電動客車用余熱回收型熱泵的換熱器優化及性能實驗研究

張文超 鄒慧明 韓欣欣 唐明生 田長青

(1 上海海事大學商船學院 上海 201306；2 中國科學院理化技術研究所 空間功熱轉換技術重點實驗室 北京 100190；3 河南理工大學土木工程學院 焦作 454000)

當今能源危機與環境污染問題日益嚴重，大力發展新能源產業成為傳統能源消耗產業轉型發展的新思路[1]。電動客車由于其環保特性，在國家相應政策的扶持下得到了長足發展[2]，技術進步與產業升級使其具有更加廣闊的發展前景。電動客車空調系統由車載動力電池驅動，通過熱泵系統滿足制冷、制熱、除霧、除霜等需求，其系統性能的優劣直接影響電動客車的節能性與實用性，對于電動客車的續航能力具有重要影響[3]。

針對電動客車熱泵空調系統在冬季工況下制熱性能衰減嚴重的問題，研究人員在常規單級壓縮熱泵空調系統的基礎上增加了噴射補氣支路，這種帶噴射補氣支路的熱泵循環介于單級壓縮與二級壓縮之間被稱為準二級壓縮補氣熱泵循環，準二級壓縮補氣熱泵循環能有效降低壓縮機排氣出口壓力與溫度，且系統修改添加的設備較少[4]。在對準二級壓縮噴射補氣系統的研究中，李海軍等[5]建立了帶經濟器的中壓補氣型電動客車熱泵空調系統實驗臺，在低溫區實驗工況下，研究不同轉速下低溫和高溫壓縮機效率的變化情況，結果表明在環境溫度為50 ℃與-20 ℃的情況下壓縮機效率隨著轉速的提升而升高，且相比于單級壓縮系統的系統能效有一定的提升；針對客車空調蒸發器中兩相流分液與冷卻水排除的難點，中原工學院團隊[6-8]研發了一款適用于大型電動客車的噴射補氣熱泵系統，在環境溫度為-10 ℃時，設計的系統制熱量提升21.8%，COP提升13.3%；在低溫高濕的工況下對準二級壓縮熱泵系統進行實驗，結果表明在環境溫度為-10 ℃與-20 ℃的情況下，相比于單級壓縮循環系統，低壓補氣系統的制熱量分別提高16.6%和22.6%，COP分別提高5.3%和7.1%。隨著電機、電驅等功率的逐步上升，電氣部件的余熱量越來越可觀，如何更好的發揮熱泵空調系統的余熱利用優勢，提高其低溫制熱性能是電動客車熱管理系統的重要課題。Tian Zhen等[9]設計了一種電動客車一體式熱管理系統，將車內環境與電池、電機余熱回收結合，采用雙蒸發器進行余熱回收，結果表明，與PTC電加熱相比，該一體式熱管理系統的客車行駛里程增加了31.71%。Han Xinxin等[10-11]研發了一款帶余熱回收的電動客車中間補氣熱泵系統，并進行了理論和實驗研究，研究該系統在不同車外環境溫度、壓縮機頻率、中間補氣壓力等參數影響下的制熱性能變化，實驗結果表明該系統存在最優補氣率，車外環境溫度為-10 ℃和-20 ℃時，余熱量為3 kW的系統相比于無余熱回收的系統COP分別提升了9.33%和15.45%。在實際應用方面，華強、松芝等企業均推出了低環溫噴射補氣準二級壓縮的熱泵空調系統電動客車。這些工作為電動客車熱泵空調系統的應用奠定了良好的基礎。

基于上述研究，本文對基于噴射補氣的余熱回收型電動客車熱泵系統進行系統設計優化，以更好地提高熱泵系統性能。

1 系統設計

1.1 系統流程

為了提高電動客車的余熱利用效率，可以將電池電驅溫控與熱泵空調系統進行耦合，通過熱泵系統實現余熱利用，通常采用的耦合方式如圖1所示，將余熱換熱器的支路與蒸發器支路并聯，該種形式通常根據余熱量來控制余熱支路膨脹閥門開度進行調節，但由于該系統具有3條支路3個膨脹閥，補氣支路、蒸發器支路、余熱換熱器支路之間有一定的互相影響，因此控制調節相對復雜。基于此，課題組提出了基于噴射補氣的余熱回收型熱泵循環，如圖1(b)所示，該系統將余熱換熱器與噴射補氣支路串聯，簡化了系統流程，控制相對簡單。

