電動汽車熱泵空調車外換熱器特性分析

何澤輝，王芳，汪青青，劉登輝，王宇翔

（200093 上海市 上海理工大學 能源與動力工程學院）

0 引言

目前，新能源汽車的主流供熱方法有電阻絲加熱和熱泵空調系統供熱兩種，在汽車內熱負荷相同的情況下熱泵空調系統的能耗遠低于電加熱[1]，因此，熱泵空調技術在電動汽車空調系統有廣闊的應用前景。汽車空調系統的能耗大小是決定純電動汽車的續航里程的重要因素之一，所以如何降低汽車熱泵空調系統的能耗成為行業內關注的重點。近些年來，電動汽車空調系統的蒸發器與冷凝器大多采用微通道平行流換熱器，主要原因在于微通道換熱器體積小、制冷劑充注量少、換熱效率高[2]，但是制冷劑流量分布不均勻會使車外換熱器表面溫度分布不足夠均勻，嚴重影響微通道換熱器的換熱性能，所以分析和優化微通道換熱器的表面溫度分布均勻性也是提升汽車空調系統制熱性能及減少能源消耗的方式之一。

隨著國內外學者研究的不斷深入，汽車空調技術在不斷完善和發展。Promme[3]提出使用電動汽車蓄電池的廢熱作為除霜熱源，并設計裝置進行實驗。實驗結果表明，在-10 ℃工況時，該系統可以節約15%左右的電量，同時使空調系統在冬季工況下穩定運行；薛慶峰[4]等采用雙流程微通道換熱器建立了汽車熱泵空調系統實驗臺，并使用Dymola 平臺構建了車外換熱器的仿真模型。得出換熱性能最優時微通道換熱器的進出流程扁管數之比為1∶3 的結論；丁鎏俊[5]等研究了換熱器結構中各個參數如流程數、扁管尺寸等對換熱器結霜現象的影響。其研究結果表明，減小換熱器的流程數可以降低制冷劑在扁管中的壓力損失，而且在不影響空氣側參數的情況下，適當增大扁管的直徑能使制冷劑壓力損失降低，但會使系統制熱量稍有下降；周國梁[6]等研究了微通道換熱器的換熱特性和優化溫度分布均勻性的可行方案，發現適當的進風溫度可以改善微通道換熱器換熱性能，提高換熱器溫度分布的均勻程度；Kim[7]實驗研究了平行、常規和豎直3 種集管進口結構對制冷劑分流均勻性的影響，研究表明豎直進口的分流均勻性最好；嚴瑞東[8]等對3 種不同流程數的微通道換熱器分別用作冷凝器和蒸發器時溫度分布均勻性和其對系統性能的影響進行了實驗。結果表明，微通道換熱器在用作冷凝器和蒸發器時，溫度分布不均對系統性能的影響分別達到7.3%和3.5%，并且流程數對溫度分布均勻性的影響在作為冷凝器和蒸發器時是不同的；Li[9]采用熱成像設備研究了不同結構的換熱器對制冷劑溫度分布的影響；巫江虹[10]在汽車熱泵系統中研究了車外換熱器的溫度分布均勻性。

本文通過實驗的方法，研究了車外微通道換熱器的溫度分布均勻度，獲得了其在不同工況下的溫度分布特性，以及與?損之間的關系，為車外換熱器的改進提供參考。

1 實驗臺簡介

圖1 所示為實驗用汽車空調的原理圖。實驗臺由提供實驗工況的焓差室、電動汽車熱泵空調系統部件、測量與采集系統3 部分組成。

圖1 實驗汽車空調原理圖Fig.1 Air conditioner schematic diagram of experimental vehicle

焓差室能夠提供高精度、高靈敏度的實驗工況。主要測試設備與裝置由空氣調節處理柜、制冷調節系統、空氣加熱加濕系統、焓差測量系統及電器控制系統構成。微通道換熱器在實驗時放置在焓差室風洞上，通過風機頻率調節通過換熱器的風量大小。

