摘要：針對純電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)在冬季低溫潮濕環(huán)境下制熱能力不足、換熱器出現(xiàn)結霜現(xiàn)象等問題，提出了一種新型熱泵空調(diào)制熱系統(tǒng)。該系統(tǒng)將電機余熱回收用于提升熱泵空調(diào)的制熱性能，抑制換熱器結霜現(xiàn)象的發(fā)生，同時使用PTC加熱器耦合制熱，使得空調(diào)系統(tǒng)可以在更低的環(huán)境溫度下正常工作。首先運用AMESim軟件搭建電機散熱循環(huán)系統(tǒng)仿真模型對電機余熱的利用價值進行分析，得到電機余熱在電機頻繁以中高轉速運行的工況下具有較大回收價值；然后針對帶有電機余熱回收的新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)，利用AMEsim軟件建立了壓縮機、換熱器、膨脹閥、氣液分離器等熱泵空調(diào)制熱模型，與電機散熱循環(huán)系統(tǒng)以及PTC加熱器耦合，對熱泵空調(diào)系統(tǒng)的低溫制熱性能和抑制結霜性能進行分析。研究結果表明：新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)比普通熱泵空調(diào)系統(tǒng)具有更好的制熱性能，在環(huán)境溫度為0℃時，新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)的COP比普通熱泵空調(diào)提升了14.5%；在環(huán)境溫度為-10℃時，開啟PTC加熱器后新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)能夠正常工作且蒸發(fā)器不會發(fā)生結霜現(xiàn)象，并且其等效COP仍然大于1。

1 新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)的構成及原理

1.1 新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)的構成

一般的熱泵空調(diào)系統(tǒng)由壓縮機、車內(nèi)外換熱器、膨脹閥和氣液分離器等部件組成,動力電池直接控制壓縮機的轉速,從而使制冷劑在各個管道及部件中流動,在車內(nèi)外換熱器中實現(xiàn)的熱量交換。如圖1所示,本文提出的新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)增加了電機余熱回收模塊,將電機運行中產(chǎn)生的熱量傳輸?shù)杰囃鈸Q熱器外表面,以此提高車外換熱器的環(huán)境溫度,從而達到抑制車外換熱器結霜,提高熱泵空調(diào)工作能力的效果,并且還設計了PTC加熱器,可以在低溫時抑制結霜。本文只涉及制熱工況,故不對空調(diào)制冷部分進行表述。

圖1 新型熱泵空調(diào)構成示意圖

1.2 電機余熱分析

純電動汽車的余熱主要集中在動力電池和電機上,電機余熱遠遠大于動力電池的余熱,并且動力電池在冬季低溫環(huán)境下既需要散熱又需要加熱,這導致電池熱管理系統(tǒng)較為復雜,因此本文設計中只考慮對電機余熱的利用。在AMESim軟件中建立的電機循環(huán)散熱系統(tǒng)模型如圖2所示,圖中電源只為電機提供電壓,不對電池本身的放電情況和溫度影響等進行研究。

圖2 電機余熱模型模型中設置電動機轉速分別為1500r/min、3000r/min、5000r/min和8000r/min,扭矩設置為75N·m,風扇處空氣的質(zhì)量流量為0.3kg/s。通過散熱器進風口和出風口的焓值的變化,可以計算得到電機余熱的熱功率如式(1)所示：式(1)中,P為電機余熱的熱功率,單位kJ；為空氣的質(zhì)量流量,單位kg/s；h1、h2分別為散熱器進風口和出風口的焓增,單位kJ/kg。不同電機轉速工況下電機余熱的熱功率變化情況如圖3所示。從圖3中可以看出,電機余熱的熱功率隨著電機運行時間的增加而增大,隨著電機轉速的增大而增大。開始時電機余熱的熱功率較低是因為剛啟動時殼體以及循環(huán)水的溫度較低,大部分的電機余熱被自身冷卻循環(huán)吸收了,只有少部分被帶到散熱器,當電機以中高轉速運行時間超過十分鐘后,可利用的電機余熱變得十分可觀。

圖3 電池和電動機廢熱對比圖

2 仿真模型的建立

經(jīng)過電機散熱模型的電機余熱分析發(fā)現(xiàn),電機運行中產(chǎn)生的余熱非常具有利用價值,但一般情況下這部分能量都散失到外界環(huán)境當中,造成了能源的浪費。若將這一部分能量通過水循環(huán)輸送到空調(diào)系統(tǒng)中的車外換熱器處加以利用,這相當于降低了動力電池的能量消耗,符合目前節(jié)能化的發(fā)展趨勢。為了更好的分析電機能量回收對于熱泵空調(diào)制熱性能的影響情況,本文建立了對應的熱泵空調(diào)系統(tǒng)的AMESim仿真模型。

