CO2車用熱泵空調系統技術研發及性能提升

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

針對電動汽車冬季續航里程衰減嚴重的問題[1]，近些年國內外汽車主機廠及主要空調系統供應商紛紛研發新型車用熱泵空調技術。R134a/R1234yf的物理性質決定了常規熱泵在-20 ℃低溫環境無法滿足整車制熱需求，補氣增焓技術提升了其制熱能力，但因系統復雜性和可靠性等問題，量產難度較大[2-5]。目前， CO2車用熱泵空調系統受到廣泛關注，被視為新一代熱泵空調技術。一方面，天然工質CO2不破壞臭氧層(ODP=0)，溫室氣體效應極低(GWP=1)，無毒、不可燃、具有良好的傳熱性能、較低的流動阻力及較大的單位制冷量等優點[6-8]；另一方面，CO2制冷劑適用于低溫的運行環境，CO2熱泵系統具有較高的能效水平，超市低溫冷凍系統和熱泵熱水器是目前CO2制冷劑廣泛應用的領域。

CO2車用熱泵空調系統應用潛力巨大，但由于國內缺乏CO2關鍵零部件的研發基礎，相關研究較少[9-14]。隨著近兩年一些國內汽車零部件企業大力投入研發，目前已逐漸具備相應的基礎研究條件，可以有針對性的開展深入的理論研究，并推動新一代車用熱泵空調技術的發展。

本文研發了一套CO2車用熱泵空調系統，滿足實車空間和布局要求；研究該系統中充注量的特殊影響規律，包括對氣冷器壓力、電子膨脹閥(electronic expansion valve,EEV)開度及系統性能的影響；實驗采用單一氣冷器和串聯氣冷器兩種形式的CO2車用熱泵空調系統，在最低-20 ℃的測試環境下對比低溫車用熱泵空調系統性能，揭示串聯氣冷器的形式對CO2車用熱泵空調系統性能提升的重要性。

1 CO2車用熱泵空調系統實驗臺

有別于常規制冷劑在高壓側的相變冷凝過程，CO2超臨界散熱過程存在非常大的溫度滑移。該特殊的物理性質使氣冷器的入口溫度更接近于第二流體的出口溫度、或氣冷器的出口溫度更接近于第二流體的入口溫度，因此當CO2車用熱泵空調系統在第二流體出口溫度高或溫升大的應用中能取得較高的系統能效，如CO2熱泵熱水器。但同時如何匹配和優化高壓氣冷器，使制冷劑和第二流體能夠高效換熱，是提升CO2車用熱泵空調系統性能的關鍵之一。

針對CO2車用熱泵空調系統，第二流體(室內風、全新風)在低溫環境的溫升高達60 ℃以上(如進風-20 ℃，出風40 ℃)，因此需要有針對性的研發高壓側氣冷器，使其能夠達到溫升需求。根據常規車用熱泵空調系統設計(如圖1所示)，熱泵模式狀態下制冷劑由壓縮機排氣進入室內氣冷器散熱，再經過EEV后進入室外蒸發器吸熱蒸發，然后將室內蒸發器旁通，制冷劑直接流過氣液分離器后回到壓縮機，因此熱泵模式下高壓側制冷劑只流過單一室內氣冷器進行散熱。在不改變車用空調HVAC內部結構的前提下，采用車用熱泵空調系統的室內氣冷器替代常規空調的室內暖風芯體，導致該氣冷器的傳熱面積受限，因此本文提出了將室內氣冷器和室內蒸發器串聯來提高高壓側的換熱能力，車用熱泵空調循環如圖2所示。該方法沒有改變HVAC的內部結構，對制冷模式系統循環無影響，但是可有效利用原蒸發器的安裝空間，增大了氣冷器的傳熱面積；也通過增加氣冷器的層數(2層到4層)加強了室內風和制冷劑之間的逆流程度。

1壓縮機；2室內氣冷器；3室內蒸發器；4 HVAC；5中間換熱器；6室外氣冷器；7電磁閥；8 EEV。圖1 采用單一氣冷器的CO2車用熱泵空調系統Fig.1 CO2 automobile heat pump air conditioning system with a single gas cooler

