CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)技術(shù)研發(fā)及性能提升

,2 ,2

(1 上海交通大學(xué)制冷與低溫工程研究所 上海 200240； 2 上海高效冷卻系統(tǒng)工程技術(shù)中心 上海 200240)

針對電動汽車冬季續(xù)航里程衰減嚴(yán)重的問題[1]，近些年國內(nèi)外汽車主機(jī)廠及主要空調(diào)系統(tǒng)供應(yīng)商紛紛研發(fā)新型車用熱泵空調(diào)技術(shù)。R134a/R1234yf的物理性質(zhì)決定了常規(guī)熱泵在-20 ℃低溫環(huán)境無法滿足整車制熱需求，補(bǔ)氣增焓技術(shù)提升了其制熱能力，但因系統(tǒng)復(fù)雜性和可靠性等問題，量產(chǎn)難度較大[2-5]。目前， CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)受到廣泛關(guān)注，被視為新一代熱泵空調(diào)技術(shù)。一方面，天然工質(zhì)CO2不破壞臭氧層(ODP=0)，溫室氣體效應(yīng)極低(GWP=1)，無毒、不可燃、具有良好的傳熱性能、較低的流動阻力及較大的單位制冷量等優(yōu)點(diǎn)[6-8]；另一方面，CO2制冷劑適用于低溫的運(yùn)行環(huán)境，CO2熱泵系統(tǒng)具有較高的能效水平，超市低溫冷凍系統(tǒng)和熱泵熱水器是目前CO2制冷劑廣泛應(yīng)用的領(lǐng)域。

CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)應(yīng)用潛力巨大，但由于國內(nèi)缺乏CO2關(guān)鍵零部件的研發(fā)基礎(chǔ)，相關(guān)研究較少[9-14]。隨著近兩年一些國內(nèi)汽車零部件企業(yè)大力投入研發(fā)，目前已逐漸具備相應(yīng)的基礎(chǔ)研究條件，可以有針對性的開展深入的理論研究，并推動新一代車用熱泵空調(diào)技術(shù)的發(fā)展。

本文研發(fā)了一套CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)，滿足實(shí)車空間和布局要求；研究該系統(tǒng)中充注量的特殊影響規(guī)律，包括對氣冷器壓力、電子膨脹閥(electronic expansion valve,EEV)開度及系統(tǒng)性能的影響；實(shí)驗采用單一氣冷器和串聯(lián)氣冷器兩種形式的CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)，在最低-20 ℃的測試環(huán)境下對比低溫車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能，揭示串聯(lián)氣冷器的形式對CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能提升的重要性。

1 CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗臺

有別于常規(guī)制冷劑在高壓側(cè)的相變冷凝過程，CO2超臨界散熱過程存在非常大的溫度滑移。該特殊的物理性質(zhì)使氣冷器的入口溫度更接近于第二流體的出口溫度、或氣冷器的出口溫度更接近于第二流體的入口溫度，因此當(dāng)CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)在第二流體出口溫度高或溫升大的應(yīng)用中能取得較高的系統(tǒng)能效，如CO2熱泵熱水器。但同時如何匹配和優(yōu)化高壓氣冷器，使制冷劑和第二流體能夠高效換熱，是提升CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能的關(guān)鍵之一。

