電動汽車用二氧化碳熱泵空調系統性能分析*

呂然 王儒金 宋占桌 劉冬 王一銘 李明

（1.吉林大學，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022；2.中國第一汽車集團有限公司，長春 130013；3.一汽奔騰轎車有限公司，長春 130022）

1 前言

隨著能源與環境問題日益嚴重，以純電動汽車為代表的新能源汽車已成為汽車的主流發展趨勢[1]。與傳統汽車不同，新能源汽車沒有發動機余熱來滿足制熱需求，存在低溫條件下制熱困難和制熱效率較低的問題[2-3]，同時，溫室效應與碳排放問題對制冷劑提出了更高的要求[4]。因此，汽車熱管理系統的改進對新能源汽車的發展格外重要。

相比于傳統的R134a 空調系統，以R1234yf 為制冷劑的電動汽車超低溫熱泵空調系統在-20 ℃超低溫環境中制熱量和性能系數（Coefficient Of Performance，COP）分別提升30%和14%[5]。Wu 等[6]假定24 ℃為乘員艙舒適溫度，對R134a、R32、R1234yf、CO2等多種制冷劑的低溫制熱性能進行對比，結果表明，僅CO2熱泵空調系統可以在-20 ℃超低溫環境下可獨立滿足制熱需求，而R134a 熱泵空調系統在-10 ℃環境溫度下已無法獨立滿足制熱需求。CO2作為天然制冷劑，具有零污染、無毒、制熱性能強等優點，因此CO2熱泵空調系統在新能源汽車領域極具發展前景[7-9]。武悅等[10]通過道路試驗分析了CO2熱泵空調系統的低溫采暖能力和對整車續駛里程的影響，結果表明：CO2熱泵空調系統低溫采暖能力可與傳統燃油車相近；在-5 ℃環境溫度下，采用CO2熱泵空調系統的電動汽車續駛里程比采用正溫度系數（Positive Temperature Coefficient，PTC）熱敏電阻采暖系統的電動汽車續駛里程高23.6%。Dong 等[11]通過試驗研究發現：CO2熱泵空調系統與R134a 空調系統具有相似的制冷能力和COP，但CO2熱泵空調系統具有更高的制熱能力和COP；在-10 ℃環境下，CO2熱泵空調系統的制熱能力較R134a 空調系統的制熱能力提升83%。

為提高電動汽車的熱管理性能、解決制冷劑碳排放問題，本文在現有研究基礎上，以天然工質CO2作為制冷劑，提出一種適用于電動汽車的跨臨界CO2熱泵空調系統，并通過AMESim軟件進行制冷和制熱性能分析。

2 理論與方法

CO2與氟利昂制冷劑物性參數相差較大，制冷和制熱狀態下CO2熱泵空調系統與R134a 空調系統的壓焓圖如圖1 所示。跨臨界CO2熱泵空調系統壓力更高，高壓CO2處于超臨界態，與R134a 空調系統的定溫放熱過程不同，超臨界狀態的CO2放熱時存在巨大的溫度滑移，換熱溫差更大，可以有效提高換熱效率[12-13]。在低溫制熱模式下，R134a因為蒸發溫度限制導致室外蒸發換熱溫差有限，進而導致制熱困難，而CO2制冷劑在1 MPa 壓力下蒸發溫度可達-40 ℃，可保證較大的換熱溫差。

圖1 CO2熱泵空調系統與R134a空調系統壓焓圖

本文所搭建的CO2熱泵空調系統仿真平臺如圖2 所示，包括壓縮機、氣液分離器、室內換熱器、膨脹閥、室外換熱器、鼓風機、風扇、4個三通閥、4個截止閥、4個傳感器以及若干管路。該CO2熱泵空調系統可通過截止閥的開關調節制冷劑流向，從而實現制冷模式與制熱模式的轉換。截止閥1～截止閥4在制冷模式下的開關信號為0101，在制熱模式下的開關信號為1010（0代表關閉，1代表開啟）。

圖2 二氧化碳熱泵空調系統仿真平臺

采用的壓縮機為滾動轉子壓縮機，因本文研究的重點為系統性能而非壓縮機結構特性，所以忽略壓縮機結構特性，采用等效的壓縮機排氣容積、排氣效率、等熵效率和機械效率建立簡化數學模型，壓縮機效率隨轉速與壓比變化而變化；采用的膨脹閥為電子膨脹閥，與熱力膨脹閥相比，電子膨脹閥具有響應快、控制精確等優點[14-15]；室內換熱器和室外換熱器均采用微通道平行流換熱器，該類換熱器具有結構緊湊、換熱效果強、質量輕等優點而廣泛應用于汽車熱管理領域[16]；為簡化計算，忽略鼓風機和風扇工作特性，采用給定溫度、壓力、相對濕度和流量的方式代替鼓風機和風扇，并且假設換熱器表面各處空氣流速相同。系統關鍵零部件的規格參數如表1所示。其中室內換熱器采用雙層、4流程分布，每層2 個流程，每層流程冷卻管數量分別為20根和14 根；室外換熱器采用單層、4 流程分布，各流程冷卻管數量分別為16根、13根、13根和10根。