圖1 準二級壓縮循環系統耦合方式

基于上述原理，課題組設計了電動客車基于噴射補氣的余熱回收熱泵系統，系統采用串聯耦合的噴射補氣型客車空調熱泵系統，系統流程如圖2所示，系統原理為：在制熱工況下，壓縮機壓縮后高溫高壓的制冷劑通過四通換向閥分別在兩側的車內換熱器中放熱，為車室提供熱量，冷凝放熱后的制冷劑分為兩路，主路直接進入中間換熱器，補氣支路經過電子膨脹閥節流降壓后進入中間換熱器，這兩條支路的制冷劑在中間換熱器內換熱后，補氣支路的制冷劑經過壓縮機補氣口進入壓縮機，吸氣主路制冷劑分為兩條支路，一條支路經過電子膨脹閥節流降壓進入車外換熱器，另一條支路經過節流降壓后進入余熱換熱器換熱，出來后與車外換熱器內蒸發吸熱后的制冷劑混合，再經過氣液分離器進入壓縮機吸氣口，完成循環。

圖2 帶余熱回收的準二級壓縮熱泵系統流程圖

在制冷工況下，車外換熱器充當冷凝器向車外放熱，車內換熱器充當蒸發器吸收車內熱量，為車室降溫，同時補氣支路的余熱換熱器為電池溫控系統提供制冷量。

1.2 系統理論模型

該系統的熱力循環如圖3所示。

圖3 帶余熱回收的準二級壓縮熱泵系統壓焓圖

噴射補氣理論循環的計算式如下：

蒸發器換熱量Qe(W)：

Qe=m(h1-h9)

(1)

式中：m為經過蒸發器蒸發后進入壓縮機的制冷劑質量流量，kg/s；h1為經蒸發器后的制冷劑焓值，kJ/kg；h9為經主路膨脹閥節流后的制冷劑焓值，kJ/kg。

冷凝器換熱量Qc(W)：

Qc=(m+mi)(h4-h9)

(2)

式中：mi為經過中間換熱器蒸發后噴入壓縮機的制冷劑質量流量，kg/s；h4為被壓縮機壓縮后的制冷劑焓值，kJ/kg。

中間換熱器換熱量Qi(W)：

Qi=m(h6-h7)

(3)

式中：h6為從冷凝器出來的液態制冷劑焓值，kJ/kg；h7為被中間換熱器過冷的制冷劑焓值，kJ/kg。

系統制冷能效比：

(4)

系統制熱能效比：

(5)

壓縮機壓比：

ε=p5/p1

(6)

式中：p5為壓縮機排氣壓力，MPa；p1為壓縮機吸氣壓力，MPa。

由圖3可知，噴射補氣準二級壓縮系統可以通過降低排氣溫度來擴大運行范圍，并通過提高膨脹閥前液態制冷劑的過冷度提高蒸發器換熱量，在設置補氣支路后冷凝器的質量流量也會提高，進而提升制熱性能。

2 系統設計優化

熱泵系統使用制冷劑為R410A。設計制熱工況具體參數如表1所示；制冷工況為額定制冷工況，具體參數如表2所示。

表1 制熱工況

表2 額定制冷工況

2.1 車內外換熱器設計

本文搭建了基于分布參數的換熱器模型，對模型進行了如下假設：

1)制冷劑側與空氣側均為一維穩態均相傳熱；

2)系統壓降變化可忽略不計。

模型計算中使用的傳熱關聯式如下：

冷凝器空氣側對流換熱表面傳熱系數αcon(W/(m2·K))[12]：

(7)

式中：C、ψ為系數；n、m為指數；λa為空氣的導熱系數，W/(m·K)；de為當量直徑，m；Re為雷諾數；b為翅片寬度，m。

蒸發器空氣側對流換熱表面傳熱系數αevp(W/(m2·K))：

(8)

式中：ρg為飽和水蒸氣密度，kg/m3；wmax為最窄處空氣流速，m/s；cp為定壓比熱容，kJ/(kg·K)；Red為當量雷諾數；A為空氣側總外表面積，m2；At為最窄流動截面面積，m2；Pr為普朗特數。

制冷劑單相區對流換熱表面傳熱系數計算關聯式Dittus-Boelter關聯式[13]：

(9)

式中：下標L表示液相制冷劑。制冷劑側冷凝兩相區對流換熱表面傳熱系數Shah關聯式[14]：

(10)

