電動(dòng)客車熱泵系統(tǒng)微通道換熱器制熱性能研究

李海軍， 時(shí)帥領(lǐng)， 禹佩利， 常桂銘， 劉盼盼， 張中來

(中原工學(xué)院 能源與環(huán)境學(xué)院， 河南 鄭州 450007)

新能源汽車可以有效緩解現(xiàn)階段我國經(jīng)濟(jì)持續(xù)發(fā)展所面臨的環(huán)境污染和能源短缺問題，而電動(dòng)汽車是當(dāng)前新能源汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的主要方向[1]。熱泵空調(diào)系統(tǒng)作為電動(dòng)汽車的主要部件，其性能的優(yōu)劣直接影響電動(dòng)汽車的行駛里程，因此開發(fā)高性能的電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)具有重要意義。換熱器是電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的重要部件，選擇合適的換熱器對(duì)系統(tǒng)性能的優(yōu)劣有很大的影響。微通道換熱器由于具有高效換熱、體積小、質(zhì)量輕、制冷劑充注量小等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于家用空調(diào)、汽車空調(diào)、熱泵熱水器等領(lǐng)域。

國內(nèi)外專家學(xué)者對(duì)微通道換熱器在汽車空調(diào)中的應(yīng)用進(jìn)行了大量研究。QI等研究了微通道換熱器在汽車空調(diào)系統(tǒng)中的應(yīng)用，發(fā)現(xiàn)微通道換熱器替換層疊式換熱器后，系統(tǒng)制冷效率提高了8%[2]。SHI等對(duì)以R134a為制冷劑的汽車空調(diào)系統(tǒng)中不同集液管結(jié)構(gòu)的兩流程微通道蒸發(fā)器表面溫度的分布進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)合理的集液管結(jié)構(gòu)可以在最低出風(fēng)溫度下得到最佳制冷量[3]；趙宇等對(duì)汽車空調(diào)系統(tǒng)中微通道平行流蒸發(fā)器的流程布置進(jìn)行了仿真計(jì)算研究，得出仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的誤差在10%以內(nèi)，兩流程結(jié)構(gòu)比四流程結(jié)構(gòu)具有更好的傳熱與壓降特性[4]；施駿業(yè)等測(cè)量了新型車用空調(diào)平行流蒸發(fā)器傳熱壓降和凝水排除性能，并將其與層疊式蒸發(fā)器對(duì)比，發(fā)現(xiàn)平行流蒸發(fā)器的凝水排除能力較強(qiáng)[5]；巫江虹等對(duì)管翅式換熱器和多流程微通道換熱器在同一電動(dòng)汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)中的性能差異進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)多流程微通道換熱器應(yīng)用于熱泵系統(tǒng)還存在技術(shù)難點(diǎn)，需要在微通道換熱器流程設(shè)計(jì)、流量分配及壓降等方面進(jìn)行改進(jìn)[6]；徐磊等對(duì)采用微通道換熱器的熱泵型純電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)制冷性能隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速升高而增強(qiáng)，在制熱工況下，系統(tǒng)能取得較好的制熱效果，但微通道蒸發(fā)器易結(jié)霜[7]；吳學(xué)紅等對(duì)汽車空調(diào)系統(tǒng)中微通道換熱器里單相流體的流動(dòng)分配問題進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)16孔分流板換熱器的單相流體總流量分配不均勻度最小，單相流體的流動(dòng)分配均勻性最佳[8]；周國梁等搭建了以R134a為制冷劑的汽車空調(diào)實(shí)驗(yàn)測(cè)試臺(tái)，分析了雙排四流程微通道蒸發(fā)器的換熱量，發(fā)現(xiàn)較高的蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度能有效改善蒸發(fā)器換熱性能[9]。

目前,電動(dòng)客車空調(diào)系統(tǒng)應(yīng)用傳統(tǒng)管翅式換熱器比較多，而對(duì)微通道換熱器的應(yīng)用相對(duì)較少。本文以R407C為制冷劑，分別采用微通道換熱器和管翅式換熱器搭建電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)，并分析比較兩種換熱器之間的制熱性能差異。

1 實(shí)驗(yàn)

1.1 實(shí)驗(yàn)裝置

電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)圖

由圖1可知，電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)主要包括渦旋壓縮機(jī)、車內(nèi)外換熱器、氣液分離器、膨脹閥、干燥過濾器、四通換向閥等部件。為更好地對(duì)比分析采用管翅式換熱器的電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)(采用管翅式蒸發(fā)器和冷凝器)和采用微通道換熱器的電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)(采用微通道式蒸發(fā)器和冷凝器)的制熱性能，兩套電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)除換熱器不同之外，其他部件均一致。