2.1 壓縮機模型

壓縮機是空調(diào)系統(tǒng)的驅動部件,是最重要的核心部件之一。在AMESim軟件的壓縮機模型中不考慮其實際的結構形式,只計算影響壓縮機性能的主要參數(shù)容積效率和等熵效率等。容積效率如式(2)所示：式(2)中：m為制冷劑質(zhì)量流量,單位kg/s；ρ為壓縮機入口制冷劑密度,單位kg/m3；n為壓縮機轉速,單位r/min；Vh為壓縮機排量,單位m3。等熵效率如式(3)所示：式(3)中：hout為壓縮機出口焓值,單位kJ/kg；hin為壓縮機進口焓值,單位kJ/kg；Δhi為等熵焓差,單位kJ/kg。本文選用排量為36cm3的定排量壓縮機,并且壓縮機轉速設定為4000r/min不變。

2.2 換熱器模型

冷凝器采用的是微通道平行流式換熱器模型,其幾何參數(shù)如表1所示。蒸發(fā)器采用的是U型通道翅片換熱器模型,其幾何參數(shù)如表2所示。表1 仿真模型冷凝器參數(shù)

表2 仿真模型蒸發(fā)器器參數(shù)

雖然冷凝器和蒸發(fā)器所采用的換熱器結構形式不同,但是換熱原理一樣。制冷劑與換熱器壁面之間的對流換熱量為：式(4)中,h3為換熱系數(shù),單位W/(m2·K)；A1為換熱面積,單位m2；Tre為制冷劑溫度,Twall為壁面溫度,單位K。其中換熱系數(shù)h3的計算如式(5)所示：式(5)中,λ為制冷劑導熱系數(shù),單位W/(m·K)；Nu為努賽爾數(shù)；dh為制冷劑側水力直徑,單位m?？諝鈧扰c換熱器壁面之間的對流換熱量如式(6)所示：式(6)中,h4為換熱系數(shù),單位W/(m2·K)；A2為換熱面積,單位m2；Ta為制冷劑溫度,Twall為壁面溫度,單位K。其中換熱系數(shù)h2的計算為：式(7)中,λa為制冷劑導熱系數(shù),單位W/(m·K)；Nu為努賽爾數(shù)；dha為制冷劑側水力直徑,單位m。

2.3 計算模型

本文利用AMESim軟件建立汽車空調(diào)系統(tǒng)仿真模型。仿真中使用了其中的空調(diào)模塊、熱力學模塊、兩相流模塊、機械及隨動件模塊和信號控制模塊,選用的制冷劑為R134a。依據(jù)圖1所示的構成原理搭建的空調(diào)仿真計算模型如圖4所示,該模型在一般的熱泵空調(diào)系統(tǒng)中加入了圖2所示的電機余熱模型,將電機運行時所產(chǎn)生的余熱和熱泵空調(diào)系統(tǒng)模型中的蒸發(fā)器模塊相結合,車外的冷空氣首先會與電機冷卻循環(huán)回路中的散熱器發(fā)生熱交換,在吸收了電機余熱之后再與蒸發(fā)器發(fā)生熱交換,從而提高了蒸發(fā)器的環(huán)境溫度,達到抑制蒸發(fā)器結霜、提高空調(diào)制熱性能的效果。若蒸發(fā)器仍然發(fā)生結霜現(xiàn)象,則開啟PTC加熱器,提高蒸發(fā)器進氣口的空氣溫度,從而將霜融化,達到除霜的效果。

圖4 新型熱泵空調(diào)仿真模型

2.4 仿真工況

本文研究的新型汽車空調(diào)系統(tǒng)主要針對冬季低溫環(huán)境下的制熱性能,所以設置冬季汽車空調(diào)工作條件作為仿真工況,車外環(huán)境溫度為-10℃～5℃,空氣相對濕度為60%,壓縮機轉速為4000r/min,電動機轉速取5000r/min代表中等轉速,PTC功率設置為0和1000W兩個狀態(tài),具體工況設置如表3所示。表3 仿真工況設置

3 系統(tǒng)仿真分析

3.1 蒸發(fā)器溫度分析

本文的仿真計算是在蒸發(fā)器不發(fā)生結霜現(xiàn)象下進行的,而蒸發(fā)器的結霜現(xiàn)象的發(fā)生與蒸發(fā)器的進風溫度、濕度和濕度都有關,為簡化模型,本文中假設蒸發(fā)器的進風溫度為0℃、濕度為60%、質(zhì)量流量為0.3kg/s時,模型中蒸發(fā)器的結霜速率與化霜速率處于動態(tài)平衡狀態(tài),即蒸發(fā)器處于結霜的臨界狀態(tài)。按照表3中1、2、3工況點運行仿真得到新型空調(diào)系統(tǒng)蒸發(fā)器進風溫度的情況如圖5所示。