表1 關鍵零部件規格

電子膨脹閥開度直接影響蒸發器出口過熱度，從而對系統性能產生影響，在極端情況下，會導致系統性能下降明顯。本文采用比例積分（Proportion Integral，PI）控制方法控制電子膨脹閥開度，控制邏輯如圖3 所示。以蒸發器出口過熱度與期望過熱度的差值e(t)作為PI 控制器的輸入，計算并在增益系數G的作用下輸出控制量：

圖3 電子膨脹閥控制邏輯

式中，v(t)為電子膨脹閥開度輸出值；r(t)為出口過熱度期望值、c(t)為出口過熱度反饋值；Kp=0.1 為比例系數；Ki=0.01 為積分系數。

在飽和限制下輸出結果至電子膨脹閥模塊實現開度控制。本文系統控制蒸發器出口過熱度為10 ℃。

制熱量Q和系統COP計算公式為：

式中，為制冷劑質量流量；hi、ho分別為室內冷凝器制冷劑進、出口焓值；W為壓縮機功耗。

制冷模式計算同理。

3 結果與分析

3.1 制熱性能分析

為研究低溫環境下CO2熱泵空調系統的制熱性能，在室內換熱器風量為250 m3/h的工況下，分析不同壓縮機轉速條件下的低溫制熱性能，結果如圖4所示：隨著環境溫度的降低，系統制熱量降低，同時出風溫度降低，這是由于環境溫度降低導致蒸發溫度與環境溫度之間的溫差降低，蒸發器吸熱能力下降，進而導致系統制熱性能下降。在壓縮機轉速不變的條件下，隨著環境溫度從0 ℃下降到-20 ℃，制熱量下降22.5%～27.0%，出風溫度降低30.0～33.6 ℃。由圖4可知：當環境溫度較高時，采用低轉速即可滿足制熱需求；當環境溫度較低時，可以通過提高壓縮機轉速達到提升制熱量的目的，在環境溫度為-20 ℃時，仍可通過提高壓縮機轉速使出風溫度達到36 ℃，滿足制熱要求。

圖4 CO2熱泵空調系統低溫制熱性能

為研究壓縮機轉速對CO2熱泵空調系統制熱性能的影響，在-10 ℃環境溫度和250 m3/h 室內換熱器風量條件下，改變壓縮機轉速，分析制熱量、COP 和出風溫度的變化，結果如圖5 所示。由圖5 可知，隨著壓縮機轉速的提高，系統制熱量和出風溫度升高，但COP 降低。隨著壓縮機轉速從2 000 r/min 提高至7 000 r/min，制熱量從2.0 kW增大至5.2 kW，出風溫度從12.4 ℃提高至48.0 ℃，COP 由4.4 降至1.6，說明適當提高壓縮機轉速可以提升制熱能力，但過高的壓縮機轉速會引起系統效率過低而造成能耗過大。

圖5 壓縮機轉速對制熱性能的影響

為研究室內換熱器（室內氣冷器）風量對二氧化碳熱泵空調系統制熱性能的影響，在環境溫度為-10 ℃，壓縮機轉速為6 000 r/min和7 000 r/min的條件下，分析風量對制熱量、COP 和出風溫度的影響，結果如圖6 所示。由圖6 可知，制熱量和系統COP 隨著風量的提高而提高，這是由于風量提高導致空氣流速增大，使室內換熱器和空氣的對流換熱增強，從而提高制熱量，在其他條件不變時，系統COP升高。隨著風量從150 m3/h增至350 m3/h，制熱量提高6.9%～9.6%，系統COP 增大85.1%～93.6%。熱泵系統采暖出風溫度隨著室內換熱器風量的升高而降低，盡管風量提高導致換熱量增大，但因空氣質量流量增大，單位熱量所引起的溫升降低，從而導致出風溫度反而降低。同時，由圖6可知，在壓縮機轉速為6 000 r/min和7 000 r/min條件下，當風量分別超過250 m3/h 和300 m3/h 后，采暖出風溫度將低于40 ℃。由此可知，適當增加風量可以有效提升制熱性能，但過大的風量會導致制熱系統出風溫度過低，反而不利于制熱。

