电动汽车 CO2热泵空调制热性能分析

作者：李江峰 ^1，2， 李帅旗 ¹， 阮先轸³， 宋文吉¹， 冯自平^1，4

1、中国科学院 广州能源研究所，广州 ；

2、中国科学院大学，北京  ；

3、广汽集团汽车工程研究院，广州  ； 

4、淄博能源研究院，山东，淄博

随着国际社会对环境问题的日渐重视,纯电动汽车近几年发展迅速,但里程焦虑仍是制约其进一步发展的重要因素｡造成纯电动汽车里程焦虑的一部分原因是冬季低温环境下汽车热泵空调制热效率低或热泵空调无法使用,需要使用正温度系数材料(PositiveTemperatureCoefficient,PTC)进行采暖,造成纯电动汽车采暖功耗过大｡

CO2作为天然制冷剂,不仅对环境友好,而且在低温环境下拥有良好的采暖性能,因此CO2成为R134a的潜在替代制冷剂｡CO2的临界温度为31.1℃,LORENTZEN等^[1]率先提出将跨临界CO2系统应用于汽车空调,CO2的临界压力为7.3MPa,跨临界CO2系统运行处于高压力状态,但是CO2压缩机拥有较低的压缩比,因此CO2压缩机尺寸更小,系统可以更加紧凑,质量更轻^[2]｡陈胜凯^[3]对比了R134a和CO2的制热性能,证明在低温环境下,CO2相较于R134a有相近的COP,同时制热量远大于R134a系统｡刘洪胜等^[4]研究了汽车空调中CO2充注量对跨临界CO2热泵空调系统性能的影响,分析确定了最佳充注量｡

不过,跨临界CO2系统也存在缺点｡由于CO2运行压差大,所以节流过程中存在较大的节流损失^[5],需要对跨临界CO2系统进行优化｡赵玲华等^[6]研究了回热器对跨临界CO2热泵系统的制热性能｡TIANHua等^[7]对采用膨胀机回收膨胀功的跨临界CO2系统性能进行了研究｡RIGOLA等^[8]通过数值模拟研究了回热器对跨临界CO2系统的影响｡邹春妹等^[9]通过试验研究了喷射器对跨临界CO2系统的影响｡吴孟霞等^[10]研究了喷气增焓系统对高温跨临界CO2系统的影响｡这些现有的研究大多都是针对CO2循环进行优化,并没有针对跨临界CO2系统在纯电动汽车工况下的特殊研究｡

对于纯电动汽车热泵系统,当环境蒸发温度过低时,热泵系统无法正常运转,即使使用了余热回收的热泵系统,也只是在特定情况下扩宽了热泵系统的使用温区,电动汽车仍需配备PTC,增加了整车的成本和质量,对续驶里程的提升仍然有限｡CO2系统可以提高低温下的制热量,但系统COP过低,且极低温下压缩机排气温度过高,易使压缩机过热,因此仍需要对跨临界CO2系统进行优化｡

本文为提高跨临界CO2系统低温制热性能和扩宽热泵系统使用范围,构建了回热器+补气增焓的跨临界CO2系统,通过数学模型对系统性能进行仿真分析｡分析了不同工况下的气体冷却器压力和中间补气压力对COP的影响,探究了中间补气量及相对补气量对系统制热性能的影响,最后分析了回热器过热度对制热性能的影响,为纯电动汽车系统架构方面提供了参考｡

回热器+补气增焓跨临界CO2系统原理,如图1所示,该系统理论循环的P-h曲线,如图2所示｡该系统的工作流程如下:CO2经压缩机压缩至高压状态Pg,此时处于超临界状态的CO2在气体冷却器内放热至状态点6,随后进入经济器中被冷却至状态点7,经过回热器与蒸发器出口的气体换热至状态点8,此后CO2分为两路｡一路走膨胀阀1降压至中间压力Pm,经经济器换热后到达状态点11,并通过压缩机上的补气口进入压缩机腔;另一路经膨胀阀2节流至蒸发压力Pe,在蒸发器内吸热,再经过回热器加热至状态点2被吸入压缩机,经压缩机一级压缩后与补气口计入的CO2混合至状态点4,进入下一级压缩腔压缩至状态点5排出,至此完成循环｡

回热器+补气增焓跨临界CO2系统相较于基本跨临界CO2系统制热具有以下3个特点。

1）由于回热器+补气增焓跨临界CO2系统增加了中间补气过程，所以增加了经过气体冷却器的制冷剂流量，提高了系统的制热量。

2）中间补气的CO2可视为压缩机内的一个中间冷却，能有效降低压缩机的排气温度，防止压缩机过热，提高压缩机的压缩效率。

3）中间补气可将中间压力制冷剂直接补入压缩机，不需要进一步节流降压，有效降低了节流损失和压缩机功耗。

为了重点关注该系统的主要参数对系统性能的影响，在系统分析时做出如下假设：1）忽略CO2在换热器和管道内的压降；2）蒸发器出口和压缩机补气口的CO2为饱和状态；3）压缩机内的压缩为绝热压缩；4）中间补气的CO2可以全部进入压缩机的压缩腔内。

