适用于-20 ℃环境的CO2汽车热泵系统的开发及性能测试

江平

(1 上海交通大学制冷与低温工程研究所 上海 200240； 2 上海高效冷却系统工程技术中心 上海 200240)

针对电动汽车在冬季行驶时采用PTC加热乘客舱空气会消耗较多的电能，从而严重降低冬季续航里程的问题[1]，近些年国内外汽车厂商逐渐采用热泵技术来有效提升电动汽车冬季制热能效，应用热泵技术的车型有宝马i3、Nissan Leaf、荣威e550等。但是，采用R134 a制冷剂的汽车热泵存在随着室外环境温度下降，制热量和COP衰减严重的现象，在低温环境下(<-10 ℃)不能满足实际的制热需求、甚至无法正常运行、难以达到依靠汽车热泵延长冬季续航里程的目的[2-4]。因此，如何在低温环境下确保汽车热泵能够提供足够的热量且达到一定的制热能效，是目前汽车热泵系统应用亟待解决的问题。开发CO2跨临界汽车热泵，利用CO2制冷剂在低温环境下的热泵运行优势，是解决该问题的有效手段。

天然工质CO2不破坏臭氧层(ODP=0)，温室气体效应极低(GWP=1)，无毒，不可燃，且具有良好的传热性能、较低的流动阻力及单位制冷量大等优点[5-7]。同时，由于CO2制冷剂临界温度低(31 ℃)、跨临界循环压力高(>7.4 MPa)、节流损失大，使CO2系统也存在高压、高温下制冷循环效率低等限制其应用的缺陷。目前，CO2制冷剂的应用领域主要包括超市冷柜、热泵热水器和复叠循环系统等。在汽车空调领域，近些年国内外汽车零部件厂商重新开发了CO2紧凑型微通道换热器、电子膨胀阀、电动压缩机等，逐渐克服了CO2车用空调系统稳定性、安全性等限制因素。在欧盟对汽车空调制冷剂GWP的限制规定[8]下，德国奔驰在2017年率先向德国市场推出了搭载CO2空调系统的汽车[9]。另一方面，电动汽车快速发展带来的低温制热需求也引起了国内外车企对CO2热泵系统的高度关注，CO2被视为在车用热泵领域最具应用潜力的制冷剂。

现有关于CO2汽车空调的研究，主要集中在常规的汽车空调系统。陈江平等[10-11]建立了CO2汽车空调仿真模型，分析了系统稳态和动态特性，研究了国内第一台CO2汽车空调系统装车样机。胡兵等[12]在KULI汽车热管理的平台上构建了CO2汽车空调模型，分析了中间换热器节流面积对系统性能的影响，获得最优系统匹配并开展了台架的验证实验。CO2热泵系统的研究，主要集中在CO2热泵热水器。日本Eco-cute系列热泵热水器[13]实现了90 ℃的出水水温并达到了较高的系统能效(-10 ℃环境COP=1.94，10 ℃环境COP=2.98)。针对CO2汽车热泵系统，S. C. Kim等[14-15]实验研究了燃料汽车热泵系统性能，对比了燃料电池热源换热器和室外换热器的结构布置方式，研究表明采用CO2热泵和PTC结合的系统能效最高，采用燃料电池废热对室外蒸发器预热可以使COP提升22%。H. Hammer等[16]对采用CO2热泵系统的整车开展风洞升温实验，表明CO2热泵制热效果优于PTC直接加热，甚至优于燃油车暖风芯体供热效果。

CO2汽车热泵系统具有非常好的应用潜力，但由于CO2热泵系统和常规的汽车空调、热泵热水器都存在非常大的运行环境、设计目标的差异，现有针对电动汽车开发的CO2汽车热泵系统的公开文献很少，因此需要对其开展深入的系统循环理论分析以及实验研究。