針對CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)，第二流體(室內(nèi)風(fēng)、全新風(fēng))在低溫環(huán)境的溫升高達(dá)60 ℃以上(如進(jìn)風(fēng)-20 ℃，出風(fēng)40 ℃)，因此需要有針對性的研發(fā)高壓側(cè)氣冷器，使其能夠達(dá)到溫升需求。根據(jù)常規(guī)車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(如圖1所示)，熱泵模式狀態(tài)下制冷劑由壓縮機(jī)排氣進(jìn)入室內(nèi)氣冷器散熱，再經(jīng)過EEV后進(jìn)入室外蒸發(fā)器吸熱蒸發(fā)，然后將室內(nèi)蒸發(fā)器旁通，制冷劑直接流過氣液分離器后回到壓縮機(jī)，因此熱泵模式下高壓側(cè)制冷劑只流過單一室內(nèi)氣冷器進(jìn)行散熱。在不改變車用空調(diào)HVAC內(nèi)部結(jié)構(gòu)的前提下，采用車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的室內(nèi)氣冷器替代常規(guī)空調(diào)的室內(nèi)暖風(fēng)芯體，導(dǎo)致該氣冷器的傳熱面積受限，因此本文提出了將室內(nèi)氣冷器和室內(nèi)蒸發(fā)器串聯(lián)來提高高壓側(cè)的換熱能力，車用熱泵空調(diào)循環(huán)如圖2所示。該方法沒有改變HVAC的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，對制冷模式系統(tǒng)循環(huán)無影響，但是可有效利用原蒸發(fā)器的安裝空間，增大了氣冷器的傳熱面積；也通過增加氣冷器的層數(shù)(2層到4層)加強(qiáng)了室內(nèi)風(fēng)和制冷劑之間的逆流程度。

1壓縮機(jī)；2室內(nèi)氣冷器；3室內(nèi)蒸發(fā)器；4 HVAC；5中間換熱器；6室外氣冷器；7電磁閥；8 EEV。圖1 采用單一氣冷器的CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)Fig.1 CO2 automobile heat pump air conditioning system with a single gas cooler

1壓縮機(jī)；2室內(nèi)氣冷器；3室內(nèi)蒸發(fā)器；4 HVAC；5中間換熱器；6室外氣冷器；7電磁閥；8 EEV。圖2 采用串聯(lián)氣冷器的CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)Fig.2 CO2 automobile heat pump air conditioning system with series gas cooler

本文以CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱性能為研究重點(diǎn)，在滿足某車型原R134a空間安裝布局的前提下研發(fā)了一套車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)。采用的關(guān)鍵零部件能夠滿足實(shí)車安裝要求，同時基本滿足CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的可靠性及運(yùn)行條件要求：包括新研發(fā)的車用CO2電動壓縮機(jī)，排量為6.8 cm3/r，最高轉(zhuǎn)速為8 000 r/min，質(zhì)量與R134a壓縮機(jī)相當(dāng)，排氣溫度最高可達(dá)150 ℃；微通道平行流換熱器(氣冷器和蒸發(fā)器)，爆破壓力可達(dá)31 MPa，克服了微通道扁管和集流管的耐高壓技術(shù)挑戰(zhàn)；CO2車用EEV，克服了高壓差條件閥針偏移卡死及震蕩等技術(shù)挑戰(zhàn)。

CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的實(shí)驗測試在汽車空調(diào)焓差性能實(shí)驗臺上進(jìn)行[12]。氣冷器和蒸發(fā)器分別安裝在室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)的風(fēng)道入口處，通過制冷機(jī)組、加熱器和加濕器的自動調(diào)節(jié)來控制室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)環(huán)境的溫濕度。由變頻器分別控制氣冷器、蒸發(fā)器風(fēng)道的風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速，調(diào)節(jié)氣冷器和蒸發(fā)器的風(fēng)量(即調(diào)節(jié)迎面風(fēng)速)。壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速通過直流變頻器進(jìn)行無級調(diào)節(jié)。所用傳感器及其精度分別為：K型熱電偶±0.5 ℃；壓阻式壓力傳感器±0.5%；功率計±0.05 kW；壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由變頻器輸出頻率換算得到；壓縮機(jī)功耗(包含壓縮機(jī)和變頻器)由直接測量變頻器的輸入功率得到；系統(tǒng)制熱量由室內(nèi)氣冷器空氣側(cè)比熱容法計算得到。在本文的實(shí)驗測試范圍內(nèi)，制熱量、壓縮機(jī)功耗、COPh測試的相對不確定度分別為2.5%、1.0%和3.5%。

