電動汽車熱泵空調系統(tǒng)1D和3D耦合仿真分析

徐俊芳，牟連嵩，劉雙喜

（中國汽車技術研究中心，天津 300399）

前言

傳統(tǒng)汽車空調系統(tǒng)采暖普遍利用發(fā)動機的余熱，純電動汽車動力系統(tǒng)取消了發(fā)動機，只能采取其他的采暖方式。目前，市面上采用較多的方式是PTC加熱空氣或者PTC加熱暖風芯體的水，水再加熱空氣。無論采取哪種方式，PTC均需要消耗掉一定的電能。假設需求5KW的制熱量，那么PTC至少得提供5KW的電能，能效比小于1，對于關注續(xù)駛里程的電動汽車來說，采用效率更高的采暖方式可使其續(xù)駛里程有不同程度的增加。熱泵空調系統(tǒng)由于其能效比始終大于1，受到主機廠和空調零部件廠商的青睞，在國外的量產乘用車上應用也比較多，如BMWi3、Nissan的leaf等。國內在熱泵系統(tǒng)方面的研究也較多，主要集中在熱泵系統(tǒng)的設計和試驗研究方面[2-5]，國內熱泵系統(tǒng)主要應用于大巴車上，在量產乘用車上的應用較少。

在車輛的開發(fā)初期階段，空調系統(tǒng)的仿真分析可以為整車空調性能開發(fā)提供重要的參考，節(jié)約試驗導致的成本和時間。本文基于一款開發(fā)車型的熱泵空調系統(tǒng)，運用搭建的仿真平臺模擬計算該熱泵空調系統(tǒng)的性能，預測該車型匹配的熱泵空調系統(tǒng)是否滿足整車采暖目標，并提出優(yōu)化方案。

1 熱泵空調系統(tǒng)仿真研究

1.1 系統(tǒng)方案及原理

本文搭建的熱泵空調系統(tǒng)主要由電動壓縮機、車內冷凝器、車外蒸發(fā)器、膨脹閥、制冷劑管路等組成。當系統(tǒng)處于制熱模式時，在電動壓縮機的作用下，高壓氣態(tài)制冷劑經過車內冷凝器與車內低溫環(huán)境進行熱交換，使車內溫度升高，同時制冷劑變成中溫高壓的液體，經過膨脹閥節(jié)流后，低溫低壓的飽和濕蒸汽進入車外蒸發(fā)器進行蒸發(fā)吸熱。冷凝器的制熱量一方面來自壓縮機的做功，一方面來自蒸發(fā)器吸收的外界環(huán)境的熱量，故系統(tǒng)的COP始終大于1。

通過搭建熱泵空調系統(tǒng)仿真平臺，并結合3D CFD乘員艙內流場數據，模擬乘員艙內部不同區(qū)域的溫升情況，判斷空調系統(tǒng)是否能滿足整車采暖的需求，并模擬了在不同的環(huán)境溫度下，壓縮機的功耗、系統(tǒng)制熱量、系統(tǒng)COP等性能。

1.2 熱泵循環(huán)回路建模

R134a制冷劑回路按照電動壓縮機、車內冷凝器、膨脹閥、室外蒸發(fā)器、制冷劑管路等搭建。其中冷凝器和蒸發(fā)器按照結構參數和試驗參數進行標定，標定誤差控制在 5%。壓縮機和膨脹閥的建?；谄鋯误w試驗數據。由于風道與外界環(huán)境存在熱交換，故系統(tǒng)建模時考慮風道的熱量損失，先用經驗值替代，在后續(xù)整車試驗時進行標定。

圖1 制冷劑循環(huán)回路

圖2 空氣循環(huán)回路

1.3 乘員艙詳細模型建立

乘員艙簡單模型是將乘員艙內空氣簡化為一個單一質量單元，而詳細的乘員艙模型，是按照車輛的結構將乘員艙內部空間劃分為多個區(qū)域，如圖3所示。劃分區(qū)域后，利用CFD分析軟件計算每個區(qū)域的流量和擴散系數，各個區(qū)域的溫度和濕度獨立考慮，比簡單模型計算更為準確。

流量和擴散系數的定義如下：

△X—A區(qū)域和B區(qū)域的中心距離，單位m。

圖3 乘員艙分區(qū)

將計算后的分區(qū)流量和擴散系數轉化為 KULI要求的.dat格式，導入詳細乘員艙模型中。

除了計算各個區(qū)域的流場外，還需設置車身的壁面參數，包括玻璃、車門、頂蓋、底板、座椅以及內飾的材料、面積、厚度、密度、比熱容、導熱系數等，用于模擬車身與外界環(huán)境的對流換熱、車身與乘員艙空氣的對流換熱，初步計算時采用經驗值，后續(xù)根據試驗值對乘員艙熱負荷進行標定。