電動汽車熱泵空調系統由電動渦旋式壓縮機（額定排量27 cc/rev,轉速500～5 000 r/m）、直流穩壓電源(額定輸出電壓0～300 V，額定電流0～20 A)、恒溫水浴(控溫范圍：-75～95℃，精度±0.01℃)、車外換熱器、車內換熱器（板式換熱器）、氣液分離器、電子膨脹閥(工作壓力0～4.5 MPa,開度0～500)和手閥、電磁閥等組成。

測量與采集系統主要有溫度傳感器（四線制PT100 鉑電阻和熱電偶）、壓力傳感器（量程0～3 MPa,精度0.25% f·s）、壓差傳感器（量程0～500 Pa,精度±0.1 Pa）、電子流量計(量程0～2 720 kg/h,精度0.2 液/0.5 氣%)等。采用的數據采集模塊為安捷倫數據采集儀，支持通過LabVIEW 程序實時讀取和計算采集所得數據，并有數據時間戳和保存功能。

2 實驗結果與分析

2.1 換熱器溫度分布特性

式中：Ai，j——第i 行第j 列的溫度；Ai——第i行各溫度測點的平均值；λi——第i 行的溫度分布標準差；i 與j 的值取決于微通道換熱器上的溫度分布測點數量。

本次實驗換熱器的溫度測點排布見圖2，表1 為該換熱器的具體參數表，表2 為換熱器實驗的工況表（當風速為定量時風量不改變，風量為變量時，通過改變風量控制風速）。

表1 車外換熱器參數表Tab.1 Parameters of outside heat exchanger

表2 換熱器實驗工況表Tab.2 Experimental condition of heat exchanger

圖2 車外換熱器出風表面溫度測點布置圖Fig.2 Layout drawing of temperature measurement points on air outlet surface of heat exchanger

2.1.1 風速對溫度分布的影響

圖3 是壓縮機轉速為3 000 r/min，風速分別為2 m/s 和3 m/s 時，車外換熱器的溫度分布云圖。

圖3 3 000 r/min 時車外換熱器表面溫度分布云圖Fig.3 Cloud map of surface temperature distribution of outside heat exchanger at 3 000 r/min

由圖3 可以看出，在不同風速環境下，車外換熱器的表面溫度分布都是上部出口處溫度較高、下半部分制冷工質進口處溫度較低，這是由于二相流制冷工質進入車外換熱器后，液相制冷工質的密度大、流動速度小且受到重力的作用先流入靠近地面的微通道扁管。隨著制冷工質和空氣的不斷換熱，液相逐漸轉變為氣相，氣相制冷工質聚集在換熱器的上部，由于氣相制冷工質的換熱效果較差，造成換熱器的上下溫度分布不均勻度提高。

圖4 是系統2 在高溫工況下溫度分布均勻度λ與轉速的關系圖。由圖4 可知，隨著風速的增加，車外換熱器的表面溫度分布均勻度λ的值先增大后減小，這說明車外換熱器的表面溫度分布均勻程度受到風速的影響較大。在風速由1 m/s 增加到1.5 m/s 時，車外換熱器溫度分布不均勻度λ增大，這是由于在低風速的環境下換熱器換熱不充分，換熱器內制冷劑存在較大壓降，靠近地面的流程扁管分配了大量的液相制冷工質，與之處于相同流程的上層扁管分配較多氣相制冷工質，使得換熱器的不同部分換熱效果相差較大。而在風速從1.5 m/s 增加到3 m/s 之間時，風速不斷增大導致車外換熱器的換熱量增大。制冷工質進入車外換熱器時是氣液兩相狀態，換熱量的增加使得液相制冷工質迅速相變成為氣相工質，在短時間內將汽化潛熱消耗殆盡，之后的車外換熱器內均為氣相制冷劑吸熱，換熱器整體的溫度均勻程度變高。