系统制冷系数COP为：

式中：Qg为系统制热量；Wc为压缩机功耗。系统制热量计算，如式 （2） 所示。

式中：m1 为中间补气过程的制冷剂质量流量；m 2

为流过蒸发器的制冷剂质量流量。

压缩机功耗计算，如式 （3） ～ （5） 所示。

式中：Wc，L 为低压侧压缩机耗功；Wc，H 为高压侧压缩机功耗。

压缩机的等熵效率计算，如式 （6） ～ （7）所示。

相对补气量计算，如式 （8） 所示。

式中：β为相对补气量。

回热器换热量计算，如式 （9） 所示。

式中：Qihe为回热器的换热量。

经济器换热量计算，如式 （10） 所示

式中：Qsc为经济器的换热量。

低压侧计算，如式 （11） ～ （13） 所示。

式中：h3，s为压缩机等熵压缩时状态点3的焓值。

高压侧计算，如式 （14） ～ （16） 所示。

式中：h5，s为压缩机等熵压缩时状态点5的焓值。

状态点4焓值计算，如式 （17） 所示。

在电动汽车跨临界CO2热泵系统理论计算中，指定气体冷却器出口温度为定值，通过假设不同蒸发温度Tevap、气体冷却器压力Pg、中间补气压力Pinj、相对补气量β、回热器过热度等参数研究变量对系统制冷性能的影响。

为了验证数学模型的准确性，采用吴孟霞等［10］的试验数据进行对比。吴孟霞试验设定压缩机频率为180Hz，膨胀阀1的开度为120步（总步数为250步），通过调节膨胀阀2的开度得到COP随气体冷却器出口温度变化的试验数据。将该工况输入模型进行仿真，再将得到的仿真值与试验值进行对比（图3）可知，最大误差为9.37%，平均误差为4.34%，试验值与仿真结果有较好的一致性。

在不同蒸发温度(Tevap=10℃,0℃,-10℃)､不同气体冷却器出口温度(Tgc,out=35℃,40℃,45℃)和不同相对补气量(β=0,0.1,0.2,0.3)下COP随Pgc的变化规律,如图4~6所示｡由图4~6可知,气体冷却器压力的存在使COP达到最大值;当气体冷却器压力小于最佳压力时,COP随气体冷却器压力的增加而快速上升,当气体冷却器压力大于最佳压力时,COP随气体冷却器压力的增加而缓慢下降｡由图4~5可知,当蒸发温度分别为-10､0､10℃时,最佳气体冷却器压力分别为10.2､10､9.8MPa,最佳压力随蒸发温度降低而升高;当气体冷却器出口温度分别为35､40､45℃时,最佳气体冷却器压力分别为8.6､10､11.4MPa,最佳压力随气体冷却器出口温度的升高而升高,且相对于蒸发温度的影响,气体冷却器出口温度对最优气体冷却器压力的影响更大｡由图6可知,当相对补气量为0､0.1､0.2､0.3时,最佳气体冷却器压力均在10MPa左右｡因此,系统最佳的气体冷却器压力主要受到蒸发温度和气体冷却器出口温度的影响,补气对最佳气体冷却器压力的影响可忽略不计｡

CO2热泵空调系统存在最佳压力,主要是由于系统同时运行在亚临界和超临界两个区域内,在CO2的P-h图中超临界区域的等温线类似于三次函数的曲线,临界点附近即为等温线的拐点｡在气体冷却器出口温度为定值时,增大气体冷却器内的压力响应便增加了气体冷却器进出口的焓差,提升了系统的制热量,这在临界点附近时最为明显｡但是,当气体冷却器压力增加到一定值时,在气体冷却器进出口处增加的焓差等于增加了气体冷却器压力压缩机的功耗时,气体冷却器压力再增加时所增加的气体冷却器焓差将会小于增加气体冷却器压力时压缩机的功耗,COP随即降低,所以存在一个最优的气体冷却器压力使系统得到最佳COP｡

在已确定的气体冷却器压力,不同蒸发温度(Tevap=10,0,-10℃)､不同气体冷却器出口温度(Tgc,out=35,40,45℃)､不同相对补气量(β=0,0.1,0.2,0.3)下,COP随Pinj的变化规律,如图7~9所示｡由图7~9可知,中间补气压力的存在使COP达到最大值,但相对于气体冷却器压力变化对COP的影响,中间补气压力对COP的影响较小｡由图7~8可知,当蒸发温度分别为-10､0､10℃时,最佳中间补气压力分别为5.85､6.3､6.7MPa,最佳中间补气压力随蒸发温度的降低而降低;当气体冷却器出口温度分别为35､40､45℃时,最佳中间补气压力分别为6.5､6.3､6MPa,最佳中间补气压力随气体冷却器出口温度的升高而降低;当相对补气量分别为0､0.1､0.2､0.3时,最佳补气压力分别为5.95､6.15､6.25､6.3MPa,最佳中间补气压力随补气量的升高而升高｡因此,系统最佳中间补气压力同时受到蒸发温度､气体冷却器出口温度和相对补气量的影响｡

