电动汽车低温热泵型空调系统实验研究与分析_殷海艳

带回热器的汽车空调实验样机介绍

本次实验所用的带回热器的汽车空调系统样机由双级压缩带中压吸气口的汽车热泵用涡旋压缩机、四通换向阀、车内换热器、车外换热器、制冷膨胀阀、制冷膨胀阀、单向阀、喷射器、板式换热器、气液分离器等器件组成，系统流程图如图2.1，系统实物图如图3.1。

样机的具体配置如下：

１）压缩机

带回热器的汽车空调系统采用的是双级压缩带中压吸气口的汽车热泵用涡旋压缩机（见本文2.2节），型号：ER28320A-n65H。其基本参数如表3.1，实物如图3.2。

２）车内、外换热器

此系统车内换热器采用的是汽车厂商提供的蒸发风箱，内置平行流换热器，自带鼓风机，外形实物图见图3.3，由于传统电动空调车外换热器（冷凝器）采用微通道平行流的换热技术较适合单冷模式，在作热泵用时，如果采用传统的平行流换热器作车外换热器（蒸发器）时，低温蒸发温度容易使换热器结霜，除霜后排水也存在困难。因此在本课题的带回热器的汽车空调系统的车外侧换热器采用的是管翅式换热器。车外侧换热器的外形尺寸：386mm （高）*38mm（宽）*597mm（高），翅片厚度为0.12mm，俩翅片之间的间距是2.2mm，沿气流方向的管排数是3排，迎风面积0.2m2，实物图如图3.4。

３）喷射器经济器组件

喷射经济器組件主要由一个板式换热器，一个喷射膨胀阀和一个干燥瓶组成，其工作由电磁截止阀控制，其实物图如图3.5所示。

3.2实验测试系统介绍

3.2.1实验测试系统

带回热器的汽车空调系统的制冷性能实验在江苏超力电器有限公司提供的汽车空调系统性能焓差实验室中开展（如图 3.6）。该汽车空调性能洽差实验室参照ASHRAE51-75，JB/T6914-1993《汽车空调器性能试验方法》，GB/T21361-2008《汽车空调器》，GB/T21360-2008《汽车空调器用制冷压缩机》等行业标准进行设计，该实验室可实现模拟需要空调车外换热器的环境温度，对系统在不同环境工况下进巧性能参数的测试。该汽车空调综合性能焓差实验室满足国家的相应标准，测试指标及范围均达到国家要求的空调设备需要的实验水平，其对模拟的环境温度的控制精度达到0.3℃左右，对环境相对湿度的控制精度达到5%左右。

３带回热器的汽车空调空调

本课题研究的带回热器的汽车空调系统，如图2.3所示。该系统主要组成：双级压缩中间喷射的汽车热泵用涡旋压缩机（见下文第2.3.2节）、四通换向阀、车内换热器、车外换热器、制冷膨胀阀、制冷膨胀阀、单向阀、喷射器、板式换热器、气液分离器。

带回热器的汽车空调系统制冷剂选用的是当前汽车空调普遍采用的R134a，虽然很多专家学者提出以CO2为制冷剂的热系系统的性能要比R134a为制冷剂的系统更优，二氧化碳作为汽车空调重点研究的制冷剂具有良好的低温特性，但CO2为制冷剂的系统压力过高，对系统运行的安全性不利。而且目前管路工艺和部件都很难达到产业化要求，还需要对汽车空调的各个部件重新进行设计，成本过高。而R134a制冷剂作为制冷剂工质，管路、车内空调箱的生产配套及工艺比较成熟，有利于电动汽车热泵空调的产业化。

最后在压焓图上对带回热器的汽车空调系统采用的带喷射经济器的准二级压缩循环原理进行了论述并作了热力计算，同时列出了带回热器的汽车空调系统与普通的热泵系统相比时具有的优势。

该焓差实验室主要装配实验室的外围保温结构、空气处理机组、温湿度的采样装置、空气流量的测试装置、控制系统及测量数据采集系统等组成。其中测试室:蒸发器室(长7米x 宽4.8米×3.4米)和冷凝器室(长7米×宽4米×高34米)，两室均设有宽1.1米，高2米的门和在门上有长0.5米，宽0.4米的观察窗。其维护结构采用的是100mm厚的聚氨酯彩钢库板，室内外地面是在100mm厚的聚氨酯彩钢库板上铺设2mm的不锈钢板。焓差测试的本体的蒸发器侧风洞开口尺寸为0.8m×0.5m，风洞测试风量的范围为:200~2500m3/h;冷凝器侧的风洞开口尺寸为09m×0.6m，其能够测试的风量的范围为:400~6000m3/h测试本体包括内装静压测量、空气温湿度测量，其本体的内外材质均为不锈钢，中间保温厚度为100mm。焓差室房间温湿度的实现和控制:室内、外侧环境控制分别配置一台空气处理机，机组内均配备有蒸发盘管、电加热、电加湿和风机;室内侧配有2台型号是MT5OHK4CVE的压缩机，室外侧配有1台型号是MTZ125HIU4VE和1台型号是MTZ80HP4VE的压缩机，可根据不同的温湿度设定要求确定压缩机的开机台数；室内、外侧的干球温度均通过电加热控制，室内侧的湿球温度通过电加湿器控制。送风方式均采用上送下回的方式，由机组出风口送至测试间上方，通过穿孔板均匀的送至测试环境间，以保证房间内温度要求。