式中：x為干度；pcrit為臨界壓力，MPa；G為總系統質量流量，kg/s；D為管道內徑，m；μL為動力黏度，Pa·s。

制冷劑側蒸發兩相區對流換熱表面傳熱系數Gungor-Winterton關聯式[15]：

(11)

式中：E為增強因子；S為抑制因子；λL為潛熱量，kJ/kg；D為管道內徑，m；M為分子量；q為熱流密度，W/m2。下標tp表示兩相區，nb表示核態沸騰。

換熱器模型的計算流程如圖4所示。為了驗證模型的準確性，采用焓差實驗室測試的電動客車空調系統實驗數據來進行驗證，驗證結果如表3、表4所示。計算結果偏差均在±10%以內，反映模型具有較好的精度[16]。

表3 冷凝器模型驗證

表4 蒸發器模型驗證

圖4 換熱器模型的計算流程

2.2 車外換熱器優化設計

2.2.1 換熱器結構優化

車外換熱器的結構考慮兩種形式，如圖5所示。圖5(a)所示為單向流模型，制冷劑從一側進、另一側出。制冷工況時，車外換熱器作為冷凝器，制冷劑流動方向與空氣流動方向相反，為單向流，同時單向流又分為制冷劑從上側進、下側出的單向流a模式與制冷劑從下側進、上側出的b模式；制熱時，車外換熱器作為蒸發器，制冷劑反向流動，制冷劑與空氣流動方向相同，為順流。圖5(b)所示為混合流模式，制冷劑從兩側進/出，從中間出/進。無論制冷工況還是制熱工況，換熱器內均有一半流路為順流，一半流路為逆流。混合流式結構設計兼顧制冷運行和制熱運行的換熱效果，能夠解決現有熱泵有些制冷效果好而制熱效果一般、有些熱泵制熱效果好而制冷效果一般的問題。本文針對這兩種結構形式分別進行車外換熱器的設計校核。

圖5 換熱器結構形式

2.2.2 最不利工況設計

按照車外環境最低溫度為-20 ℃進行設計，換熱器設計參數如表5所示。

表5 車外換熱器設計

車外換熱器選擇翅片管式換熱器，換熱器銅管選用φ7×0.25(mm)的內螺紋管，管間距為21 mm，排間距為13 mm。翅片選用0.115 mm親水鋁箔，節距為2.3 mm。

在車外環境最低溫度為-20 ℃下，對單向流模式與混合流模式的換熱器進行模擬計算，當需要增加面積時，面積增加的思路為保持現有的結構形式不變，增加流程數(每個流程20根管子)。表6所示為相同風量不同傳熱面積下兩種結構形式換熱器在車外環境溫度為-20 ℃下的制熱性能。

表6 車外環境溫度為-20 ℃下的換熱性能

由表6可知，在車外環境溫度為-20 ℃時，混合流形式的換熱器換熱量大于單向流模式，在6流程120根管的情況下，混合流模式比單向流模式換熱量提升了34.2%。因此對6流程120根的單向流形式與混合流形式的換熱器模型在-20～-10 ℃的車外環境溫度下進行換熱量計算。

模型在車外干球溫度為-30～-20 ℃，車內干球溫度為20 ℃，相同流程數下混合流與單向流在不同進風干球溫度下的換熱量對比如圖6所示，可以看出混合流模式在制熱工況下的換熱量均大于單向流兩種流動模式的換熱量，且流向為下側進、上側出的單向流a模式比單向流b模式換熱效果好。

圖6 制熱工況下混合流形式與單向流形式在低溫環境下的換熱量對比

由計算結果可知，在制熱工況下，混合流形式比單向流形式的換熱量增加20.9%。

為了保證設計的換熱器在夏季制冷工況下同樣能滿足制冷需要，對6流程120根管的單向流模式和混合流模式換熱器模型進行制冷工況的計算，按車外環境溫度為30～40 ℃，車內干球溫度為27 ℃，車內濕球溫度為19.7 ℃進行模擬計算。

模型在相同流程數下混合流與單向流在不同進風干球溫度下的換熱量對比如圖7所示，可以看出混合流模式在制冷工況下的換熱量介于單向流的兩種流動模式之間，且流向為上側進、下側出的單向流a模式換熱量最大，單向流b模式換熱量最小。

