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(jié)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(jié)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(zhuǎn)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(jié)霜性能進行分析。研究結(jié)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(jié)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(gòu)成及原理

1.1 新型熱泵空調(diào)系統(tǒng)的構(gòu)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(zhuǎn)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(jié)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(jié)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(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(qū)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(cè)水力直徑,單位m?？諝鈧?cè)與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(cè)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(gòu)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(jié)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(jié)霜、提高空調(diào)制熱性能的效果。若蒸發(fā)器仍然發(fā)生結(jié)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(zhuǎn)速為4000r/min,電動機轉(zhuǎn)速取5000r/min代表中等轉(zhuǎn)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(jié)霜現(xiàn)象下進行的,而蒸發(fā)器的結(jié)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(guān),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(jié)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(jié)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(jié)霜現(xiàn)象,而新型熱泵空調(diào)不會發(fā)生結(jié)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(jié)霜,此時需要開啟PTC加熱器耦合制熱來抑制結(jié)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(jié)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(jié)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(jié)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(jié)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(zhuǎn)速的增大而增大,在電機頻繁以中高轉(zhuǎn)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(jié)霜現(xiàn)象的發(fā)生,并且可以在發(fā)生結(jié)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(jié)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(jié)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(jié)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。