本文根据电动汽车冬季制热的实际需求，开发了适用于-20 ℃低温环境的CO2汽车热泵的关键零部件及系统。采用理论分析和实验验证相结合，研究了室内外环境温度、高压控制等因素对CO2低温热泵制热性能的影响规律，总结了-20 ℃低温环境下CO2热泵运行的系统循环规律。为CO2汽车热泵的推广应用、零部件的优化设计以及系统的控制策略开发奠定良好的理论和实验基础。

1 CO2汽车热泵循环

1.1 CO2汽车热泵系统

现有的三换热器汽车热泵系统是在原有的R134a汽车空调基础上进行开发，加热模块采用增加室内换热器或者通过板式换热器加热冷却液的方式，借助电磁阀的切换和电子膨胀阀以及水泵的调节，实现制冷和制热模式的切换。采用三换热器形式的CO2汽车热泵系统，与常规的三换热器热泵系统相类似，区别在于CO2系统需安装中间换热器，如图1所示。

1压缩机；2室内气冷器；3蒸发器；4膨胀阀；5电磁阀；6中间换热器；7储液器；8室外换热器。图1 采用三换热器形式的CO2汽车热泵系统Fig.1 CO2 automotive heat pump system with the three heat exchangers

本文主要研究CO2热泵系统低温制热性能，CO2热泵制热与常规汽车空调制冷在运行换热器的布局、工况环境等方面存在明显的区别。从换热器布局角度，热泵制热循环的气冷器位于HVAC内部，属于高压侧，主要特点为空间约束较为苛刻，风量受鼓风机的限制；蒸发器位于前端模块，属于低压侧，安装空间相对较大，风速则与汽车行驶速度有关。从运行工况环境角度，CO2热泵空调主要考虑适用于低温环境下的制热能力，室外侧的温度变化范围在-20～10 ℃，室内侧的温度考虑汽车冷启动和稳态运行的状态，温度变化范围在-20～20 ℃。因此，CO2热泵制热与常规制冷在换热器布局、运行工况、设计目的等方面均存在明显的区别，需要根据相应的特点进行理论分析和实验研究。

图2和图3分别为采用CO2和常规R134a制冷剂的热泵理论循环lgp-h和T-S图。由图2可知，R134a在高压侧存在冷凝相变过程，而CO2制冷剂高压侧则存在非常大的温度滑移，CO2热泵循环的压缩机压比远小于R134a的压比。二者物性的差异决定了热泵系统设计的区别。对于CO2汽车热泵系统，需要结合制热运行工况、利用CO2的温度滑移特性，才能提升CO2汽车热泵系统性能。日本的Eco-cute系列热泵热水器通过采用高效的三段式加热的气冷器结构，有效提升了CO2热泵性能且出水温度达到90 ℃。开发高效的风冷室内气冷器以及构建合理的室内换热器布局是CO2热泵系统开发的关键。

图2 CO2和R134a的热泵理论循环lgp-h图Fig.2 lgp-h diagram of CO2 and R134a heat pump theoretical cycles

图3 CO2和R134a的热泵理论循环T-S图Fig.3 T-S diagram of CO2 and R134a heat pump theoretical cycles

1.2 CO2汽车热泵性能影响因素分析

针对低温环境下使用的汽车热泵，制热量和制热COP(COPh)是衡量热泵系统性能的重要指标。由于吸气比容、高压压力、气冷器出口温度(Tg,out)、蒸发温度(Te)等因素对制热量和COPh影响较大，因此首先需要明确这些因素对CO2汽车热泵的影响。

图4所示为CO2和常规R134a制冷剂的吸气密度与Te的关系(假设吸气过热度均为5 ℃，以0 ℃的吸气密度作为参考基准)。由图4可知，Te每降低5 ℃，CO2制冷剂的吸气密度平均降低15%，R134a制冷剂的吸气密度平均降低18%。当Te从0 ℃降低到-25 ℃，CO2制冷剂的吸气密度降低53%。 当Te=-25 ℃时，相比于R134a，CO2吸气密度比高27%。吸气密度和制冷剂流量呈正比关系，温度对吸气密度的影响是热泵系统制热量在低温环境下大幅度衰减的主要原因。由于CO2吸气密度受温度影响程度低于R134a，因此采用CO2作为制冷剂的低温热泵系统流量、制热量会远高于R134a。