圖7 制冷工況下混合流形式與單向流形式在高溫環境下的換熱量對比

對比圖6和圖7可知，在相同的流程數下，混合流模式制熱性能優于單向流式換熱器，在制熱工況下，單向流b模式的換熱效果優于a模式，因為在制熱模式下，車外換熱器作為蒸發器，蒸發時氣態制冷劑體積增加，從下側進、上測出的流動模式會增強對流傳熱；單向流a模式制冷性能優于混合流模式換熱器，對于單向流的兩種模式，在制冷工況下，單向流a模式的換熱效果優于單向流b模式，因為在制冷工況下，車外換熱器作為冷凝器，制冷劑液體體積越來越小，從換熱器上側進、下側出的流動模式會增強對流傳熱。

從計算結果而言，在相同傳熱面積下，混合流形式的換熱量大于單向流形式，雖然單向流a模式換熱器的制冷能力優于混合流模式換熱器，但在制熱工況下混合流模式的換熱量大于兩種單向流模式，且在制冷模式下混合流模式的換熱量也能達到要求。為了客車空調在低溫環境中能有較好的制熱性能，選擇6流程120根管的換熱器作為車外換熱器，因此本文采用優化后的混合流形式的翅片管換熱器進行實驗。

2.3 車內換熱器選型設計

車內換熱器選擇普通的翅片管式換熱器，換熱器銅管選用φ7×0.25(mm)的內螺紋管，單根管長1.2 m，共9排10列，管間距為21 mm，排間距為13 mm。翅片選用0.115 mm親水鋁箔，節距為2.3 mm。換熱器共兩個芯體，單芯體設計10個流程，每個流程9根管，結構形式如圖8所示。

圖8 車內換熱器結構形式

2.4 車內其他部件的選型

車內換熱器側電子膨脹閥選擇通徑為3.2 mm，R410A名義容量為33.8 kW；板式換熱器側電子膨脹閥選擇通徑為2.4 mm，R410A名義容量為21.1 kW；補氣支路電子膨脹閥選用通徑為1.8 mm，R410A名義容量為8.4 kW；中間換熱器選用板式換熱器，尺寸為207 mm×77 mm×150 mm，傳熱面積約為0.75 m2。

3 實驗分析

根據設計的實驗流程搭建實驗臺，實驗在標準焓差實驗室內進行，并由實驗工況(表1)選擇壓縮機為排量80 cm3/r的臥式變頻壓縮機一臺，轉速范圍30～90 r/s，適用工質為R410A，板式換熱器選擇C17L-EZ-80型號板式換熱器，尺寸為178 mm×95 mm×101.7 mm，傳熱面積約為1.13 m2。實驗所使用的焓差實驗室按照《汽車空調制冷裝置性能要求》《汽車采暖性能要求和實驗方法》《汽車用空調器》《汽車用空調器》等國家對汽車空調行業內標準的相應要求與規定建造。

設計的電動客車用余熱回收的噴射補氣式熱泵空調機組整體置于焓差實驗室的車外環境室，在熱泵機組車外側風機的驅動下車外環境室的空氣直接與車外換熱器進行換熱，車內環境室的空氣則通過風道引入車外側的受風箱，再進入熱泵機組的車內換熱器進行換熱。余熱源在實驗中采用電加熱器來模擬，電加熱器的輸入電源為電壓可調的直流電源，輸出功率模擬預熱量，余熱換熱器實際對應換熱量在 0.9～2.0 kW 之間。

3.1 車外環境溫度對制熱量的影響

研究車外環境對制熱量的影響時，車內環境設置為20 ℃，將系統通過閥的切換形成單級壓縮循環和準二級壓縮循環兩種形式，分別進行實驗測試，此時兩系統均未加載余熱量。圖9所示為車外環境溫度對系統制熱量的影響。由圖9可知，隨著環境溫度的下降，兩個系統的制熱量均在衰減，不帶補氣的系統制熱量衰減達到44.4%，帶補氣的系統衰減達到42.2%。這是由于壓縮機吸氣比容隨著環境溫度的下降而降低，導致壓縮機的吸氣流量減少；由于準二級壓縮系統增設了補氣支路，因此帶補氣系統的制熱量明顯高于不帶補氣的系統。當車外環境溫度為-10 ℃時，制熱量達到20.1 kW，相比于單級壓縮系統制熱量提高12.1%；當車外環境溫度為-20 ℃時，帶補氣系統的制熱量增加更顯著，相比于單級壓縮系統制熱量提高了28.3%。因此，增設補氣支路能顯著改善客車空調的冬季制熱能力。

