廢熱回收型純電動汽車熱泵系統仿真

葉鵬 盧剛 沈光裕

（泛亞汽車技術中心有限公司）

純電動汽車能夠實現無排放污染、能源利用效率高，是未來新能源汽車的重要發展方向。但是，與傳統燃油車相比，純電動車并沒有發動機余熱用于乘員艙取暖[1]；而采用PTC（Positive Temperature Coefficient）電加熱會嚴重影響純電動汽車的續航里程，可以回收利用動力電池和驅動電機的廢熱用于乘員艙取暖[2]。乘員艙溫度控制、動力電池和驅動電機的熱管理系統獨立分散[3-4]，也需要進行統一管理。針對上述問題，文獻[5]以熱泵空調系統為基礎，采用將制冷劑回路引入電池內部的方法進行電池熱管理，但并沒有考慮電機的熱管理。文獻[6]對電機和電池采用水冷，并且將熱量與空調系統交換，整個熱管理系統的核心為空調系統。上述研究都未在統一工況進行系統性能測試。基于此，文章提出了一種廢熱回收型熱泵系統（包含動力電池和驅動電機的廢熱熱源），研究在CLTC-P（中國輕型車測試循環）工況下的整車熱管理性能，為乘員艙取暖以及提高續航里程提供參考。

1 循環原理

某車型熱管理系統能夠完成乘員艙制冷、電池/電機冷卻、乘員艙采暖和電池/電機廢熱回收功能，不同的功能通過切換管路電磁閥實現，文章僅討論乘員艙采暖和電池/電機廢熱回收功能。

當乘員艙需求采暖時，制冷劑經壓縮機壓縮后流經乘員艙冷凝器、干燥過濾器、電子膨脹閥、板式換熱器，回到壓縮機；冷卻液流經電池和電機回路，吸收電池和電機廢熱，將吸收的熱量通過板式換熱器與制冷劑進行熱量交換，從而實現電機和電池廢熱回收。回路中的高壓電加熱器在熱量不夠時給水加熱；乘員艙空氣與艙內冷凝器中制冷劑換熱，用于給乘員艙加熱。純電動汽車熱管理系統乘員艙采暖工況，如圖1 所示。

圖1 純電動汽車熱管理系統乘員艙采暖工況

2 整車熱管理系統模型建立

搭建整車乘員艙采暖工況的物理模型，并對仿真模型進行簡化以加快模型求解速度：1）忽略各部件間和連接管路間的熱交換[7]59；2）系統管內制冷劑流動為一維流動；3）冷凝器側入口空氣為一維均勻條件，忽略空氣的流動不均勻性[8]；4）電機電池系統簡化為相應的等效熱容；5）電池與外界空氣的對流換熱表面傳熱系數為定值不變[9]；6）電池內部材料均勻，且材料的物理性質保持定值，不受外界影響[10]。

2.1 壓縮機模型

壓縮機建模采用容積式壓縮機模型，電池組直流電經逆變器為壓縮機驅動電機供電，電機帶動壓縮機運轉，考慮到制冷劑在壓縮機中流動和換熱比較復雜，建模僅考慮體積效率ηv、等熵效率ηis和機械效率ηm。質量流量（qm/（g/s））、排氣焓值（h2/（J/kg））和輸入功率（P/w）的計算如下。

式中：N——壓縮機轉速，r/min；

ρ——吸氣密度，kg/m3；

D——壓縮機排量，CC。

式中：h1——吸氣焓值，J/kg；

Δh——等熵排吸氣焓差，J/kg。

圖2 示出壓縮機的模擬結果和試驗數據的對比。從圖2 可以看出，模型和試驗相差不大，模擬結果與試驗數據取得良好的一致性。

圖2 壓縮機模型的驗證結果

2.2 換熱器模型

與壓縮機建模過程類似，模型未對冷凝器中制冷劑的流動換熱過程進行機理性研究。采用標定換熱器換熱能力的方法，該方法通過計算制冷劑側換熱系數并標定空氣側換熱系數來實現。

單相區制冷劑的換熱系數采用Dittus-Boelter 關聯

式計算，如式（4）所示。式中：Re——雷諾數；

Pr——普朗特數；

k——導熱系數，W/(m2℃)；

D——特征直徑，m。

兩相區制冷劑換熱系數采用Klimenko 關聯式計算，如式（5）所示。

式中：ρl——液態密度，kg/m3；

ρv——氣態密度，kg/m3；

kl——液態導熱系數，W/(m2℃)；

kw——壁面導熱系數，W/(m2℃)。

空氣側Nusselt 數，如式（6）所示。

式中系數C與指數m則由試驗數據結合最小二乘法加以確定。

根據冷凝器和板式換熱器的試驗工況，建立模型模擬計算試驗工況下的換熱量，模型值和試驗值的試驗對比情況，如圖3 所示。結果表明模擬結果和試驗數據一致性良好，可用于預測換熱器的換熱能力。

圖3 冷凝器和板式換熱器模型模擬結果與試驗數據[1]19-27

2.3 膨脹閥模型

膨脹閥模型按照孔板模型，其計算公式如下：

式中：n——膨脹閥當前的開度；

CD——流量系數；

A——膨脹閥最大流通面積，m；

ρr_in——膨脹閥進口制冷劑密度，kg/m3；

pin，pout——膨脹閥進、出口制冷劑壓力，Pa。

2.4 工況模型

在汽車運行中，影響熱泵工作的參數包括汽車的運行速度、電池及驅動電機的廢熱功率。試驗工況模型中，通過時間查表確定當前時刻的汽車運行速度和電池及驅動電機的廢熱功率，并輸出給熱泵系統物理模型作為求解的參數輸入[7]58。其電池和驅動電機廢熱功率數據通過仿真軟件進行計算，汽車關鍵參數，如表1 所示。