圖5 蒸發(fā)器進風溫度分析普通空調(diào)的蒸發(fā)器進風溫度即是車外環(huán)境溫度,而新型空調(diào)的蒸發(fā)器進風溫度是環(huán)境中的空氣經(jīng)過電機余熱或者PTC加熱器加熱之后的空氣溫度。從圖5中可以看出,新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)的蒸發(fā)器進風溫度隨著仿真運行時間的增加而增大。當環(huán)境溫度在0℃左右時,普通空調(diào)的蒸發(fā)器會發(fā)生結霜現(xiàn)象,而新型熱泵空調(diào)不會發(fā)生結霜現(xiàn)象；當環(huán)境溫度為-10℃,新型熱泵空調(diào)的蒸發(fā)器也會發(fā)生結霜,此時需要開啟PTC加熱器耦合制熱來抑制結霜；當環(huán)境溫度為-10℃,同時開啟PTC時,仿真運行20分鐘后可以達到臨界結霜溫度。這是由于電機循環(huán)水的初始溫度設置為和環(huán)境溫度一致,PTC加熱器需要先對循環(huán)水加熱,實際工況中可以增加PTC功率來縮短這段加熱時間。

3.2 空調(diào)系統(tǒng)制熱能效比分析

空調(diào)系統(tǒng)的制熱能效比COP（Coefficie nt of Performance）是反映空調(diào)制熱能耗大小的重要指標,同時也是評價制熱性能優(yōu)劣的重要參數(shù)。式(8)中,Q為空調(diào)系統(tǒng)的制熱量,單位J；W為壓縮機的功耗,單位J。根據(jù)表3所示仿真工況中1、2、3、4工況點運行得到普通空調(diào)系統(tǒng)的COP與帶電機余熱回收功能的空調(diào)系統(tǒng)COP的對比情況如表4所示。表4 兩種空調(diào)系統(tǒng)COP對照表

注：仿真中假設蒸發(fā)器未發(fā)生結霜現(xiàn)象，蒸發(fā)器的換熱系數(shù)表。其中,開啟PTC加熱器后新型熱泵空調(diào)的能效比為等效等效比,即式(8)中W為壓縮機與PTC功耗之和。從表4中可以看出,帶有電機余熱回收功能的新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)的COP有較大提升,當環(huán)境溫度為0℃時,在蒸發(fā)器不發(fā)生結霜的情況下,COP能夠提升14.5%,能夠有效減少能量的浪費,提高熱泵空調(diào)的制熱性能；當環(huán)境溫度為-10℃,同時開啟PTC加熱器時,熱泵空調(diào)的等效能效比為1.10,仍然大于單獨使用PTC加熱器進行制熱的能效比。

4 結語

1）運用AMESim軟件搭建了電機循環(huán)散熱回路仿真模型,對電機在運行中所產(chǎn)生的熱量變化情況進行分析,由仿真模型可以看出,電機余熱的熱功率隨著電機運行時間的增加而增大,隨著電機轉速的增大而增大,在電機頻繁以中高轉速運行的工況下,電機余熱具有很大的回收價值。2）針對電機余熱設計帶能量回收的熱泵空調(diào)系統(tǒng),利用AMEsim軟件建立了壓縮機、換熱器、膨脹閥、氣液分離器等新型空調(diào)系統(tǒng)模型,聯(lián)合電機循環(huán)散熱回路模型對電動汽車熱泵空調(diào)的冬季制熱性能進行優(yōu)化,由仿真模型可以看到,模型的假設以及簡化符合實際研究范圍,仿真模型滿足設計要求。3）根據(jù)不同的工況條件,對所建立的熱泵空調(diào)系統(tǒng)模型進行仿真分析,并與普通空調(diào)進行對比,得到新型熱泵空調(diào)能夠更好的抑制蒸發(fā)器結霜現(xiàn)象的發(fā)生,并且可以在發(fā)生結霜時進行除霜；同時,新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)的制熱能效比COP比普通熱泵空調(diào)提升了13.5%～18.7%,即使在-10℃的環(huán)境溫度下開啟PTC進行抑制結霜,系統(tǒng)的等效COP也大于1。本文設計的新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)從抑制車外換熱器結霜出發(fā),將電機余熱與熱泵空調(diào)系統(tǒng)以一種全新的方式結合來優(yōu)化熱泵空調(diào)的低溫制熱性能,使得熱泵空調(diào)可以在更低的環(huán)境溫度下工作,同時提出了熱泵空調(diào)、PTC加熱器和電機余熱三者耦合制熱的新思路。