1壓縮機；2室內氣冷器；3室內蒸發器；4 HVAC；5中間換熱器；6室外氣冷器；7電磁閥；8 EEV。圖2 采用串聯氣冷器的CO2車用熱泵空調系統Fig.2 CO2 automobile heat pump air conditioning system with series gas cooler

本文以CO2車用熱泵空調系統的制熱性能為研究重點，在滿足某車型原R134a空間安裝布局的前提下研發了一套車用熱泵空調系統。采用的關鍵零部件能夠滿足實車安裝要求，同時基本滿足CO2車用熱泵空調系統的可靠性及運行條件要求：包括新研發的車用CO2電動壓縮機，排量為6.8 cm3/r，最高轉速為8 000 r/min，質量與R134a壓縮機相當，排氣溫度最高可達150 ℃；微通道平行流換熱器(氣冷器和蒸發器)，爆破壓力可達31 MPa，克服了微通道扁管和集流管的耐高壓技術挑戰；CO2車用EEV，克服了高壓差條件閥針偏移卡死及震蕩等技術挑戰。

CO2車用熱泵空調系統的實驗測試在汽車空調焓差性能實驗臺上進行[12]。氣冷器和蒸發器分別安裝在室內側和室外側的風道入口處，通過制冷機組、加熱器和加濕器的自動調節來控制室內側和室外側環境的溫濕度。由變頻器分別控制氣冷器、蒸發器風道的風機轉速，調節氣冷器和蒸發器的風量(即調節迎面風速)。壓縮機的轉速通過直流變頻器進行無級調節。所用傳感器及其精度分別為：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；系統制熱量由室內氣冷器空氣側比熱容法計算得到。在本文的實驗測試范圍內，制熱量、壓縮機功耗、COPh測試的相對不確定度分別為2.5%、1.0%和3.5%。

2 實驗結果及分析

2.1 充注量對車用熱泵空調系統性能的影響

對于常規蒸氣壓縮式系統，系統最優的充注量通常由冷凝壓力和過冷度隨充注量的變化確定；但對于跨臨界CO2系統，系統高壓對系統能效影響較大，而氣冷器的高壓依賴于系統充注量和第二流體；車用熱泵空調系統循環的應用存在特殊性，第二流體的出口溫度(即出風溫度)需達到40 ℃以上以滿足乘客的舒適性要求，因此需要在考慮pdis和Tg,o的前提下研究跨臨界CO2系統充注量。表1為充注量實驗的測試工況。為避免壓縮機因入口干度過低而發生液擊，防止因蒸發器出口過熱度過高而降低換熱效率，實驗過程中調節EEV使壓縮機的吸氣過熱度保持5 ℃左右。

表1 充注量實驗的測試工況Tab.1 Operation conditions of refrigerant charge experiment

圖3所示為充注量對Qh、Tg,o和COPh的影響。隨著CO2的充注量從0.6 kg增至0.9 kg，Qh增加20.7% (3.6～4.3 kW)，COPh下降10.5% (2.3～2.0)，Tg,o增加8.6 ℃(37.3～45.9 ℃)，說明充注量的增加有利于Qh和Tg,o，但不利于COPh。圖4所示為不同充注量下的熱泵循環p-h圖。由圖4可知，氣冷器進出口的焓差隨著充注量的增加而不斷增加。又由于高壓側氣冷器的制熱能力Qh為氣冷器的進出口焓差和制冷劑流量(mr)的乘積，因此Qh也隨著充注量的增加而不斷提升。

圖3 充注量對車用熱泵空調系統性能的影響Fig.3 Impacts of refrigerant charge on automobile heat pump air-conditioning system performance

圖4 不同充注量下的熱泵循環p-h圖Fig.4 p-h diagram of heat pump cycles with various refrigerant charge