焓差实验室测试室外观图

在实验开始之前，通过焓差实验室的控制面板(如图3.8)预先输入实验需要的参数:车内、车外的环境温度，实验开始后，数据传递系统将所设定的温度和湿度传递给冷热机组和加湿机组，从而实现对蒸发器室内和冷凝器室内的环境温度、湿度和风速进行。当环境条件稳定时，开始实验，此时冷热机组和加湿机组根据环境条件的细微变化进行温度和湿度补偿，从而保证在整个实验过程中环境条件保持不变。本试验装置可实现对实验需要的空气侧和制冷剂侧的参数测量，并且其整个数据记录过程都通过具备打印功能的个人电脑控制。

焓差实验台数据采集仪及控制面板外观图

3.2.2测试原理

1)冷媒侧

①对于蒸发器:制冷量一蒸发器中制冷剂质量流量×(蒸发器出口焓值-膨胀阀出口焓值)

②对于冷凝器:换热量一冷凝器中的制冷剂质量流量×(冷凝器进口焓值-冷凝器出口焓值)

2)空气侧

原理:两器(蒸发器或冷凝器)与空气之间的换热量是由测试的经过两器的进、出口空气的干、湿球温度和空气的流量等参数来计算的。该换热量即由空气经过换热器的质量流量乘以其进出口的焓差而得。

3.2.3实验测试仪髅及精度

1)温度测量

实验系统采用型号为PT100温度测量传感器，传感器精度达到A级，测量精度为±0.1%，布置在压缩机的进出口。实验室标配的测试系统温度、压力的通过管段采样点(图3.9中红色传感线即为温度测试传感器)，通过螺栓固定连接到系统中，这样可以直接测试出管道里冷媒的温度，而不用考虑环境对测量的不利影响，比将热电偶贴在管壁上测量温度要精准很多。蒸发器室和冷凝器室空气侧的参数如风量、进出口空气的温度通过实验室装置的日本千野PT100温度计进行测量，该温度计测量范围为:-150~150℃，测量精度为±0.1℃。

温度、压力测试管段

湿度测试连接的数据采集器是型号为Agilent34970a数据采集器，并与实验室中的个人电脑相连接，所有的测试数据都在个人电脑里完成实时的记录和储存。

数据采集页面

2)压力测量

蒸发器和冷凝器进出口的压力测量采用EJA110传感器，该型号测压传感器测量精度为±0.1%，测量范围0-3MPa。如上述所说，压力测试传感器也是同测试温度的传感器一同布置在采样管段里(图3.9中黑色传感线即为压力测试传感器)，从而能够精确测量压缩机进出口等位置的冷媒的压力。

3)流量测量

该实验室采用的流量测量装置是型号为的KHRONE的流量测量传感器，该型号流量计量程为0-15kg/min，传感精度为0.2%，该流量计通过四个螺栓固定在系统冷凝器后，制冷膨胀阀前用来测量系统在制冷运行时时系统制冷剂的循环流量(其实物如图3.11)。

KHRONE流量计

在测试中使用的全部的测试设备均能满足实验精度的需要，实验中所使用的测量仪器及精度如下表3.3。

3.3实验方案

3.3.1实验测试相关标准

1)JB/T6914-1993《汽车空调器性能试验方法》

2)GB/T21361-2008《汽车空调器》

3)GB7725-2004《房间空气调节器》等空调行业标准，对于汽车空调制冷装置、性能实验工况的规定，目前行业还未制定明确的相应的标准，所以带回热器的汽车空调系统的制冷性能试验工况主要参照了家用空调制冷性能实验的标准，设置车室内的干球温度:20℃，湿球温度:15℃。

3.3.2带回热器的汽车空调样机系统流程和参数测试点布置

该实验首要目的是测试带回热器的汽车空调系统在低温环境工况下的制冷性能，采用型号为ER28320A-1165H双级压缩带中压吸气口的汽车热泵用涡旋压缩机的带回热器的汽车空调型汽车空调系统，其工作原理见本文2.1节。

