(tǒng)均能夠穩(wěn)定正常運行，且實現(xiàn)了23～32 ℃的升溫，COPh為1.54～3.05，說明開發(fā)的CO2汽車熱泵系統(tǒng)能夠完全適應(yīng)低溫環(huán)境工況，且能滿足低溫汽車制熱需求。

圖10和圖11分別表示隨室內(nèi)Tg,a,in變化的熱泵循環(huán)lgp-h和T-S圖(室外溫度為-20 ℃)。隨著Tg,a,in的增加，排氣壓力從5.9 MPa增加到9.2 MPa，Tg,out從10.8 ℃增加到36.2 ℃，排氣溫度從86 ℃增加到107 ℃。從高壓側(cè)分析：當Tg,a,in較低時，系統(tǒng)處于亞臨界狀態(tài)運行，冷凝溫度和Tg,a,out的溫差僅為1～3 ℃，系統(tǒng)過冷度為2～7 ℃；當Tg,a,in較高時，系統(tǒng)處于跨臨界狀態(tài)運行，Tg,out可低于Tg,a,out約6～8 ℃。說明設(shè)計的微通道氣冷器已經(jīng)具有很好的換熱性能，若后續(xù)對氣冷器進一步的優(yōu)化設(shè)計，則可以進一步提升系統(tǒng)性能。

圖10 隨Tg,a,in的熱泵循環(huán)T-S圖(室外溫度=-20 ℃)Fig.10 T-S diagram of heat pump cycles varying with indoor air temperature (outdoor temperature is -20 ℃)

圖11 隨Tg,a,in變化的熱泵循環(huán)lgp-h圖(室外溫度=-20 ℃)Fig.11 lgp-h diagram of heat pump cycles varying with indoor air temperature (outdoor temperature is -20 ℃)

從低壓側(cè)分析：蒸發(fā)器的入口干度為0.10～0.25，出口干度約為0.74～0.89。由于中間換熱器使氣冷器出口溫度降低約20～25 ℃，從而入口干度得到有效降低，說明設(shè)計的中間換熱器對降低入口干度、提升蒸發(fā)器的換熱效率起到重要作用，尤其對于Tg,a,out較高的情況。另一方面，蒸發(fā)器和-20 ℃低溫空氣的換熱溫差為5～7 ℃，而采用R134a的低溫熱泵蒸發(fā)側(cè)的換熱溫差在10 ℃以上，這說明設(shè)計的CO2室外蒸發(fā)器在低溫環(huán)境下仍能保持非常好的換熱性能，與中間換熱器、CO2物性、蒸發(fā)器設(shè)計有關(guān)。

3.3 穩(wěn)態(tài)工況下室外溫度對COPh的影響

針對汽車熱泵穩(wěn)態(tài)的運行工況(Tg,a,in=20 ℃，Tg,a,out=40 ℃)，實驗在確定的系統(tǒng)充注量和固定室內(nèi)進風溫度下進行，在不同的室外溫度下，通過改變壓縮機的頻率以及電子膨脹閥的開度，使Tg,a,out>40 ℃，且系統(tǒng)制熱性能達到最佳。詳細的測試控制條件如表1所示。由于室內(nèi)側(cè)風量、Tg,a,in均為環(huán)境控制變量，實驗控制的Tg,a,out在40～41 ℃，制熱量基本保持不變?yōu)?.2～2.3 kW。

圖12所示為穩(wěn)態(tài)工況室外溫度對COPh、功耗和壓縮機轉(zhuǎn)速的影響。隨著室外溫度從-20 ℃增加到0 ℃，壓縮機功耗從1.3 kW下降到0.9 kW， COPh從1.72增加到2.51。這主要是由于制熱量基本保持不變，而壓縮機轉(zhuǎn)速從3 240 r/min 降至2 040 r/min，引起壓縮機功耗下降，COPh增加。從壓縮機轉(zhuǎn)速角度分析，若環(huán)境溫度從0 ℃下降到-20 ℃，則壓縮機轉(zhuǎn)速需要提升59%，根據(jù)1.2節(jié)分析的吸氣密度的變化，若不考慮換熱溫差，則吸氣密度降低約53%，因此對于CO2熱泵系統(tǒng)，低溫環(huán)境下轉(zhuǎn)速的提升主要由吸氣密度引起，壓縮機容積效率的降低、換熱溫度增大對轉(zhuǎn)速相對較小。從穩(wěn)態(tài)工況熱泵性能角度分析，開發(fā)的CO2熱泵系統(tǒng)在-20 ℃環(huán)境下COPh達到1.72、0 ℃環(huán)境下達到2.51，優(yōu)于常規(guī)R134a的熱泵系統(tǒng)性能。

圖12 穩(wěn)態(tài)工況室外溫度對COPh、功耗和壓縮機轉(zhuǎn)速的影響Fig.12 Impacts of outdoor temperature on COPh, compressor work and compressor speed under stable conditions

圖13 穩(wěn)態(tài)工況室外溫度對各個點溫度和壓力的影響Fig.13 Impacts of outdoor temperature on temperatures and pressures at different points under stable conditions

圖13所示為穩(wěn)態(tài)工況室外溫度對各個溫度和壓力測點的影響。隨著室外溫度的變化，排氣壓力、Tg,out基本保持不變，這主要是由于室內(nèi)側(cè)的進出風條件、氣冷器的換熱量控制相同，因此Tg,out、最優(yōu)系統(tǒng)高壓則基本不變。隨著室外溫度的增加，吸氣過熱度從20 ℃增加到30 ℃左右，排氣溫度從115 ℃降低到100 ℃，系統(tǒng)一致保持在穩(wěn)定的工作狀態(tài)內(nèi)。

4 結(jié)論

本文開發(fā)的CO2汽車熱泵系統(tǒng)在低溫環(huán)境下穩(wěn)定運行，且具有非常好的制熱性能，得到如下結(jié)論：

1)CO2熱泵系統(tǒng)制熱性能與系統(tǒng)高壓、室內(nèi)外環(huán)境溫度等因素有關(guān)，室內(nèi)溫度Tg,a,in對COPh的影響大于對制熱量的影響，室外溫度的影響則相反。

2)CO2熱泵系統(tǒng)在汽車冷啟動情況下性能優(yōu)勢最為顯著，室內(nèi)外均為-20 ℃時COPh可達到3.15，制熱量為3.6 kW。

3)在Tg,a,in=20 ℃條件下，Tg,a,out均能達到40 ℃以上，COPh最低為1.72；設(shè)計的蒸發(fā)器、氣冷器均具有較好的換熱性能；在低溫環(huán)境下使用的CO2壓縮機轉(zhuǎn)速提升幅度遠小于R134a。

4)為進一步使CO2汽車熱泵系統(tǒng)適應(yīng)于低溫環(huán)境，后續(xù)需要對CO2壓縮機排氣溫度提出更高的要求。

5)基于CO2汽車熱泵在低溫環(huán)境下的顯著性能優(yōu)勢，采用CO2汽車熱泵則可以解決目前R134a低溫制熱能力不足的問題，延長電動車冬季續(xù)航里程；相比于常規(guī)汽車，CO2制冷劑在電動汽車上推廣使用更具有潛力。

符號說明

p——壓力，MPa

T——溫度，℃

COPh——制熱COP

Tg,a,in——室內(nèi)側(cè)氣冷器入風溫度，℃

Tg,a,out——室內(nèi)側(cè)氣冷器出風溫度，℃

Tg,out——氣冷器制冷劑出口溫度，℃

pg,out——氣冷器制冷劑出口壓力，MPa

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