1.4 參數設置

仿真參數設置如下表：

表1 參數設定

2 計算結果

2.1 -10℃環(huán)境溫度下的乘員艙溫度分布

圖4 -10℃時的第一排乘員艙溫度分布

通過1D和3D乘員艙CFD數據的耦合，可以得到乘員艙不同區(qū)域的溫升曲線。采暖模式，出風口在腳部位置，腳部的質量流量較其他部位更大，故腳部溫度最高。圖4顯示，乘員艙第一排主駕腳部溫度達到了16.9℃，圖5顯示第二排主駕腳部溫度在工況結束時為 15.4℃。乘員艙平均溫度為13.8℃，未達到-10℃下的采暖目標。

圖5 -10℃時的第二排乘員艙溫度分布

圖6顯示，冷凝器出風口溫度為28.3℃，相比傳統(tǒng)車利用發(fā)動機余熱進行采暖的方式，出風口溫度略低。

圖6 冷凝器出風口溫度

2.2 不同環(huán)境溫度下的系統(tǒng)性能

如圖7-圖10比較了在固定壓縮機轉速6000RPM，相同的車速40km/h和冷凝器風量290m3/h下，-10℃、-5℃以及0℃環(huán)境溫度下的系統(tǒng)性能。隨著環(huán)境溫度的降低，車外蒸發(fā)器內制冷劑溫度降低，壓縮機低壓側吸氣口的溫度也降低，氣態(tài)制冷劑密度減小，壓縮機吸氣比容增加，造成系統(tǒng)內制冷劑質量流量減小，壓縮機功耗減小。隨著環(huán)境溫度的降低，壓縮機吸氣溫度降低，經過壓縮機壓縮后排氣溫度降低，導致冷凝器的冷凝溫度降低，制冷劑的溫度與環(huán)境溫度的傳熱溫差減小，且制冷劑流量減小，導致系統(tǒng)換熱量減小。系統(tǒng)的COP取決于制熱量和壓縮機功耗，環(huán)境溫度從0℃降低為-10℃時，系統(tǒng)制熱量降低了907W，降低了17.5%，壓縮機功耗降低了 503W，降低了 28.6%，制熱量下降的趨勢沒有壓縮機功耗下降的趨勢快，所以系統(tǒng)的COP相應增加。

從以上的分析可以看出，環(huán)境溫度在-10℃～0℃之間，系統(tǒng)的COP在2.9-3.4之間，遠遠大于PTC的效率1，并且壓縮機的排氣溫度、排氣壓力等參數在合適的范圍內。

圖7 壓縮機功耗隨環(huán)境溫度的變化

圖8 排氣溫度隨環(huán)境溫度的變化

圖9 制熱量隨環(huán)境溫度的變化

圖10 COP隨環(huán)境溫度的變化

3 優(yōu)化方案

通過以上分析可知，該熱泵系統(tǒng)不能滿足-10℃環(huán)境溫度下的采暖要求，考慮在空調箱中布置一個 1kW 的 PTC，在低溫環(huán)境下輔助乘員艙加熱。

圖11 -10℃下輔助PTC的乘員艙溫度分布

圖11顯示，輔助1kWPTC后，乘員艙溫度比單獨采用熱泵系統(tǒng)提升約7～8℃，第一排腳部溫度達到了 24.3℃，第二排腳部溫度為22.4℃，乘員艙平均溫度達到21.6℃，滿足整車采暖的性能目標。

4 結論

本文依據搭建的空調系統(tǒng)仿真平臺，模擬計算了某款車型在不同外界環(huán)境溫度下的空調性能，利用1D和3D耦合的方式，對-10℃環(huán)境溫度下的乘員艙不同區(qū)域的溫度進行了預測和優(yōu)化建議，并對不同環(huán)境溫度下的壓縮機功耗、排氣溫度、系統(tǒng)COP等進行了比較。

（1）該車型匹配的熱泵空調系統(tǒng)在-10℃環(huán)境溫度下，乘員艙腳部平均溫度可以達到16.2℃，未能滿足系統(tǒng)的采暖要求。

（2）隨著環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)制冷劑流量減小，壓縮機功耗降低，系統(tǒng)制熱量降低的趨勢比壓縮機功耗降低的趨勢減緩，導致COP呈增加趨勢。

（3）在-10℃環(huán)境下，該熱泵系統(tǒng)輔助功率1kW的PTC，腳部平均溫度達到23.4℃，乘達到21.6℃，滿足整車采暖的性能目標，且壓縮機的排氣溫度、排氣壓力等參數在合適的范圍內。

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