由圖4可知充注量對排氣壓力(pdis)的影響。充注量從0.6 kg起，每增加0.1 kg，pdis分別增加0.3、1.1、1.8 MPa。當充注量達到0.9 kg時，Tdis增至145 ℃，接近臨界值150 ℃。說明pdis的變化幅度隨著充注量的增加而增加，導致充注量過多時，pdis或Tdis易突然達到臨界值。由于CO2系統受pdis(<12.5 MPa)和Tdis(<150 ℃)的臨界限制，因此在系統控制時需特別關注充注量過多的情況。此外，隨著充注量的增加，CO2車用熱泵空調系統將從亞臨界循環變化到跨臨界循環。當充注量為0.6 kg和0.7 kg時，系統為亞臨界循環，過冷度分別為1.7 ℃和 4.0 ℃。當充注量為0.8 kg和0.9 kg時，系統為跨臨界循環，氣冷器出口溫度分別為19.3 ℃和13.2 ℃?？梢园l現，氣冷器的入口焓值隨著充注量的增加而增加，且氣冷器的出口焓值不斷減小，使氣冷器進出口的焓差隨充注量的增加不斷增加，從而提升了制熱量。pdis隨充注量的變化也引起壓縮機進出口焓差的增加，且高壓比下壓縮機效率降低，導致充注量增加，COPh降低。

圖5所示為充注量對mr和EEV開度的影響。mr隨充注量的增加降低21% (73～58 kg/h)，由圖4可知壓縮機入口的狀態變化不大，因此mr的下降主要是由于壓縮機容積效率隨著排氣壓力的增加而衰減。EEV開度隨充注量的增加從0.69降至0.08 (全開時為1)，變化顯著。CO2制冷劑的EEV流量特性的影響機制較為復雜，主要受幾何參數(閥口面積、閥針形狀等)和工況參數(閥前的溫度壓力、閥后的壓力)的影響，同時涉及閃發和壅塞流動、超臨界以及亞臨界流態[15]。由實驗結果可知，隨著充注量的增加，閥前溫度的降低 (26.9～13.2 ℃) 和閥前壓力的增加 (7.4～10.6 MPa)均會引起相同開度下流量的增加，由于mr下降21%，三者疊加引起EEV開度顯著下降。此外，實驗采用的EEV的幾何參數一定程度上也對該現象造成影響。EEV的精確高效控制對CO2系統的穩定運行至關重要，車用熱泵空調系統的工況變化幅度較大，因此有必要在后續研究中進一步研究EEV的流量影響機制及其開度控制對CO2車用熱泵空調系統的影響。

圖5 充注量對mr和EEV開度的影響Fig.5 Impacts of refrigerant charge on refrigerant mass flow and EEV opening

2.2 氣冷器形式對車用熱泵空調系統性能的影響

本文實驗對比了采用單一氣冷器和串聯氣冷器形式的CO2車用熱泵空調系統性能，分析了兩者的性能差異。表2為不同氣冷器形式的車用熱泵空調系統的制熱性能實驗的測試工況。系統在-10 ℃和-20 ℃全新風工況下進行實驗。充注量的確定以Qh優先考慮，根據0 ℃工況下最大充注量確定了單一氣冷器和串聯氣冷器的車用熱泵空調系統充注量分別為0.6 kg和0.9 kg。

圖6所示為不同壓縮機轉速、環境溫度條件下氣冷器形式對車用熱泵空調系統Qh和COPh的影響。由圖6(a)可知，在不同的壓縮機轉速和環境溫度下，采用串聯氣冷器的CO2車用熱泵空調系統Qh高于采用單一氣冷器的車用熱泵空調系統的17%～31%。由圖6(b)可知，在不同的壓縮機轉速和環境溫度下，采用串聯氣冷器的CO2車用熱泵空調系統COPh高于采用單一氣冷器的車用熱泵空調系統的20%～33%。因此，相比于單一氣冷器的形式，采用串聯氣冷器可以顯著提升Qh和COPh。該方法直接提升了CO2車用熱泵系統的制熱能效，實現了降低能耗、延長冬季續航里程的設計目標。

表2 車用熱泵空調系統性能實驗的測試工況Tab.2 Operation conditions of automobile heat pump air-conditioning system performance experiment

圖6 氣冷器形式對車用熱泵空調系統性能的影響Fig.6 Impacts of gas cooler type on the performance of automobile heat pump air-conditioning system

