补气型纯电动客车热泵空调系统制冷性能研究

李海军， 时帅领， 禹佩利， 常桂铭， 刘盼盼， 王春艳

(中原工学院 能源与环境学院， 河南 郑州 450007)

随着我国城镇化进程的加快以及人民生活水平的迅速提高，汽车数量爆发性增长，给社会带来了严重的能源危机和环境污染问题。大力发展新能源客车可以有效缓解能源危机和环境污染问题。纯电动客车热泵空调系统作为纯电动客车的主要辅助部件，其性能的优劣直接影响电动汽车的行驶里程，因此开发一套高性能的电动客车热泵空调系统具有重要意义。在外界环境温度较高时，电动客车热泵空调系统内的压缩机的排气温度过高，会造成润滑油粘度降低、润滑不良，从而加速压缩机的磨损并增加功耗。而纯电动客车热泵系统采用低压补气模式可以有效地降低压缩机的排气温度。

国内外专家学者对带补气的热泵空调系统做了大量研究。王磊等通过实验研究了补气技术对热泵系统制热性能的影响，发现相比不补气模式，采用补气模式的制热量和COP均有所提高[1]；苏之勇等对中压补气增效型纯电动客车热泵空调系统进行了模拟研究，发现采用中压补气模式后，压缩机排气温度降低、制热量和COP增加[2]；李艳等对带补气的热泵空调系统性能进行了模拟研究，提出了一种带补气的热泵机组运行性能的计算方法，得出了不同蒸发温度下最佳补气压力值，改善了低温环境下空气源热泵机组的运行性能[3]；张剑飞等对涡旋压缩机的中间补气技术进行了研究，发现与普通涡旋式压缩机相比，带有中间补气功能的压缩机系统能效比高[4]；李海军等设计了一种适用于电动汽车热泵空调的低压混气型涡旋压缩机，建立了低压混气型涡旋式压缩机的数学模型，发现采用补气可以解决超低温工况下纯电动汽车热泵空调系统排气温度过高和制热性能衰减的问题[5-6]；彭庆丰等设计了装有小型涡旋压缩机的二级压缩喷射热泵空调系统，并与PTC采暖方式进行实车实验对比，发现采用补气模式的热泵空调系统能够节能15%以上，整车的续航里程也大幅度延长[7]；菅晨光等研究了低压补气和中压补气对热泵空调系统制冷性能的影响，发现采用低压补气和中压补气都能够降低压缩机的排气温度，使系统运行的稳定性得到很大的提高[8]。

为了研究低压补气模式对纯电动客车热泵空调系统制冷性能的影响，本文搭建了一套带有低压补气模式的纯电动客车空调试验台，以R410a为制冷剂，车内外换热器均使用平行流换热器，在标准工况下，分析采用补气模式和不补气模式系统在不同压缩机转速下的制冷性能。

1 实验

1.1 实验装置

R410a电动客车热泵空调系统如图1所示。

图1 R410a纯电动客车热泵空调系统循环图

由图1可知，纯电动客车热泵空调系统主要包括压缩机、四通阀、气液分离器、车内外换热器、主路电子膨胀阀、补路电子膨胀阀、干燥过滤器等部件。纯电动客车热泵空调系统制冷模式的循环主路为:高温高压的气态制冷剂从压缩机排气口经四通阀到车外平行流换热器，并冷凝为低温高压的液态制冷剂，经储液器、干燥过滤器、中间换热器到主路电子膨胀阀，通过主路电子膨胀阀截流降压成为低温低压的气液混合制冷剂，再进入车内平行流换热器蒸发吸热，然后进入压缩机吸气口，通过压缩机压缩成为高温高压的气态制冷剂，最后从排气口排出，进入下一个制冷循环。纯电动客车热泵空调系统制冷模式循环补路为:高温高压的气态制冷剂从压缩机排气口经过四通阀到车外平行流换热器，并冷凝为低温高压的液态制冷剂，经储液器、干燥过滤器、中间换热器到补路电子膨胀阀，通过补路电子膨胀阀截流降压成为低温低压的气液混合制冷剂，然后在中间换热器内与车外平行流换热器流出的液态制冷剂换热，最后进入压缩机压缩为高温高压气体，开始下一制冷循环。