图4 CO2和R134a的吸气密度与Te的关系Fig.4 Relations between suction density and evaporation temperature of CO2 and R134a

图5 不同Tg,out时COPh与系统高压压力的关系Fig.5 Relations between COPh and discharge pressure under different gas cooler outlet temperatures

图5所示为在不同Tg,out下COPh与系统高压压力的关系(设定Te=-10 ℃，假设压缩机的等熵效率=0.7，忽略所有部件的压降和热损失)。由图5可知，Tg,out每升高5 ℃，最佳系统高压压力平均升高1 MPa，最佳COPh平均降低15%。当Tg,out<30 ℃时(小于临界温度31 ℃), 最佳系统高压接近Tg,out对应的平衡压力，这是由于高压侧处于亚临界状态，与常规R134a制冷剂高压侧冷凝相变换热过程中，降低换热温度可以提升系统性能的规律一致；当Tg,out>35 ℃时(大于临界温度31.4 ℃)，高压侧处于超临界状态，存在最佳系统高压压力，与常规CO2跨临界制冷循环的最佳系统高压受Tg,out的影响规律一致。

图6所示为不同Te下COPh与系统高压压力的关系(Tg,out=30 ℃，假设压缩机的等熵效率=0.7，忽略所有部件的压降和热损失)。由图6可知，Te每降低5 ℃，最佳系统高压压力基本保持不变，最佳COPh平均降低10%。因此最佳系统高压主要和Tg,out有关，在理论假设条件下Te的改变对最佳的系统高压无影响；Te的降低则会增加压缩机压比，增加功耗，使COPh下降。

图6 不同Te下COPh与系统高压压力的关系Fig.6 Relations between COPh and discharge pressure under different evaporation temperatures

2 CO2汽车热泵实验台架

2.1 测试系统

本文以CO2汽车热泵的制热性能为研究重点，在满足现有车用空调的安装空间尺寸的前提下，根据CO2制冷剂的物性，开发了适用于CO2汽车热泵系统的关键零部件。图7所示为CO2热泵测试系统，根据该系统开展系统制热性能实验。室内气冷器和室外蒸发器为微通道平行流换热器，采用高耐压扁管材料、扁管折弯工艺、集流管新型设计等，使室内气冷器最大工作压力达到11 MPa，室外换热器最大工作压力达到15 MPa，克服了微通道换热器用于CO2汽车空调耐高压的技术挑战，芯体尺寸宽度×长度×厚度分别为314 mm×225 mm×65 mm和645 mm×456 mm×16 mm；压缩机为直流变频的滚动转子式压缩机，排量为6 cm3/r，转速范围为1 800～7 200 r/min，压缩机排气温度≤120 ℃；节流机构采用CO2专用电子膨胀阀(EXV)，通过手动控制EXV的开度来调节系统流量，以此灵活改变系统高压；回热器采用不锈钢板式换热器，具有结构紧凑、体积小、高耐压的特点，外形尺寸(宽度×长度×厚度)为111 mm×310 mm×28.2 mm。

1压缩机；2室内气冷器；3中间换热器；4质量流量计；5电子膨胀阀；6室外蒸发器；7储液器；8变频器；9功率计；温度测点；温度压力测点。图7 CO2汽车热泵测试系统Fig.7 Schematic diagram of CO2 automotive heat pump test rig