電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能試驗(yàn)在標(biāo)準(zhǔn)焓差實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行,實(shí)驗(yàn)室測(cè)量能力為2～45 kW，室內(nèi)側(cè)和室外側(cè)的環(huán)境溫度控制精度均為±0.2 ℃。車內(nèi)換熱器及循環(huán)風(fēng)機(jī)放置于室內(nèi)側(cè)，與室內(nèi)風(fēng)量測(cè)量箱的入口連接，壓縮機(jī)、膨脹閥、車外換熱器等其他設(shè)備均放置于室外側(cè)。通過恒溫恒濕實(shí)驗(yàn)室的不同工況調(diào)節(jié)，測(cè)試采用管翅式換熱器的電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)和采用微通道換熱器的電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱性能。實(shí)驗(yàn)過程中所用的壓縮機(jī)為EVS34C，DC400～720 V海立渦旋變頻壓縮機(jī)，適用工質(zhì)為R407C，最大制冷量為10 kW。

1.2 測(cè)試工況

電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能測(cè)試實(shí)驗(yàn)工況參考GB/T 21361-2008《汽車用空調(diào)器》、GB/T 7725-2004《房間空氣調(diào)節(jié)器》、GB/T 12782-2007《汽車采暖性能要求和試驗(yàn)方法》、以及GB/T 37123-2018《汽車用電驅(qū)動(dòng)空調(diào)器》等汽車、空調(diào)國家標(biāo)準(zhǔn)設(shè)定。測(cè)試工況如表1所示,壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為5 000 r/min，室內(nèi)換熱器表面風(fēng)速為4.5 m/s。

表1 電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)性能測(cè)試工況

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

分別對(duì)兩套電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在車外環(huán)境溫度7 ℃、0 ℃、-5 ℃、-10 ℃下的相關(guān)性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)測(cè)試。設(shè)定車內(nèi)干球溫度為20 ℃，濕球溫度為15 ℃。

2.1 車外環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)換熱量的影響

車外環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)換熱量的影響情況如圖2所示。

圖2 車外環(huán)境溫度對(duì)系統(tǒng)換熱量的影響情況

由圖2可知，隨著車外環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)換熱量逐漸降低，采用管翅式換熱器的系統(tǒng)換熱量相對(duì)于采用微通道換熱器的系統(tǒng)換熱量衰減速度較快。與7 ℃標(biāo)準(zhǔn)制熱工況相比，采用管翅式換熱器的系統(tǒng)在-10 ℃、-5 ℃和0 ℃下的換熱量分別衰減了62.4%、54.4%和24.46%；采用微通道換熱器的系統(tǒng)在-10℃、-5℃和0℃下的換熱量衰減了39.1%、25.3%和18.4%。在制熱工況-10 ℃、-5 ℃、0 ℃和7 ℃下，與采用管翅式換熱器的系統(tǒng)相比，采用微通道換熱器的系統(tǒng)換熱量分別高了40.4%、41.1%、10.7%和3.5%。這是因?yàn)檐囃猸h(huán)境溫度下降，導(dǎo)致蒸發(fā)溫度下降，壓縮比提高，整個(gè)系統(tǒng)的換熱量也隨之降低。又因?yàn)椴捎梦⑼ǖ罁Q熱器的系統(tǒng)比采用管翅式換熱器的系統(tǒng)蒸發(fā)溫度下降速度慢，因此采用管翅式換熱器的系統(tǒng)換熱量相對(duì)于采用微通道換熱器的系統(tǒng)換熱量衰減速度快。在-10～7 ℃范圍內(nèi)，采用微通道換熱器的系統(tǒng)的換熱量均大于采用管翅式換熱器。這是因?yàn)槲⑼ǖ罁Q熱器中流體與通道單位體積接觸表面積要遠(yuǎn)大于管翅式換熱器中流體與通道單位體積接觸表面積，微通道換熱器的換熱性能更好，從而車外環(huán)境溫度在-10～7 ℃范圍內(nèi)變化時(shí)，采用微通道換熱器的系統(tǒng)的換熱量均大于采用管翅式換熱器。