1.2 测试工况

本实验方案按照GB/T 21361-2008《汽车用空调器》[9]、GB/T 7725-2004《房间空气调节器》[10]、GB/T 12782-2007《汽车采暖性能要求和试验方法》[11]等国标规范要求设定。测试工况如表1所示。

表1 纯电动客车热泵空调系统性能测试工况

2 实验结果及比较分析

实验中对压缩机转速进行实时调节。压缩机转速分别取3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min时，在空调标准制冷工况下，对系统的各项性能参数进行测试并分析对比。

2.1 压缩机转速对系统制冷量的影响

压缩机转速对系统制冷量的影响情况如图2所示。

图2 压缩机转速对系统制冷量的影响情况

由图2可以看出，在低压补气和不补气两种情况下，系统的制冷量都随着压缩机转速的增加而变大。在不补气模式下，当压缩机转速由3 000 r/min提高至4 000 r/min时，系统的制冷量由9.35 kW增至14.37 kW，提升了53.69%；当压缩机转速由4 000 r/min 提高至5 000 r/min时，系统的制冷量由14.37 kW 增至19.26 kW，提升了34.03%。在低压补气模式下，当压缩机转速由3000 r/min提高至4 000 r/min时，系统的制冷量由11.16 kW增至15.93 kW， 提升了42.74%；当压缩机转速由4 000 r/min 提高至5 000 r/min时，系统的制冷量由15.93 kW增至20.78 kW，提升了30.44%。在低压补气和不补气两种模式下，系统的制冷量和压缩机功率均随着压缩机转速的增大而增加，且低压补气模式下系统的制冷量和压缩机功率更大，在压缩机转速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，采用低压补气模式的系统制冷量比不补气模式分别提升了19.36%、10.93%和7.89%。因为涡旋压缩机为定排量压缩机，随着压缩机转速的增加，系统内制冷剂体积流量也增加，且近似成正比增加，因而制冷量也近似成线性关系增加。

2.2 压缩机转速对系统压缩机功率的影响

压缩机转速对压缩机功率的影响情况如图3所示。

图3 压缩机转速对系统压缩机功率的影响情况

由图3可以看出，在低压补气和不补气两种模式下，系统的压缩机功率都随着压缩机转速的增加而变大。在不补气模式下，当压缩机转速由3 000 r/min提高至4 000 r/min时，压缩机功率由2.78 kW增至4.14 kW，提升了48.92%；当压缩机转速由4 000 r/min提高至5 000 r/min时，压缩机功率由4.14 kW增加到5.60 kW，提升了52.52%。在低压补气模式下，当压缩机转速由3 000 r/min提高至4 000 r/min时，压缩机功率由2.82 kW增至4.19 kW，提升了48.68%；当压缩机转速由4 000 r/min提高至5 000 r/min时，压缩机功率由4.19 kW增至5.82 kW，提升了38.90%。补气状态下的压缩机功率更大，在压缩机转速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，采用补气模式的压缩机功率比不补气模式分别增加了0.04 kW、0.05 kW和0.22 kW。这是因为随着压缩机转速的增加，系统内制冷剂体积流量增加，压缩机做功也成比例增加，因而压缩机功率也增加，且与压缩机转速增加速度成正比。