CO2汽车热泵系统的实验测试在汽车空调焓差性能实验台上进行。气冷器和蒸发器分别安装在包括室内侧和室外侧的风道入口处，通过制冷机组、加热器和加湿器的自动调节来控制室内侧和室外侧环境的温湿度。由变频器分别控制气冷器、蒸发器风道的风机转速，调节气冷器和蒸发器的风量(即调节迎面风速)。压缩机的转速通过直流变频器进行无极调速。所用传感器和精度分别为：K型热电偶±0.5 ℃；压阻式压力传感器±0.5%；功率计±0.05 kW；压缩机转速由变频器输出频率换算得到；压缩机功耗(包含压缩机和变频器)由直接测量变频器的输入功率得到；系统制热量由室内气冷器空气侧比热容法计算得到。在本文的实验测试范围内，制热量、压缩机功耗、COPh测试的相对不确定度范围分别为2.5%、1.0%和3.5%。

2.2 实验设计

考虑汽车热泵系统需要适用于恶劣的室外环境工况，开发的CO2汽车热泵系统在最低为-20 ℃的环境中进行测试。考虑汽车冷启动、混入新风、乘客舱稳态等不同工况下的室内侧进风温度，研究了不同室外温度下室内温度的变化对热泵性能的影响。此外，40 ℃被认为是满足乘客舒适度要求的室内换热器出风温度，还研究了在气冷器进风温度(Tg,a,in)=20 ℃和气冷器出风温度(Tg,a,out)=40 ℃条件下，室外温度的变化对热泵性能的影响。表1所示为详细的CO2热泵系统实验测试控制条件。另外室内侧风量保持为350 m3/h，室外侧迎风风速保持为3 m/s。

表1 热泵系统实验测试控制条件

根据CO2热泵循环理论分析可知，需要调整系统高压压力才能达到最优COPh。充注量、EXV开度是影响系统高压压力的关键变量。在测试过程中，发现若充注量过多，压缩机吸气过热器会降低，使EXV调整到最佳高压压力时吸气无过热度；若充注量过少，吸气过热度会增大，使EXV调整到最佳高压压力时排气温度>120 ℃。因此某一低温工况环境下，调节充注量和EXV开度使其同时满足达到最佳系统高压、排气温度≤110 ℃、吸气过热度>5 ℃，以此确定最佳的充注量。在其他实验工况下，满足排气温度>120 ℃、吸气过热的前提下，调节EXV的开度，系统在不同的高压压力下运行，选择使COPh达到最大高压压力作为系统性能的测试点。最佳的系统高压点根据理论计算和多次实验测试结果确定。

3 实验结果及分析

3.1 室内外环境温度对系统制热性能的影响

为了研究室内外环境温度对系统制热性能的影响，实验在确定的系统充注量和固定的压缩机转速下(3 900 r/min)进行，详细的测试控制条件如表1所示。在COPh达到最大高压压力作为系统性能的测试点。图8所示为室内外环境温度对系统制热量和COPh的影响。随着Tg,a,in的增加或室外温度的降低，系统制热量和COPh均下降。当Tg,a,out=20 ℃，随着室外温度从10 ℃下降到-20 ℃，制热量下降36.3%(4.0～2.6 kW)， COPh下降27.4%(2.12下降到1.54)，说明室外温度的变化对制热量的影响程度大于对COPh的影响。这是由于室外温度的变化直接引起Te、吸气密度、制冷剂流量的改变，因此对制热量的影响更大。当室外温度为-20 ℃，随着Tg,a,in从-20 ℃增加到20 ℃，制热量下降28.8%(从3.6 kW下降到2.6 kW)，COPh下降49.5%(从3.05下降到1.54)，说明Tg,a,in的变化对制热量的影响程度小于对COPh的影响。这是由于COPh由制热量/压缩机功耗得到，随着Tg,a,in的增加，排气压力也随之升高，压缩机功耗增加。因此当Tg,a,in增加时，COPh的衰减程度会大于制热量的衰减。

图8 室内外环境温度对系统制热量和COPh的影响Fig.8 Impacts of indoor and outdoor environment temperatures on heating capacity and COPh