2.2 車外環(huán)境溫度對(duì)壓縮機(jī)功率的影響

車外環(huán)境溫度對(duì)壓縮機(jī)功率的影響情況如圖3所示。

圖3 車外環(huán)境溫度對(duì)壓縮機(jī)功率的影響情況

由圖3可知，隨著車外環(huán)境溫度的持續(xù)下降，壓縮機(jī)的功率也隨之下降。這是因?yàn)殡S著車外環(huán)境溫度的持續(xù)下降，蒸發(fā)溫度也會(huì)隨之下降，壓縮機(jī)的吸氣質(zhì)量流量隨蒸發(fā)溫度的降低而逐漸減少，從而導(dǎo)致壓縮機(jī)的排氣質(zhì)量流量減少，壓縮機(jī)功率隨之降低。與7 ℃標(biāo)準(zhǔn)制熱工況相比，采用管翅式換熱器的系統(tǒng)在-10 ℃、-5 ℃和0 ℃下，壓縮機(jī)功率分別降低了15.4%、11.6%和4.0%；采用微通道換熱器的系統(tǒng)在-10 ℃、-5 ℃和0 ℃下，壓縮機(jī)功率分別降低了14.3%、10.0%和6.5%。在制熱工況-10 ℃、-5 ℃、0 ℃和7 ℃下，與采用管翅式換熱器的系統(tǒng)相比，采用微通道換熱器的系統(tǒng)壓縮機(jī)功率分別低了3.4%、2.8%、7.1%和4.4%。這是因?yàn)樵陔妱?dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)制熱量相同的情況下，微通道換熱器擁有更高的傳熱效率，從而采用微通道換熱器的系統(tǒng)壓縮機(jī)功率比管翅式換熱器系統(tǒng)的壓縮機(jī)功率更低。

2.3 車外環(huán)境溫度對(duì)COP值的影響

車外環(huán)境溫度對(duì)COP值的影響情況如圖4所示。

圖4 車外環(huán)境溫度對(duì)COP值的影響情況

由圖4可知，隨著外界環(huán)境溫度的降低，系統(tǒng)的COP值也隨之降低。與7 ℃標(biāo)準(zhǔn)制熱工況相比，采用管翅式換熱器的系統(tǒng)在-10 ℃、-5 ℃和0 ℃下的COP值分別降低了55.6%、48.4%和21.3%；采用微通道換熱器的系統(tǒng)在-10 ℃、-5 ℃和0 ℃下的COP值分別降低了28.8%、16.7%和12.5%。在制熱工況-10 ℃、-5 ℃、0 ℃和7 ℃下，與采用管翅式換熱器的系統(tǒng)相比，采用微通道換熱器的系統(tǒng)COP值分別高了42.3%、42.7%、16.8%和7.5%。這是因?yàn)镃OP值是由換熱量與壓縮機(jī)功率的比值決定的，在系統(tǒng)換熱量一定的情況下，采用微通道換熱器的系統(tǒng)壓縮機(jī)功率更低，系統(tǒng)的COP值更大。

2.4 車外環(huán)境溫度對(duì)車內(nèi)出風(fēng)溫度的影響

車外環(huán)境溫度對(duì)車內(nèi)出風(fēng)溫度的影響情況如圖5所示。

圖5 車外環(huán)境溫度對(duì)車內(nèi)出風(fēng)溫度的影響情況

由圖5可知，隨著車外環(huán)境溫度的升高，車內(nèi)出風(fēng)溫度也隨之升高。與7 ℃標(biāo)準(zhǔn)制熱工況相比，采用管翅式換熱器的系統(tǒng)在-10 ℃、-5 ℃和0 ℃下，車內(nèi)出風(fēng)溫度分別降低了7.8 ℃、5.9 ℃和2.1 ℃；采用微通道換熱器的系統(tǒng)在-10 ℃、-5 ℃和0 ℃下，車內(nèi)出風(fēng)溫度分別降低了6.4 ℃、3.73 ℃和2.8 ℃。這是由于隨著車外環(huán)境溫度的不斷升高，蒸發(fā)溫度升高，相應(yīng)的冷凝溫度也隨之升高，出風(fēng)溫度提高。在制熱工況-10 ℃、-5 ℃、0 ℃和7 ℃下，采用微通道換熱器的系統(tǒng)與采用管翅式換熱器的系統(tǒng)相比，車內(nèi)出風(fēng)溫度分別增加了7.0 ℃、7.7 ℃、4.9 ℃和5.6 ℃。由實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，換熱器使用微通道后，車內(nèi)出風(fēng)溫度提升比較明顯。

3 結(jié)語

本文研究了采用微通道換熱器的電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱性能，在車外環(huán)境溫度為-10～7 ℃范圍內(nèi)，采用微通道換熱器的電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)與采用管翅式換熱器的電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)相比，制熱量提高3.5%～40.4%，壓縮機(jī)功率降低2.8%～4.4%，COP值提高7.5%～42.7%，風(fēng)口出風(fēng)溫度增加4.9～7.7 ℃。由實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，電動(dòng)客車熱泵空調(diào)系統(tǒng)采用微通道換熱器制熱效果更好。但是，采用微通道換熱器時(shí)，多流程冷凝器和蒸發(fā)器存在嚴(yán)重的分配不均勻問題，在制熱工況下，室外機(jī)流量分配不均導(dǎo)致系統(tǒng)結(jié)霜加劇，極大地影響了熱泵循環(huán)效率。因此，微通道換熱器要大規(guī)模商用，還需要進(jìn)一步研究。