为了更好地了解被测系统的性能，将车外换热器和车内换热器被分别安装在两个保温与隔热性能良好焓差室风洞内，带中压吸气口的涡旋压缩机，喷射器经济器、气液分离器、四通换向阀、贮液器安装的台架放置在与车外换热器同一间焓差室内。在所有连接的管道外面包裹上具有保温作用的海绵和锡箔纸。在系统中总共布置的压力测点有5个，温度测点有10个，这些测点的测试数据可以表现出带回热器的汽车空调系统的蒸发压力、冷凝压力、中压吸气口的压力、吸排气口的温度等参数和输入功率等参数。带回热器的汽车空调系统连

接及测试点的布置见图3.12。

带回热器的汽车空调系统连接及测点布置

温度测点和压力测点具体说明

系统样机及测点连接实物图

3.3.3带回热器的汽车空调制冷性能测试实验工况

该实验主要研究车室外环境温度对带回热器的汽车空调系统性能的影响，因此其性能台架实验工况如表3.5。

3.4实验结果及分析

汽车空调制冷性能的好坏的指标主要用制冷量、压缩机输入功率、蒸发压力、冷凝压力、

压缩机的吸排气温度、COP等重要参数来评价。

在低温工况下，低温热泵系统关闭喷射回路的截止阀即不带喷射经济器的普通热泵系统，其制冷性能实验结果如图3.14a和b所示。由图3.14a可以看到，车室外环境温度由10℃降低到0℃时，系统压缩机的排气温度由93.85℃上升到118.65℃。且随着车室外环境温度的继续降低，压缩机的排气温度呈现持续上升状态，其排气温度会高于满足压缩机安全运行的极限:120℃，其系统无法继续运行。由图3.14b中带喷射经济器与不带喷射经济器在相同的车室外环境温度下的制冷量对比可以看出，随着车室外环境温度的降低，制冷量都逐渐降低。但从图中可以看出在相同的车室外环境温度时，带喷射经济器的低温热泵系统的制冷量要比不带喷射经济器的普通热泵系统的制冷量要高。在车室外环境温度为0℃℃时，压缩机转速为3000pm时，不带喷射经济器的普通热泵系统的制冷量约为1.99kW，而带喷射经济器的低温热泵系统其制冷量为2.56kW，制冷量升高了28.6%。

本节主要在确定车室内温度(干球温度20℃，湿球温度15℃)的基础上，变化室外环境温度和压缩机转速对带回热器的汽车空调空调系统各项性能参数的影响。性能测试的结果如图3.15a-f所示。

从图3.15a(图中下方曲线代表压缩机的转速为5000rpm，上方曲线代表压缩机的转速为2000rpm)可以看到在压缩机转速相同的时候，带回热器的汽车空调系统的蒸发温度随看车外环境的干球温度的下降而减小;在图中还可以看出当系统处于相同的车外环境温度时，系统制冷循环的蒸发温度随着压缩机转速的增大而减小。在车外环境温度低到-15℃时，压缩机转速为5000pm时，系统的蒸发温度约为-25.08℃，压细机转速为2000pm时，系统的蒸发温度为-22.31℃:在车外的环境温度在10℃时，压缩机转速在5000rpm时，系统的蒸发温度

约为-9.57℃，压缩机转速为2000rpm时，系统的蒸发温度为0.55℃

如图3.15b和c所示，处于相同的压缩机转速频率时，(图中上方曲线代表压缩机转速为3000rpm，下方曲线代表压缩机转速为2000rpm)，带喷射经济器的准二级压缩带回热器的汽车空调空调系统的排气温度和排气压力都随着车室外环境的温度的降低而降低，因为双级压缩带中压吸气口的压缩机第二级吸气口吸入来自喷射回路的工质冷却降低了经过第一级压缩制冷剂的温度，从而制冷剂工质再经过第二级压缩后排气温度降低，当车室外环境温度低至-15℃时，压缩机转速为4000rpm时，其排气温度为54℃左右，图3.15b中还可以看到，在相同的车室外环境温度下，压缩机的转速越高，其排气温度越高。而在实验测试中，当车室外环境为-15℃时，当压缩机转速达到5000rpm时，其排气温度只有80℃左右，远低于普通压缩机所允许承受的最高排气温度为120℃