2.3 压缩机转速对系统排气温度的影响

压缩机转速对排气温度的影响情况如图4所示。

图4 压缩机转速对排气温度的影响情况

由图4可以看出，在低压补气和不补气两种情况下，系统的排气温度都随着压缩机转速的增加而变大。在不补气模式下，当压缩机转速由3 000 r/min提高至4 000 r/min时，排气温度由57.10 ℃增至60.53 ℃，提升了3.43 ℃；当压缩机转速由4 000 r/min提高至5 000 r/min时，排气温度由60.53 ℃增至66.20 ℃，提升了5.67 ℃。在低压补气模式下，当压缩机转速由3 000 r/min提高至4 000 r/min时，排气温度由55.8 ℃增至57.90 ℃，增加了2.10 ℃；当压缩机转速由4 000 r/min提高至5 000 r/min时，排气温度由57.90 ℃增至61.70 ℃，提升了3.80 ℃。在压缩机转速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，采用补气模式的系统排气温度比不补气模式分别降低了1.30 ℃、2.63 ℃和4.50 ℃。这是因为压缩机在做工时，一部分能量会转化为热量，随着压缩机转速的提高，转化的热量就越多，导致排气温度上升；当采用补气模式后，通过调节补路，使从补路出来的饱和制冷剂与从主路蒸发器出来的制冷剂在补气口混合，降低了吸入压缩机的制冷剂的过热度，从而降低了压缩机的排气温度。

2.4 压缩机转速对系统COP和EER的影响

压缩机转速对系统COP和EER的影响如图5所示。

图5 压缩机转速对COP、EER的影响情况

由图5可以看出，在低压补气和不补气两种情况下，系统EER都随着压缩机转速的增加而变大。系统COP在不补气模式下随着压缩机转速的增加而基本不变，在低压补气模式下随着压缩机转速的增加有微弱下降。在不补气模式下，当压缩机转速从3 000 r/min 提高至4 000 r/min时，系统COP从3.36升至3.47，提高了3.27%，EER从1.43升至1.83，提高了27.97%；当压缩机转速从4 000 r/min提高至5 000 r/min时，系统COP由3.47降至3.44，下降了0.89%，EER由1.83升至2.07，提高了16.78%。在低压补气模式下，当压缩机转速从3 000 r/min 提高至4 000 r/min时，系统COP从3.95降至3.80，下降了3.95%，EER从1.70升至2.01，提高了17.94%；当压缩机转速从4 000 r/min升高至5 000 r/min 时，系统COP由3.80降至3.64，下降了3.95%，EER由2.01升至2.19，提高了10.88%。在压缩机转速3 000 r/min、4 000 r/min、5 000 r/min下，低压补气模式与不补气模式相较，系统COP分别增加了17.56%、9.39%和5.81%，EER分别增加了18.88%、9.56%和5.80%。这是因为COP是由制冷量和压缩机功率的比值决定的，压缩机转速提升使制冷量增加的比例与压缩机功率增加的比例基本相同， COP没发生大的变化。

纯电动客车热泵空调系统采用补气模式，补路系统对压缩机进行补气补焓，制冷量随之增加，而压缩机的功率增加很少，因此采用补气模式的系统COP更高。尽管系统COP随压缩机转速变化不大，但EER随着压缩机转速的提高有明显升高。这是因为EER是由制冷量与热泵系统运行总功率的比值决定的，热泵系统功率主要包括压缩机功率和风机功率，随着压缩机转速的升高，系统制冷量提高，而压缩机功率和风机功率基本变化很小，系统总功率增长比例小于制冷量的增长比例，导致EER升高。

3 结语

本文通过实验分析对比了采用低压补气模式和不补气模式的纯电动客车热泵空调系统在不同压缩机转速下的制冷性能。结果表明：在采用低压补气模式和不补气两种模式下，纯电动客车热泵空调系统制冷量、压缩机功率都随着压缩机转速的增大而变大，且在不同转速下采用低压补气模式，系统制冷量、压缩机功率均比不补气模式大；采用低压补气模式可以有效降低系统的排气温度，增大系统的COP和EER，系统的稳定性也有了很大的提高。因此，当系统排气温度较大时，可以打开低压补气模式，提高系统的稳定性。