图9所示为室内外环境温度对气冷器出口压力(pg,out)及Tg,a,out的影响。随着Tg,a,in增加或室外温度的升高，pg,out和Tg,out均增加。Tg,a,in的增加，会直接引起Tg,a,out的增加，从而引起Tg,out、pg,out的增加；室外温度的增加，会引起系统流量、制热效率的增加，从而引起Tg,a,out、Tg,out、pg,out的增加。在3 900 r/min压缩机转速下，当室内外均为-20 ℃时，Tg,a,out达到12.1 ℃，COPh为3.15；当室内外均为-10 ℃时，Tg,a,out达到24.3 ℃，COPh为2.91，说明CO2汽车热泵系统在低温冷启动的环境中具有显著的性能优势。当Tg,a,in=20 ℃，Tg,a,out均达到43 ℃以上，最高达到59.7 ℃；但同时Tg,out也随之增加(>34 ℃)，使得系统最优高压压力也不断升高(>8.6 MPa)，系统高压的升高会引起排气温度的增加，由于压缩机排气温度的限制，在相当高的Tg,a,out下无法进一步提高排气压力，使得系统效率未达到最优状态。在后续针对CO2热泵系统开发中，压缩机极限排气温度须达到130 ℃以上，才能保证在低温环境、高Tg,a,out要求下热泵系统效率达到最佳点。

图9 室内外环境温度对pg,out和Tg,a,out的影响Fig.9 Impacts of indoor and outdoor environment temperatures on outlet pressure of gas cooler and outlet air temperature

3.2 -20 ℃室外环境的热泵系统循环

针对-20 ℃的低温环境工况，进一步对上述实验结果进行系统循环分析，明确CO2汽车热泵系统在-20 ℃环境的运行特征。随着室内温度的变化(-20～20 ℃)，只改变阀的开度，CO2汽车热泵系统均能够稳定正常运行，且实现了23～32 ℃的升温，COPh为1.54～3.05，说明开发的CO2汽车热泵系统能够完全适应低温环境工况，且能满足低温汽车制热需求。

图10和图11分别表示随室内Tg,a,in变化的热泵循环lgp-h和T-S图(室外温度为-20 ℃)。随着Tg,a,in的增加，排气压力从5.9 MPa增加到9.2 MPa，Tg,out从10.8 ℃增加到36.2 ℃，排气温度从86 ℃增加到107 ℃。从高压侧分析：当Tg,a,in较低时，系统处于亚临界状态运行，冷凝温度和Tg,a,out的温差仅为1～3 ℃，系统过冷度为2～7 ℃；当Tg,a,in较高时，系统处于跨临界状态运行，Tg,out可低于Tg,a,out约6～8 ℃。说明设计的微通道气冷器已经具有很好的换热性能，若后续对气冷器进一步的优化设计，则可以进一步提升系统性能。

图10 随Tg,a,in的热泵循环T-S图(室外温度=-20 ℃)Fig.10 T-S diagram of heat pump cycles varying with indoor air temperature (outdoor temperature is -20 ℃)

图11 随Tg,a,in变化的热泵循环lgp-h图(室外温度=-20 ℃)Fig.11 lgp-h diagram of heat pump cycles varying with indoor air temperature (outdoor temperature is -20 ℃)

从低压侧分析：蒸发器的入口干度为0.10～0.25，出口干度约为0.74～0.89。由于中间换热器使气冷器出口温度降低约20～25 ℃，从而入口干度得到有效降低，说明设计的中间换热器对降低入口干度、提升蒸发器的换热效率起到重要作用，尤其对于Tg,a,out较高的情况。另一方面，蒸发器和-20 ℃低温空气的换热温差为5～7 ℃，而采用R134a的低温热泵蒸发侧的换热温差在10 ℃以上，这说明设计的CO2室外蒸发器在低温环境下仍能保持非常好的换热性能，与中间换热器、CO2物性、蒸发器设计有关。