圖6 室內換熱器風量對制熱性能的影響

為研究室外換熱器（室外蒸發器）風速對CO2熱泵空調系統制熱性能的影響，在環境溫度為-10 ℃，壓縮機轉速為6 000 r/min和7 000 r/min的條件下，分析風速對制熱量、COP和出風溫度的影響，結果如圖7所示。由圖7可知：隨著室外換熱器風速的提高，制熱量和出風溫度逐漸升高，而風速對COP 的影響幾乎可以忽略；隨著風速從1.5 m/s提高至4.5 m/s，系統性能變化在3%以內，說明室外換熱器風速對本文的CO2熱泵空調系統制熱性能影響極小。

圖7 室外換熱器風速對制熱性能的影響

3.2 制冷性能分析

為研究高溫環境下CO2熱泵空調系統的制冷性能，在室內換熱器風量為350 m3/h的工況下，分析不同壓縮機轉速條件下的高溫制冷性能，結果如圖8所示。由圖8可知：相同條件下，隨著環境溫度的升高，系統制冷量和COP降低，這是由于，隨著環境溫度升高，在壓縮機轉速不變的情況下，蒸發器進風溫度提高，進而使出風溫度提高，制冷劑向外界放熱效果減弱；出風溫度與環境溫度近似于線性關系。

圖8 二氧化碳熱泵空調系統高溫制冷性能

為研究壓縮機轉速對CO2熱泵空調系統制冷性能的影響，在室內換熱器風量為350 m3/h 和不同環境溫度條件下改變壓縮機轉速，分析制冷量、COP 和出風溫度的變化，結果如圖9 所示。由圖9可知，隨著壓縮機轉速的提高，系統制冷量增大，出風溫度降低，制冷性能提升，但同時會導致COP降低。這是由于壓縮機轉速提高引起制冷劑質量流量升高，導致壓縮機功耗增大的同時制冷量增大，從而引起制冷系統出風溫度降低，又因為壓縮機功耗提高幅度大于制冷量提高幅度，所以COP降低。

圖9 不同環境溫度條件下壓縮機轉速對制冷性能的影響

為研究室內換熱器（室內蒸發器）風量對CO2熱泵空調系統制冷性能的影響，在環境溫度為35 ℃，壓縮機轉速為6 000 r/min 和7 000 r/min 的條件下，分析風量對制冷量、COP 和出風溫度的影響，結果如圖10 所示。由圖10 可知，制冷量和COP 隨著室內換熱器風量的提高而增大，這是由于隨著風量的提高，室內蒸發器空氣側換熱能力增強，制冷量提高，進而導致COP 增大。風量由250 m3/h 增至450 m3/h時，制冷量提高7.3%～7.5%，COP增大5.8%～7.7%。但隨著風量的提高，空氣質量流量升高，單位制冷量所引起的空氣溫降減小，從而導致制冷系統出風溫度升高，風量由250 m3/h 增至450 m3/h，出風溫度升高7.8～8.6 ℃。

圖10 室內換熱器風量對制冷性能的影響

為研究室外換熱器（室外氣冷器）風速對CO2熱泵空調系統制冷性能的影響，在環境溫度為35 ℃，壓縮機轉速為6 000 r/min 和7 000 r/min 的條件下，分析風速對制冷量、COP 和出風溫度的影響，結果如圖11 所示。由圖11 可知，隨著室外換熱器風速的提高，系統制冷量和COP 均逐漸增大，并且風速較大時升高較快，風速較小時出風溫度相對穩定，風速較大時出風溫度略有較低。隨著風速從1.5 m/s提高至4.5 m/s，制冷量、COP 和出風溫度分別變化3.8%～4.3%、8.8%～9.7%和3.2%～4.9%，由此可見，風速對COP的影響較制冷量和出風溫度更大。

圖11 室外換熱器風速對制冷性能的影響

4 結束語

本文以CO2為制冷劑，提出一種適用于電動汽車的跨臨界CO2熱泵空調系統，并進行了制熱和制冷性能分析，主要結論如下：

a. 制熱模式下，跨臨界狀態下CO2熱泵空調系統制熱量和出風溫度隨著環境溫度的降低而降低，低溫工況可以通過提高壓縮機轉速提升制熱能力；隨著壓縮機轉速的升高，制熱量升高，出風溫度升高，但系統COP 下降；室外蒸發器風速對系統制熱性能的影響較小；室內氣冷器風量提高可以有效提升制熱量和COP，但過大的風量會導致制熱系統出風溫度過低，反而不利于制熱，適當提高室內氣冷器風量是提升制熱能力的有效手段。

b. 制冷模式下，隨著環境溫度從30 ℃升高至40 ℃，跨臨界狀態下CO2熱泵空調系統制冷量降低7.6%～7.7%，COP 降低14.5%～15.9%；隨著壓縮機轉速升高，系統制冷量升高，出風溫度降低，但會導致系統COP 降低；室外氣冷器風速對系統COP 影響大于對制冷量和出風溫度的影響；室內蒸發器風量升高可以有效提升制冷量和COP，但過大風量會導致出風溫度偏高，不利于制冷。