2 實(shí)驗結(jié)果及分析

2.1 充注量對車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能的影響

對于常規(guī)蒸氣壓縮式系統(tǒng)，系統(tǒng)最優(yōu)的充注量通常由冷凝壓力和過冷度隨充注量的變化確定；但對于跨臨界CO2系統(tǒng)，系統(tǒng)高壓對系統(tǒng)能效影響較大，而氣冷器的高壓依賴于系統(tǒng)充注量和第二流體；車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)循環(huán)的應(yīng)用存在特殊性，第二流體的出口溫度(即出風(fēng)溫度)需達(dá)到40 ℃以上以滿足乘客的舒適性要求，因此需要在考慮pdis和Tg,o的前提下研究跨臨界CO2系統(tǒng)充注量。表1為充注量實(shí)驗的測試工況。為避免壓縮機(jī)因入口干度過低而發(fā)生液擊，防止因蒸發(fā)器出口過熱度過高而降低換熱效率，實(shí)驗過程中調(diào)節(jié)EEV使壓縮機(jī)的吸氣過熱度保持5 ℃左右。

表1 充注量實(shí)驗的測試工況Tab.1 Operation conditions of refrigerant charge experiment

圖3所示為充注量對Qh、Tg,o和COPh的影響。隨著CO2的充注量從0.6 kg增至0.9 kg，Qh增加20.7% (3.6～4.3 kW)，COPh下降10.5% (2.3～2.0)，Tg,o增加8.6 ℃(37.3～45.9 ℃)，說明充注量的增加有利于Qh和Tg,o，但不利于COPh。圖4所示為不同充注量下的熱泵循環(huán)p-h圖。由圖4可知，氣冷器進(jìn)出口的焓差隨著充注量的增加而不斷增加。又由于高壓側(cè)氣冷器的制熱能力Qh為氣冷器的進(jìn)出口焓差和制冷劑流量(mr)的乘積，因此Qh也隨著充注量的增加而不斷提升。

圖3 充注量對車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能的影響Fig.3 Impacts of refrigerant charge on automobile heat pump air-conditioning system performance

圖4 不同充注量下的熱泵循環(huán)p-h圖Fig.4 p-h diagram of heat pump cycles with various refrigerant charge

由圖4可知充注量對排氣壓力(pdis)的影響。充注量從0.6 kg起，每增加0.1 kg，pdis分別增加0.3、1.1、1.8 MPa。當(dāng)充注量達(dá)到0.9 kg時，Tdis增至145 ℃，接近臨界值150 ℃。說明pdis的變化幅度隨著充注量的增加而增加，導(dǎo)致充注量過多時，pdis或Tdis易突然達(dá)到臨界值。由于CO2系統(tǒng)受pdis(<12.5 MPa)和Tdis(<150 ℃)的臨界限制，因此在系統(tǒng)控制時需特別關(guān)注充注量過多的情況。此外，隨著充注量的增加，CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)將從亞臨界循環(huán)變化到跨臨界循環(huán)。當(dāng)充注量為0.6 kg和0.7 kg時，系統(tǒng)為亞臨界循環(huán)，過冷度分別為1.7 ℃和 4.0 ℃。當(dāng)充注量為0.8 kg和0.9 kg時，系統(tǒng)為跨臨界循環(huán)，氣冷器出口溫度分別為19.3 ℃和13.2 ℃?？梢园l(fā)現(xiàn)，氣冷器的入口焓值隨著充注量的增加而增加，且氣冷器的出口焓值不斷減小，使氣冷器進(jìn)出口的焓差隨充注量的增加不斷增加，從而提升了制熱量。pdis隨充注量的變化也引起壓縮機(jī)進(jìn)出口焓差的增加，且高壓比下壓縮機(jī)效率降低，導(dǎo)致充注量增加，COPh降低。