如图3.15d所示，在相同的压缩机须率的条件下，带中间喷射器的准二级压缩带回热器的汽车空调系统制冷循环的制冷量随着车室外环境温度的降低而降低因为如上所述，蒸发温度也随着车室外的环境温度的降低而降低，蒸发温度下降，将导致压缩机吸气压力的降低，从而制冷剂的比容增大则会引起压缩机的输气量和系统的制冷剂流量都会降低造成压缩机的功耗(从图3.15e中可以看到压缩机的输入功率随着车室外干球温度的下降而减小)和系统制冷量的降低，所以当车外环境温度由10℃降低到-15℃时，压缩机转速为2000rpm时，带中间喷射器的准二级压缩带回热器的汽车空调空调系统的制冷量从2.52kw降低至1.32kW，降低了约474%;压缩机转速为4000rpm时，系统的制冷量从3.64kW降低到2.8lkW，降低了22%;压缩机转速为5000rpm时，系统的制冷量从4187kW降低到3.52kW，降低了17%左右:且比较图3.15d和3.15e，发现系统制冷循环的制冷量降低幅度比压缩机输入功率降低幅度大，因此造成图3.15f表现的随着车外环境温度的降低，系统的制冷COP也逐渐减小从图3.15d中可以看到系统制冷量在压缩机高转速时要比低转速时要高，因为带喷射经济器的准二级压缩带回热器的汽车空调空调系统压缩机转速提高也就提高了系统制冷剂循环量，所以图3.15d和图3.15e中可以看到压缩机转速较低的曲线在下方。而且在车外环境温度相同的时候随着压缩机转速增加，其输入功率的增大速度快于系统制冷量的增加速度，随意随着压缩机转速的增大，系统的制冷性能系数COP呈现减小趋势。在-15℃时，压缩机转速在5000rpm时，其COP为1.85。

3.5本章小结

本章节首先介绍了带回热器的汽车空调样机的具体参数和配置，焓差实验室的测试系统装配以及实验方案，实验测试原理及主要的测试设备，还有实验中测点的具体布置等实验前准备。

然后对实验最终数据行了整理，就车室外环境温度以及压缩机转速对系统制冷性能影响的问题进行了分析，对不同压缩机转速下带喷射经济器的准二级压缩的电动汽车热泵系统的性能参数:蒸发温度、压缩机的排气温度、压缩机排气压力、系统的制冷量以及压缩机的输入功率和系统的制冷COP随车室外环境温度的变化趋势进行了分析;

系统的蒸发温度、压缩机的吸排气温度、制冷量和压缩机的功耗(输入功率)以及系统的制冷COP都随着车室外环境温度的减小而减小。

另外，该热泵系统在各个车室外环境温度下的最大制冷量都能达到4kW;在车室外环境干球温度低至-15℃℃时，双级压缩喷射涡旋压缩机的转速为6000rpm时，排气温度约为78.19℃，系统循环的制冷量为4.19KW，制冷COP为1.75。带回热器的汽车空调系统样机在-15℃的车室外环境中不仅能提供足够电动汽车采暖需求的热量，而且能够稳定可靠运行。实验结果还可以看出低温热泵型空调系统能够有效地解决供电动汽车使用的普通热泵系统在低温工况下压缩机的排气温度较高和制冷性能衰减的问题。

第5章带回热器的汽车空调系统火用分析

本文的第二章中的2.4节以热力学第一定律“能量守恒定律”为基础对带回热器的汽车空调系统性能进行了分析，它可以发现系统循环中哪些部件能量损失大，但未能考虑到能量质量的变化，系统耗能的真正原因不能被发现。

而热力学第二定律阐述了孤立系统熵增原理，能够指出能量在转移过程中具有部分的乃至全部的失去其使用价值的客观规律。

究其热力循环系统中不可逆损失发生环节及其原因，在热力学第二定律为基础对系统进行损失分析，较准确地反映出系统能量利用中的薄弱环节是极其有必要的，也称为可用能，是系统中可以被转换为有用功的那部分能量，不可以转换为有用功的那部分能量就称其为火用损失

5.1带回热器的汽车空调系统火用分析

5.1.1带回热器的汽车空调系统各部件火用损失

本节联系能量的“量”与“质”，考虑能量的转化和利用的不可逆性，忽略管道的损失，对带回热器的汽车空调系统各个部件列出火用损失方程，分析系统的火用损失4，其P-h图如图2.6所示。

1)双级压缩带中压进气口的压缩机火用损失

双级压缩带中压吸气口的压缩机，其压缩过程在上文2.2节中已详细介绍。

压缩机的火用损失主要是由气体之间的摩擦损失、内部传热损失以及运动部件损失。对于带中压吸气口的压缩机来说，其输入火用为输入电机的电功率E xw及通过吸气口和中间进气口流入工质的焓火用e xh1和e xh7，输出火用为通过排气口流出工质的火用e xh3，假定压缩过程是在定熵绝热的条件下开展的，其火用损失为：