在不同的相对补气量(β=0,0.1,0.2,0.3)下,COP､制热量和压缩机排气压力随蒸发温度的变化规律,如图9~11所示｡由图9~10可知,COP和制热量随蒸发温度的降低而降低,在相对补气量为β=0,蒸发温度为10℃和-10℃时,COP分别为3.27和2.10,制热量分别为4.09kW和2.69kW;当蒸发温度由10℃降至-10℃时,COP和制热量分别降低35.78%和33.50%｡相对补气量能有效提高COP,在蒸发温度为-10℃,β=0,0.1,0.2,0.3时,COP分别为2.10､2.16､2.23､2.32,制热量分别为2.69､2.83､2.99､3.20kW,相对于β=0｡相对补气量为0.1､0.2､0.3时,COP分别提升了2.86%､6.19%､10.48%,制热量分别提升了5.20%､11.15%､18.96%｡由图12可知,压缩机排气温度随蒸发温度的降低而快速上升,相对补气量为0,蒸发温度为10℃和-10℃时,压缩机排气温度分别为86.25℃和113.50℃,蒸发温度从10℃降至-10℃时,压缩机排气温度上升了27.25℃;补气可以有效降低压缩机排气温度,且相对补气量越大,压缩机排气温度的降低效果越明显,蒸发温度为-10℃时,相对补气量分别为0,0.1,0.2,0.3时,压缩机排气温度分别为113.50､105.30､97.53､90.16℃,相对于β=0,相对补气量为0.1､0.2､0.3时,压缩机排气温度分别降低8.20､15.97､23.34℃｡

由于补气增焓通过中间补气过程增加了通过气体冷却器的制冷剂流量,所以系统的制热量随相对补气量的上升而上升;由于制冷剂是在中间压力时补入压缩机,致使系统只额外使用一半压缩功便获得了使制冷剂从低压到高压的压缩机功耗,所以系统的COP得到提升,并随相对补气量的提升而升高;由于中间补气的制冷剂温度低于压缩机从低压压缩到中间压力制冷剂的温度,所以中间补气过程相当于在压缩机内中间冷却的过程,使压缩机的排气温度大幅下降｡

回热器过热度对COP､制热量､压缩机排气温度､制冷剂流量的影响,如图13所示｡由图可知,随着回热器过热度的增加,COP和制热量略有提升,压缩机排气温度大幅提升,制冷剂流量大幅降低｡当回热器过热度从5℃提升至25℃时,COP和制热量分别提升1.10%和0.08%,压缩机排气温度提升10℃,制冷剂流量降低了15.88%｡因此,过热器过热度的提升对系统制热时的COP和制热量提升的影响不明显,但会导致压缩机排气温度上升和制冷剂流量降低｡回热器可增加压缩机入口制冷剂的温度,相应地增加了压缩机出口制冷剂的温度,从而提升了单位质量制冷剂的制热量,但在回热器增加压缩机入口制冷剂温度的同时,压缩机入口制冷剂的密度降低,压缩机吸入同等体积的制冷剂时,系统制冷剂质量流量却降低了,从而导致系统总制热量降低｡在这两种情况的影响下,整个系统的COP和制热量变化较小｡

本文为提高电动汽车用CO,热泵空调性能,构建了回热器+补气增熔的跨临界CO,系统,并选择在电动汽车所需的工况下,通过仿真探究了气体冷却器压力､中间补气压力､相对补气量､蒸发温度和回热器过热度对系统制热性能的影响,并得出以下结论｡

1)最佳气体冷却器压力和中间补气压力的存在使COP存在最大值,且最佳气体冷却器压力主要与气体冷却器的出口温度和蒸发温度相关,最佳中间补气压力与蒸发温度､气体冷却器的出口温度和相对补气量相关｡当T.35,T40CT-45C时,最佳气体冷却器压力分别为8.6､10.0､11.4MPa;当T-10C,-0,T-10°C时,最佳气体冷却器压力分别为10.2､10.09.8MPa｡

2)在系统达到最佳气体冷却器压力前,COP随气体冷却器压力快速上升,超过最佳压力后COP随着气体冷却器压力缓慢下降,所以当跨临界CO,系统实际运行时,气体冷却器压力需要根据气体冷却器的出口温度而变化,且气体冷却器压力保持在一个略大于最佳压力的区间,使系统以高效COP稳定运转｡

3)COP和制热量随蒸发温度降低而显著下降.蒸发温度由10°C降至-10C时COP和制热量分别降低35.78%和33.50%;压缩机排气温度随蒸发温度降低而显著上升,蒸发温度从10C至-10C时,压缩机排气温度上升了27.25C｡过高压缩机排气温度容易造成压缩机过热,这也是限制CO,热泵空调在过低环境温度下使用的原因.

4)中间补气能有效提升COP和制热量,且能显著降低压缩机排气温度｡当蒸发温度为-10､010°C时,相对补气量从0变为0.3时,COP分别提升了18.94%､21.13%､23.64%;压缩机排气温度分别降低了23.34､17.33､12.21°C