圖5所示為充注量對mr和EEV開度的影響。mr隨充注量的增加降低21% (73～58 kg/h)，由圖4可知壓縮機(jī)入口的狀態(tài)變化不大，因此mr的下降主要是由于壓縮機(jī)容積效率隨著排氣壓力的增加而衰減。EEV開度隨充注量的增加從0.69降至0.08 (全開時為1)，變化顯著。CO2制冷劑的EEV流量特性的影響機(jī)制較為復(fù)雜，主要受幾何參數(shù)(閥口面積、閥針形狀等)和工況參數(shù)(閥前的溫度壓力、閥后的壓力)的影響，同時涉及閃發(fā)和壅塞流動、超臨界以及亞臨界流態(tài)[15]。由實(shí)驗結(jié)果可知，隨著充注量的增加，閥前溫度的降低 (26.9～13.2 ℃) 和閥前壓力的增加 (7.4～10.6 MPa)均會引起相同開度下流量的增加，由于mr下降21%，三者疊加引起EEV開度顯著下降。此外，實(shí)驗采用的EEV的幾何參數(shù)一定程度上也對該現(xiàn)象造成影響。EEV的精確高效控制對CO2系統(tǒng)的穩(wěn)定運(yùn)行至關(guān)重要，車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的工況變化幅度較大，因此有必要在后續(xù)研究中進(jìn)一步研究EEV的流量影響機(jī)制及其開度控制對CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的影響。

圖5 充注量對mr和EEV開度的影響Fig.5 Impacts of refrigerant charge on refrigerant mass flow and EEV opening

2.2 氣冷器形式對車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能的影響

本文實(shí)驗對比了采用單一氣冷器和串聯(lián)氣冷器形式的CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能，分析了兩者的性能差異。表2為不同氣冷器形式的車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱性能實(shí)驗的測試工況。系統(tǒng)在-10 ℃和-20 ℃全新風(fēng)工況下進(jìn)行實(shí)驗。充注量的確定以Qh優(yōu)先考慮，根據(jù)0 ℃工況下最大充注量確定了單一氣冷器和串聯(lián)氣冷器的車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)充注量分別為0.6 kg和0.9 kg。

圖6所示為不同壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速、環(huán)境溫度條件下氣冷器形式對車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)Qh和COPh的影響。由圖6(a)可知，在不同的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速和環(huán)境溫度下，采用串聯(lián)氣冷器的CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)Qh高于采用單一氣冷器的車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的17%～31%。由圖6(b)可知，在不同的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速和環(huán)境溫度下，采用串聯(lián)氣冷器的CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)COPh高于采用單一氣冷器的車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的20%～33%。因此，相比于單一氣冷器的形式，采用串聯(lián)氣冷器可以顯著提升Qh和COPh。該方法直接提升了CO2車用熱泵系統(tǒng)的制熱能效，實(shí)現(xiàn)了降低能耗、延長冬季續(xù)航里程的設(shè)計目標(biāo)。

表2 車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能實(shí)驗的測試工況Tab.2 Operation conditions of automobile heat pump air-conditioning system performance experiment

圖6 氣冷器形式對車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能的影響Fig.6 Impacts of gas cooler type on the performance of automobile heat pump air-conditioning system

由圖6還可知，當(dāng)壓縮機(jī)達(dá)到最高轉(zhuǎn)速8 000 r/min時，采用串聯(lián)氣冷器的車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)，在-10 ℃工況Tg,o可以達(dá)到59.4 ℃，COP=1.6；在-20 ℃工況Tg,o可以達(dá)到40.4 ℃，COP=1.8。這說明在-20 ℃的低溫環(huán)境下，研發(fā)的CO2車用熱泵系統(tǒng)可提供足夠的制熱量和達(dá)到出風(fēng)溫度的要求。因此，CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)在低溫環(huán)境下可以不使用PTC，進(jìn)一步提升了高效熱泵的使用工況范圍，是現(xiàn)有R134a車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)無法比擬的[3]，因此研發(fā)的車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)應(yīng)用潛力巨大。