3.3 稳态工况下室外温度对COPh的影响

针对汽车热泵稳态的运行工况(Tg,a,in=20 ℃，Tg,a,out=40 ℃)，实验在确定的系统充注量和固定室内进风温度下进行，在不同的室外温度下，通过改变压缩机的频率以及电子膨胀阀的开度，使Tg,a,out>40 ℃，且系统制热性能达到最佳。详细的测试控制条件如表1所示。由于室内侧风量、Tg,a,in均为环境控制变量，实验控制的Tg,a,out在40～41 ℃，制热量基本保持不变为2.2～2.3 kW。

图12所示为稳态工况室外温度对COPh、功耗和压缩机转速的影响。随着室外温度从-20 ℃增加到0 ℃，压缩机功耗从1.3 kW下降到0.9 kW， COPh从1.72增加到2.51。这主要是由于制热量基本保持不变，而压缩机转速从3 240 r/min 降至2 040 r/min，引起压缩机功耗下降，COPh增加。从压缩机转速角度分析，若环境温度从0 ℃下降到-20 ℃，则压缩机转速需要提升59%，根据1.2节分析的吸气密度的变化，若不考虑换热温差，则吸气密度降低约53%，因此对于CO2热泵系统，低温环境下转速的提升主要由吸气密度引起，压缩机容积效率的降低、换热温度增大对转速相对较小。从稳态工况热泵性能角度分析，开发的CO2热泵系统在-20 ℃环境下COPh达到1.72、0 ℃环境下达到2.51，优于常规R134a的热泵系统性能。

图12 稳态工况室外温度对COPh、功耗和压缩机转速的影响Fig.12 Impacts of outdoor temperature on COPh, compressor work and compressor speed under stable conditions

图13 稳态工况室外温度对各个点温度和压力的影响Fig.13 Impacts of outdoor temperature on temperatures and pressures at different points under stable conditions

图13所示为稳态工况室外温度对各个温度和压力测点的影响。随着室外温度的变化，排气压力、Tg,out基本保持不变，这主要是由于室内侧的进出风条件、气冷器的换热量控制相同，因此Tg,out、最优系统高压则基本不变。随着室外温度的增加，吸气过热度从20 ℃增加到30 ℃左右，排气温度从115 ℃降低到100 ℃，系统一致保持在稳定的工作状态内。

4 结论

本文开发的CO2汽车热泵系统在低温环境下稳定运行，且具有非常好的制热性能，得到如下结论：

1)CO2热泵系统制热性能与系统高压、室内外环境温度等因素有关，室内温度Tg,a,in对COPh的影响大于对制热量的影响，室外温度的影响则相反。

2)CO2热泵系统在汽车冷启动情况下性能优势最为显著，室内外均为-20 ℃时COPh可达到3.15，制热量为3.6 kW。

3)在Tg,a,in=20 ℃条件下，Tg,a,out均能达到40 ℃以上，COPh最低为1.72；设计的蒸发器、气冷器均具有较好的换热性能；在低温环境下使用的CO2压缩机转速提升幅度远小于R134a。

4)为进一步使CO2汽车热泵系统适应于低温环境，后续需要对CO2压缩机排气温度提出更高的要求。

5)基于CO2汽车热泵在低温环境下的显著性能优势，采用CO2汽车热泵则可以解决目前R134a低温制热能力不足的问题，延长电动车冬季续航里程；相比于常规汽车，CO2制冷剂在电动汽车上推广使用更具有潜力。

符号说明

p——压力，MPa

T——温度，℃

COPh——制热COP

Tg,a,in——室内侧气冷器入风温度，℃

Tg,a,out——室内侧气冷器出风温度，℃

Tg,out——气冷器制冷剂出口温度，℃

pg,out——气冷器制冷剂出口压力，MPa

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