圖4 不同風速下溫度分布不均勻度λFig.4 Temperature distribution unevennessλ under different wind speeds

2.1.2 電子膨脹閥開度對溫度分布影響

圖5 是0 ℃時，不同開度下車外換熱器表面溫度分布不均勻度和出風溫度的變化趨勢圖。膨脹閥開度從30%～35%時，表面溫度分布不均勻度不斷減小，這是由于系統中膨脹閥開度變大導致制冷工質流量增大，出風溫度降低說明系統換熱量增大，車外換熱器的換熱器效果增加。在開度從35%～45%時，不均勻度雖然變化不大，但出風溫度一直升高。這是由于膨脹閥開度增大，節流效果減弱，系統中高壓變低、低壓升高使得車外換熱器中制冷工質的蒸發溫度升高，與空氣的換熱溫差減小，同時換熱器的內部氣液兩相制冷工質分配不均勻導致換熱器的換熱效果變差。在開度45%～50%中不均勻度迅速降低，這是由于開度繼續增大導致節流效果進一步減弱，系統中高低壓不斷接近，制冷工質在進入車外換熱器時大部分為氣態工質，換熱效果差。

影像學指標包括測量的頸椎生理曲度（Cobb角）和頸椎活動度（ROM）（頸椎動力性攝片測量法，將過伸和過屈位X線片上的Cobb角絕對值相加）。隨訪時如果過屈過伸位片上相鄰棘突間距改變＜2 mm、側位片上假體和相鄰椎體間沒有透亮線、側位片及CT上可見骨小梁通過假體與鄰近終板，可以認為已達到融合標準。

圖5 0 ℃時不同開度下溫度不均勻度和出風溫度Fig.5 Temperature unevenness and air outlet temperature at different opening degrees at 50 ℃

圖6 是電子膨脹閥不同開度下的溫度分布云圖。在膨脹閥開度逐漸降低的情況下，系統中制冷工質的流量不斷減小，車外換熱器中制冷工質的流量分配變得更不均勻，使得換熱器表面的不均勻度變大。由圖中可以看出，在膨脹閥開度較小時，靠近換熱器進口的部分換熱效果較好，換熱器表面溫度較低；靠近換熱器出口的部分換熱效果較差，換熱器出風表面溫度較高,而膨脹閥開度過大時，換熱器內幾乎全為單一氣象工質，雖然換熱器內各部分換熱效果相同，但是換熱效果很差。

圖6 不同電子膨脹閥開度下溫度分布云圖Fig.6 Temperature distribution cloud diagram under different opening degrees of electronic expansion valve

2.2 換熱器?損分析

在換熱器實際工作過程中產生?損失的計算極為復雜，理論上為方便計算需要進行條件假設。本文中假設換熱器在工作過程中只有高溫流體與低溫流體換熱；流體經過換熱器前后的動能不產生變化；忽略扁管壁厚產生的熱損失；忽略重力對冷熱流體的影響；忽略流體在通過換熱器前后產生的壓力損失。溫度為T1 的高溫流體在與低溫流體換熱后成為溫度為T2 的流體過程在簡化后可以得到換熱器的?平衡公式表達：

式中：Mh，Ml——高溫流體和低溫流體的質量流量，kg/h；eh1，el1——高溫流體和低溫流體進入換熱器時的單位?數值，kJ；eh2，el2——高溫流體和低溫流體在流出換熱器時的單位?數值，kJ；E——換熱器的?損失，kJ。

由式3 可以計算出換熱器的?損失E：

在換熱過程中，不同溫度的流體擁有不同的?值。有學者提出了計算不同溫度的?值可通過焓值和溫度計算的公式，如下：

式中:H——流體的比焓值；H0——流體在環境溫度下的比焓值；T——流體的溫度；T0——環境溫度，一般取值為293 K。將冷熱流體的參數分別代入到公式中則可以得到不同溫度下冷熱流體的?值。