圖7所示為不同氣冷器形式的熱泵循環(huán)p-h圖。其中壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min，環(huán)境溫度分別為-10 ℃和-20 ℃。由圖7可知，相比于單一氣冷器，串聯(lián)氣冷器的節(jié)流等焓線位于更左邊的位置。兩者的閥前壓力相近，但閥前溫度差別較大。當(dāng)環(huán)境溫度為-10 ℃時，單一和串聯(lián)氣冷器的閥前溫度分別為28.6 ℃和10.3 ℃；當(dāng)環(huán)境溫度為-20 ℃時，閥前溫度分別為18.8 ℃和-1.2 ℃。由此可見，相比于單一氣冷器，采用串聯(lián)氣冷器閥前溫度降低了18～20 ℃，使其更接近于室內(nèi)風(fēng)的進(jìn)口溫度。閥前溫度的降低增大了高壓側(cè)的焓差，提高了COPh。因此，采用串聯(lián)氣冷器的車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)顯著增強(qiáng)了高壓側(cè)的換熱能力，降低了氣冷器出口溫度。

圖7 不同氣冷器形式的熱泵循環(huán)p-h圖Fig.7 p-h diagram of heat pump cycles with various gas cooler type

另一方面，采用串聯(lián)氣冷器降低閥前溫度也直接影響了系統(tǒng)充注量。如當(dāng)環(huán)境溫度為-10 ℃時，忽略高壓壓力的區(qū)別，采用串聯(lián)氣冷器比單一氣冷器的熱泵循環(huán)在氣冷器上多出了從28.6 ℃降至10.3 ℃的過程(圖7中橢圓部分)，而由于該段制冷劑已經(jīng)過超臨界而處于純液相狀態(tài)，密度較高(700～900 kg/m3)，使串聯(lián)氣冷器內(nèi)的制冷劑充注量遠(yuǎn)高于單一氣冷器。串聯(lián)氣冷器內(nèi)容積的增大(兩個換熱器)以及氣冷器出口段密度的增大(閥前溫度不同)是引起串聯(lián)氣冷器充注量(0.9 kg)高于單一氣冷器充注量(0.6 kg)的主要原因。

3 結(jié)論

本文基于實(shí)車的安裝空間和布局，采用新研發(fā)的CO2系統(tǒng)車用關(guān)鍵零部件，研發(fā)了一套CO2跨臨界的車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)，并研究了低溫?zé)岜眯阅?，得到如下結(jié)論：

1)隨著充注量從0.6 kg增至0.9 kg，Qh增加20.7%，COPh下降10.5%。pdis的變化幅度隨著充注量的增加而增加，導(dǎo)致充注量過多時，pdis或Tdis易突然達(dá)到臨界值。

2)mr隨充注量的增加而降低21%，主要是由于壓縮機(jī)容積效率隨著排氣壓力的增加而衰減。EEV開度隨充注量的增加從0.69降至0.08，閥前溫度的降低、閥前壓力的增加及mr的下降三者疊加引起了EEV開度顯著下降。

3)熱泵模式下將室內(nèi)換熱器串聯(lián)來提高高壓側(cè)的換熱能力，實(shí)驗表明采用該方法能夠?qū)崿F(xiàn)Qh(17%～31%)和COPh(20%～33%)的顯著提升。

4)相比于單一氣冷器，采用串聯(lián)氣冷器增強(qiáng)了高壓側(cè)的換熱能力，降低了氣冷器的出口溫度。由于氣冷器出口段密度增大及氣冷器內(nèi)容積增大，采用串聯(lián)氣冷器的車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)的充注量高出50%。

5)采用串聯(lián)氣冷器的CO2車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)，-10 ℃全新風(fēng)環(huán)境下，Tg,o最高可達(dá)59.4 ℃， COP=1.6；在-20 ℃全新風(fēng)環(huán)境下，Tg,o最高可達(dá)40.4 ℃， COP=1.8。

符號說明

COPh——制熱COP

EEV——電子膨脹閥

HVAC——采暖通風(fēng)與空調(diào)

mr——制冷劑質(zhì)量流量，kg/h

p——壓力，MPa

pdis——壓縮機(jī)排氣壓力，MPa

Qh——制熱量，kW

T——溫度，℃

Tg,o——?dú)饫淦骺諝鈧?cè)出口溫度，℃

Tdis——壓縮機(jī)排氣溫度，℃