圖9 車外環境溫度對制熱量的影響

3.2 余熱量對制熱性能的影響

3.2.1 車外環境溫度為-10 ℃時的制熱能力

實驗研究車外環境溫度為-10 ℃與-20 ℃兩種工況余熱量對系統制熱性能的影響。

圖10所示為車外環境溫度為-10 ℃時不同余熱量系統制熱性能對比。由圖10可知，帶余熱回收的循環系統的制熱效果優于無余熱量的準二級壓縮系統，這是由于準二級壓縮循環系統的補氣支路增加了制冷劑流量，且帶余熱回收的循環系統制熱量增加更顯著，與無余熱回收的準二級壓縮系統相比，余熱量為0.9 kW的余熱循環系統的制熱量提高9.71%，COP提升2.46%；余熱量為1.2 kW的循環系統制熱量提高21.89%，COP提升4.43%；余熱量為1.8 kW的循環系統制熱量提高28.55%，COP提升5.91%。

圖10 車外環境溫度為-10 ℃時不同余熱量系統制熱性能對比

3.2.2 車外環境溫度為-20 ℃時的制熱能力

圖11所示為車外環境溫度為-20 ℃時余熱回收的循環系統、準二級壓縮循環系統在余熱量分別為0.9、1.2、1.8 kW條件下的系統制熱性能對比。與無余熱量的準二級壓縮系統相比，余熱量為0.9 kW時系統制熱量提高13.23%，COP提升1.17%；余熱量為1.2 kW時系統制熱量提高25.05%，COP提升4.68%；余熱量為1.8 kW時系統制熱量提高33.15%，COP提升9.94%。與-10 ℃車外環境溫度相比，-20 ℃車外環境溫度時有余熱利用的系統制熱性能提升效果更好。

3.3 額定制冷工況下不同電池散熱量對制冷性能的影響

實驗研究了在不同電池散熱量下系統制冷量與COP的變化，并與無電池散熱量的單級壓縮系統進行對比，在實驗過程中提供給系統的電池散熱量分別為1.0 kW和2.0 kW。

在額定制冷工況下，系統提供給車室空調的制冷量與電池冷卻的制冷量構成系統的總制冷量，因此在制冷工況下，系統能效比COP(coefficient of performance)為總制冷量與壓縮機功率的比值。

圖12所示為額定制冷工況下不同電池散熱量時系統制冷性能對比。相比于無電池冷卻的單級壓縮循環系統，1.0 kW電池冷卻條件下，空調制冷量為24.91 kW，降低0.41 kW，系統總制冷量為25.91 kW，提升2.33%，COP提升2.78%；2.0 kW電池冷卻條件下，空調制冷量為24.48 kW，降低0.84 kW，系統總的制冷量為26.48 kW，提升4.58%，COP提升3.72%。

4 結論

本文針對電動客車熱泵空調系統在低溫工況下制熱量衰減的情況，對車內外換熱器進行模擬優化設計，增設噴射補氣支路，研發出基于噴射補氣的余熱回收型熱泵空調系統，并進行了性能實驗，得到如下結論：

1)車外環境溫度為-10～-20 ℃工況下，在無余熱量利用時，相比于單級壓縮系統，車外環境溫度越低，準二級壓縮系統的制熱量衰減越小。單級壓縮系統和準二級壓縮系統在-10～-20 ℃環境溫度下的制熱量分別降低44.4%和42.2%，且在環境溫度為-20 ℃時，相比于單級壓縮系統，準二級壓縮系統制熱量提高28.3%，因此帶補氣的準二級壓縮系統更能在環境溫度較低時提供較高的制熱量，環境溫度越低制熱性能提升越顯著。

2)利用電加熱模擬系統余熱量，對比車外環境溫度分別為-10 ℃和-20 ℃下不同系統的換熱性能，結果顯示：帶余熱的循環系統制熱性能優于不帶余熱的準二級循環系統，且隨著余熱量的增大，制熱量與COP也會得到提升，并且隨著環境溫度的降低，余熱量對制熱性能的提升效果越顯著，在-20 ℃環境溫度下，余熱量為1.8 kW時系統制熱量提高33.15%，COP提升9.94%。

3)利用電加熱模擬實際工作環境中的電池散熱量，在額定制冷工況下，隨著電池散熱量增大，供給車室空調的制冷量有一定的衰減，相比于無電池冷卻的單級壓縮系統額定制冷工況，2.0 kW電池冷卻條件下，空調制冷量降低0.84 kW。但系統總制冷量和能效有一定的提升，相同條件下系統總制冷量提升4.58%，COP提升3.72%。

4)在實際工程應用中，電動客車的優化還需考慮工況變化時的變工況調節能力、系統動態響應能力等實際情況。