對于換熱器的?效率η，其計算公式可以表示為

?效率就是低溫流體得到的?與高溫流體失去的?的比值，?效率的大小直觀反映了換熱器的性能好壞。

實驗工況為10 ℃；風速為1.5 m/s；轉速為3 000 r/min；壓縮機吸氣壓力2.3 bar；吸氣溫度18.1℃；排氣壓力9.87 bar；排氣溫度53.6 ℃；出風溫度2.67 ℃；壓縮機功率915 W；制冷劑流量54.9 kg/h。計算公式所需參數可根據工況由R134a 熱力性質查詢。

圖7 是車外換熱器?損在不同風速下的變化趨勢。由圖7 知，在風速由1 m/s 到1.5 m/s 時，換熱器的?增大，之后隨著風速的增大換熱器的?損逐漸減小。這與換熱器表面溫度分布不均勻度在相同工況下的變化趨勢較為一致，分析認為是在風速較低時，換熱器中制冷工質的壓力損失較大，使得液相的制冷工質積沉在靠近地面的換熱器扁管中，而氣相制冷工質則迅速通過上層扁管流出換熱器。在風速繼續增大時，系統中制冷工質的質量流量增大，換熱器中壓力損失百分比變小，兩相流制冷工質能夠同時進出換熱器。圖中最大?損180 W，約占換熱量的8.1%，而最小僅有45 W，約占換熱量的3.2%。而且在相同的風速下，轉速越高換熱器的?損失越大，這與換熱器中制冷工質的流量相關。隨著壓縮機轉速的增大，制冷工質的流量也越大，此時換熱器的整體換熱性能變好；同時，車外換熱器中的蒸發壓力降低，蒸發溫度降低，導致制冷工質和空氣的換熱溫差變大,可以通過公式計算得到此時的?損增大。

圖7 不同風速下?損變化趨勢圖Fig.7 Trend chart of exergy loss under different wind speeds

圖8 是不同膨脹閥開度下的換熱器?損變化趨勢圖。每個轉速下，系統都有與之對應的最佳膨脹閥開度，隨著開度的增大，在未到達最佳開度的過程中，車外換熱器內的流量較小，換熱器第1 流程中的制冷工質進行相變換熱，迅速成為氣相制冷劑進入第2 流程，使得換熱器內制冷工質的溫度升高，換熱溫差增大，致使換熱器的?損數值較大并隨著膨脹閥開度增大而減小；當膨脹閥開度超過最佳開度后，隨著開度的增大，制冷劑的流量增大，車外換熱器中的蒸發壓力和蒸發溫度增大，換熱器出口的制冷工質溫度升高，其熵值增加，導致換熱器的?損增加。

圖8 不同開度下換熱器?損變化趨勢圖Fig.8 Variation trend of heat exchanger exergy loss under different expansion valve opening degrees

3 結論

通過搭建電動汽車熱泵空調系統實驗臺，選取風速和膨脹閥開度對車外換熱器的溫度均勻性和?損值的影響進行研究，為了避免偶然性帶來的影響，分別在不同壓縮機轉速下進行多次實驗，得出如下結論：

（1）室外風速是影響車外換熱器溫度分布均勻性的重要因素之一，隨著風速的增加車外換熱器的溫度分布不均勻度λ先增大后減小，不同的壓縮機轉速下的λ最大值都處于同一風速工況下；

（2）其他變量相同時，換熱器溫度分布的不均勻度隨著臨近最佳膨脹閥開度時達到相對極小值點，此時制冷工質也有很好的節流效果，換熱性能達到最優，此后再隨著開度增大，不均勻度變大，當膨脹閥開度過大時，換熱器內為氣態工質，研究均勻性意義不大；

（3）換熱器的溫度分布均勻程度與制冷工質的流量大小及氣液兩相流的分配有關，且換熱器的?損與溫度分布不均勻度基本耦合，而且不同轉速下系統都有與之相對應的最佳膨脹閥開度，同時的?損值最小。