由圖6還可知，當壓縮機達到最高轉速8 000 r/min時，采用串聯氣冷器的車用熱泵空調系統，在-10 ℃工況Tg,o可以達到59.4 ℃，COP=1.6；在-20 ℃工況Tg,o可以達到40.4 ℃，COP=1.8。這說明在-20 ℃的低溫環境下，研發的CO2車用熱泵系統可提供足夠的制熱量和達到出風溫度的要求。因此，CO2車用熱泵空調系統在低溫環境下可以不使用PTC，進一步提升了高效熱泵的使用工況范圍，是現有R134a車用熱泵空調系統無法比擬的[3]，因此研發的車用熱泵空調系統應用潛力巨大。

圖7所示為不同氣冷器形式的熱泵循環p-h圖。其中壓縮機轉速為6 000 r/min，環境溫度分別為-10 ℃和-20 ℃。由圖7可知，相比于單一氣冷器，串聯氣冷器的節流等焓線位于更左邊的位置。兩者的閥前壓力相近，但閥前溫度差別較大。當環境溫度為-10 ℃時，單一和串聯氣冷器的閥前溫度分別為28.6 ℃和10.3 ℃；當環境溫度為-20 ℃時，閥前溫度分別為18.8 ℃和-1.2 ℃。由此可見，相比于單一氣冷器，采用串聯氣冷器閥前溫度降低了18～20 ℃，使其更接近于室內風的進口溫度。閥前溫度的降低增大了高壓側的焓差，提高了COPh。因此，采用串聯氣冷器的車用熱泵空調系統顯著增強了高壓側的換熱能力，降低了氣冷器出口溫度。

圖7 不同氣冷器形式的熱泵循環p-h圖Fig.7 p-h diagram of heat pump cycles with various gas cooler type

另一方面，采用串聯氣冷器降低閥前溫度也直接影響了系統充注量。如當環境溫度為-10 ℃時，忽略高壓壓力的區別，采用串聯氣冷器比單一氣冷器的熱泵循環在氣冷器上多出了從28.6 ℃降至10.3 ℃的過程(圖7中橢圓部分)，而由于該段制冷劑已經過超臨界而處于純液相狀態，密度較高(700～900 kg/m3)，使串聯氣冷器內的制冷劑充注量遠高于單一氣冷器。串聯氣冷器內容積的增大(兩個換熱器)以及氣冷器出口段密度的增大(閥前溫度不同)是引起串聯氣冷器充注量(0.9 kg)高于單一氣冷器充注量(0.6 kg)的主要原因。

3 結論

本文基于實車的安裝空間和布局，采用新研發的CO2系統車用關鍵零部件，研發了一套CO2跨臨界的車用熱泵空調系統，并研究了低溫熱泵性能，得到如下結論：

1)隨著充注量從0.6 kg增至0.9 kg，Qh增加20.7%，COPh下降10.5%。pdis的變化幅度隨著充注量的增加而增加，導致充注量過多時，pdis或Tdis易突然達到臨界值。

2)mr隨充注量的增加而降低21%，主要是由于壓縮機容積效率隨著排氣壓力的增加而衰減。EEV開度隨充注量的增加從0.69降至0.08，閥前溫度的降低、閥前壓力的增加及mr的下降三者疊加引起了EEV開度顯著下降。

3)熱泵模式下將室內換熱器串聯來提高高壓側的換熱能力，實驗表明采用該方法能夠實現Qh(17%～31%)和COPh(20%～33%)的顯著提升。

4)相比于單一氣冷器，采用串聯氣冷器增強了高壓側的換熱能力，降低了氣冷器的出口溫度。由于氣冷器出口段密度增大及氣冷器內容積增大，采用串聯氣冷器的車用熱泵空調系統的充注量高出50%。

5)采用串聯氣冷器的CO2車用熱泵空調系統，-10 ℃全新風環境下，Tg,o最高可達59.4 ℃， COP=1.6；在-20 ℃全新風環境下，Tg,o最高可達40.4 ℃， COP=1.8。

符號說明

COPh——制熱COP

EEV——電子膨脹閥

HVAC——采暖通風與空調

mr——制冷劑質量流量，kg/h

p——壓力，MPa

pdis——壓縮機排氣壓力，MPa

Qh——制熱量，kW

T——溫度，℃

Tg,o——氣冷器空氣側出口溫度，℃

Tdis——壓縮機排氣溫度，℃