表1 汽車主要動力仿真參數

采用電池SOC（荷電狀態，即電池當前剩余容量占額定容量的百分比）作為純電動汽車熱管理系統對續航里程影響的評價指標。純電動汽車動力電池的SOC估計方法為：把電池看成一個理想電壓源和內阻串聯的等效電路[1]110-114。

3 乘員艙加熱系統模擬結果和討論

3.1 模擬工況

對于乘員艙加熱，整車采用適合中國國情的CLTC-P 工況，該工況包含低速、中速和高速3 個速度區間，工況時長為1 800 s，平均車速為29 km/h，最大車速為114 km/h。CLTC-P 工況下的車速曲線，如圖4 所示。對不同工況下包含熱管理系統模塊的整車進行仿真分析，仿真時間為2 個CLTC-P 循環。該仿真工況下，模型的電池和電機的散熱量輸入，如圖5 和圖6 所示[1]115。

圖4 CLTC-P 工況下的車速曲線

圖5 電池散熱量曲線

圖6 電機散熱量曲線

仿真工況結合實際使用情況考慮，冬季汽車在行駛前通過充電樁供電采用熱管理系統把電池預熱到30 ℃，艙內氣溫預熱至24 ℃再啟動汽車，節約行車能耗。

工況1：短途行駛，電池廢熱和電加熱給乘員艙供熱。汽車啟動前，熱管理系統將電池預熱至30 ℃，艙內氣溫預熱至24 ℃；驅動電機部件和油溫度初始溫度為-7 ℃，仿真2 個CLTC-P 循環。工況2：長途行駛，電池廢熱、電機廢熱和電加熱給乘員艙供熱。維持電池溫度在13 ℃，維持艙內氣溫在24 ℃，驅動電機部件和油溫度在55 ℃，仿真2 個CLTC-P 循環。

乘客艙溫度設定為24 ℃，根據某車型在環境-7 ℃下的試驗結果，維持該艙內溫度，艙內冷凝器出風溫度約為43 ℃。通過調節壓縮機轉速和高壓電加熱器功率來控制該出風溫度。乘員艙進風模式為外循環模式時，進風溫度為-7 ℃；乘員艙進風模式為部分內循環模式時，進風溫度為7 ℃。

3.2 電池和電機熱管理

圖7 示出電池溫度隨時間的變化情況。對于工況1，電池溫度由30 ℃逐漸降低至9 ℃附近，電池預熱熱量以及自身散熱用于給冷卻水加熱。對于工況2，電池溫度維持在13～15 ℃，與冷卻水換熱量。

圖7 電池溫度隨時間的變化

圖8 示出工況1 和工況2 的電機油溫隨時間的變化情況。對于工況1，電機的發熱量僅用于自身升溫，并未和冷卻水換熱。在低車速工況區間時，電機油溫緩慢增加；在高車速工況區間時，電機油溫急劇增加。對于工況2，電機初始溫度為55 ℃，在1 600 s 前電機和冷卻水換熱，當電機溫度降低至38 ℃，觸發冷卻水旁通條件，此后電機的發熱量用于自身升溫，直至3 300 s電機升至50 ℃，電機再次與冷卻水進行換熱。

圖8 工況1 和工況2 電機油溫隨時間的變化

3.3 系統性能

工況1 的壓縮機和加熱器的功耗曲線、系統COP曲線，如圖9 所示。前2 600 s，壓縮機功耗為1～1.3 kW，加熱器不介入工作，系統的COP 處于3.5～2.5。在2 600～3 600 s 時，水溫過低，電池觸發電加熱器工作，加熱器功率為1 kW左右，壓縮機功率維持在1.25 kW，COP 穩定在2.5。由此可知，帶電池預熱的熱泵系統，要比單獨電加熱的熱泵系統，COP 提升約20%。

圖9 工況1 下壓縮機、加熱器和COP 隨時間的變化情況

表2 示出了工況2 在進風溫度為-7 ℃和7 ℃時的采暖性能對比。從表2 中可以看出，部分內循環模式對比外循環模式，壓縮機功耗減少了23%，加熱器功耗減少了30%，COP 下降了9%。

表2 工況2 在不同進風溫度下的采暖性能

圖10 示出了-7 ℃環境工況和初始SOC為0.96時，4 種不同運行模式完成2 個CLTC-P 運行工況后，電池SOC的對比情況。無乘員艙加熱需求時，SOC為0.906；電池預熱+ 廢熱回收+ 電加熱時，SOC為0.893；無電池預熱+廢熱回收+電加熱時，在工況運行結束后，SOC為0.871；而無電池預熱+無廢熱回收+電加熱時，在工況運行結束后，SOC為0.865。由此可見，相比于僅使用電加熱器，采用電池預熱、廢熱回收的熱泵系統百公里能耗降低了29.6%；相比于僅使用電加熱器，采用廢熱回收的百公里能耗降低6.7%[1]120-122。

圖10 不同運行模式下SOC 隨時間的變化

4 結論

文章提出的利用動力電池和驅動電機廢熱的熱泵系統，采用動力電池預熱，可使乘員艙取暖系統的COP和整車的百公里能耗有顯著優化。為了更好地達到節約能源、降低百公里能耗的目標，可進一步對動力電池和驅動電機進行散熱試驗匹配，完善模型輸入，以及對控制策略的限制參數進行進一步優化。