摘要： 本文搭建了带水环路的R290电动汽车热泵空调实验台，研究了不同工况下系统的制冷性能和制热性能。实验结果表明：35 ℃常规制冷工况时，压缩机转速从1 800 r/min增加到6 600 r/min，系统制冷量从1 789 W提升至4 027 W，而系统COP从3.65下降至1.82；45 ℃高温制冷工况时，压缩机转速从2 700 r/min增加到4 500 r/min，系统制冷量从1 973 W提升至3 031 W，而系统 COP从2.10下降至1.88；在-20 ℃/20 ℃低温制热工况、压缩机转速6 000 r/min时，系统制热量为2 911 W，对应的系统 COP为1.80；在-25 ℃/20 ℃低温制热工况、压缩机转速3 600 r/min时，对应的系统制热量为1 658 W、系统COP为2.16。同时发现采用水环路的系统形式，提高了系统的安全可靠性，但与常规循环系统相比，系统性能存在一定程度的衰减，制冷量衰减300～500 W，制热量衰减200～400 W。
Fig.1 Schematic diagram of experimental system
1 R290热泵系统原理
1.1 系统原理
R290热泵系统原理如图1所示。可通过二通阀1～7、电子膨胀阀1和2，实现系统制冷和制热功能的切换。通过载冷剂(即水)向车室供冷和供热，避免制冷剂R290向车室内泄漏。
1.2 理论计算
根据电动汽车空调系统的工作环境，利用NIST9.1软件分别计算夏季常规工况(35 ℃)及高温工况(45 ℃)、冬季常规工况(0 ℃)及低温工况(-20 ℃)下，R290热泵系统的理论循环性能，其中，压缩机排量25 cm 3 /r，结果如表1所示。
表1 热泵系统理论计算结果
Tab.1 Theoretical calculation results of heat pump system
2 实验台
2.1 实验装置
将纯电动汽车用R290热泵空调系统实验台设置于焓差室，利用焓差室的室内和室外两侧的环境参数调控模拟车室内/外环境及换热器的进风量，如图2所示。采用的R290压缩机排量为25 cm 3 /r；车外换热器为微通道平行流，53排，2流程，外形尺寸为610×347×14.53(W×H×D，mm 3 )；车内换热器也是微通道平行流，外形尺寸为290×160×38(W×H×D，mm 3 )；电子膨胀阀的开度通过脉冲信号调节，调节范围为0～500。
图2 R290热泵系统实验装置
Fig.2 R290 heat pump system experiment device
2.2 参数测量
系统的制冷/制热量通过车内换热器空气侧的换热量获得。
式中： Q 为制冷/制热量，W； q 为被测车内换热器测点风量，m 3 /h； h a1 为车内换热器进风空气焓值，kJ/kg； h a2 为车内换热器出风空气焓值，
为喷嘴前湿空气比容，m 3 /kg； W n 为喷嘴前空气含湿量，g/(kg干空气)。
系统的制冷/制热性能系数 COP的计算方法见公式(2)。其中，系功统耗为压缩机的输入功率，不包括风机及水泵功耗。R290工质所有物性参数均来自NIST9.1 [17] 。
式中：COP为系统性能系数； P 为压缩机功耗(含变频驱动器)，W。
式中： Q r 为制冷剂侧制冷/制热量，W； m r 为被测系统制冷剂流量，kg/h； h r1 为板式换热器入口制冷剂焓值，kJ/kg； h r2 为板式换热器出口制冷剂焓值，kJ/kg。
式中： Q w 为水侧制冷/制热量，W； m w 为被测系统水流量，kg/h； t w1 为车内换热器入口水温，℃； t w2 为车内换热器出口水温，℃。
表2为实验系统测量仪表的不确定度。根据Moffat方程，即公式(3)和公式(4)，能够估算系统制冷/制热量及COP的相对测量误差。计算结果表明，制冷/制热量和系统COP的最大相对误差均为±3.0%；制冷剂侧和水侧制冷/制热量的测量值最大相对误差分别为±4.0%和±2.1%。
R = R ( X 1 , X 2 , X 3 ,…, X N )
式中： R 为实验结果； X i 为第 i 个独立的测量变量， i =1～ N 。
式中： δR 为实验结果的不确定度；
为变量 X i 的偏导数。
表2 测量仪表精度
Tab.2 Measuring instrument accuracy
3 分析与讨论
基于上述实验台进行了电动汽车空调系统的制冷性能和制热性能的实验研究。首先，进行了系统制冷剂的最佳充注量实验。R290充注量的起始点设为130 g，随后以100 g、70 g、50 g、30 g 或20 g的增量向系统充入制冷剂，直至获得最大的系统COP。最终，该系统的最佳制冷剂的充注量为500 g。所有实验结果均基于最佳充注量。
3.1 制冷性能
图3为环境温度及压缩机转速对R290热泵系统制冷性能的影响，设定车内温度为27 ℃。随着压缩机转速的增加，系统制冷量和排气温度不断上升，而系统COP逐渐减少。环境温度35 ℃、压缩机转速从1 800 r/min 增加到6 600 r/min时，制冷量从1 789 W上升到4 027 W，排气温度从68.0 ℃上升到101.3 ℃，而COP从3.65下降到1.82。环境温度45 ℃、转速从2 700 r/min 增加到4 500 r/min时，制冷量从1 973 W上升到3 031 W，排气温度从93.1 ℃上升到105.7 ℃，而COP从2.10下降到1.88。压缩机转速3 600 r/min的条件下，与35 ℃工况相比，45 ℃工况的制冷量减少11.4%左右、COP下降26.2%左右、排气温度上升20.9%左右。
由图4可知，与无回热器的系统相比，带回热器的系统制冷量较大，设定制冷量的增幅为回热量；随着压缩机转速的提升或环境温度的增加，回热量逐渐变大。其中环境温度35 ℃、压缩机转速6 600 r/min时，回热量为138 W；与无回热系统相比，制冷量增加了约3.54%，系统COP提升了约3.48%。这说明回热器的使用，有效地改善了系统的制冷性能，明显地减缓了高转速或高温工况下制冷性能的衰减。
图3 不同工况下系统制冷性能
Fig.3 Cooling performance of the system
图4 不同工况下系统回热效果
Fig.4 Comparison of reheating effect of the system
3.2 制热性能
本文重点研究了环境温度-20 ℃和-25 ℃工况下系统的制热性能。分析了电子膨胀阀开度、压缩机转速、车室送风风量对系统制热性能的影响，并探索系统性能变化的原因。
图5(a)和(b)所示为环境温度-20 ℃、车内温度20 ℃，系统COP与制热量随电子膨胀阀开度调节的变化情况。
图5 (-20 ℃, 20 ℃)工况下系统制热性能
Fig.5 Heating performance of the system under(-20 ℃, 20 ℃) conditions
随着电子膨胀阀开度的增加，系统COP与制热量，均呈现先上升后下降的趋势。同一工况下，最优COP对应的膨胀阀开度为最佳阀开度，此时系统制热量达到最大。这表明合适的膨胀阀开度，有助于提升热泵系统性能；此外，随着压缩机转速的提升，最佳开度逐渐增大。
在最佳阀开度的条件下，随着压缩机转速的增加，系统制热量接近线性增长，而系统COP不断下降。可以看出：转速在6 000 r/min，系统制热量为2 911 W，COP为1.80。与6 000 r/min相比，转速在3 600 r/min时系统制热量降低约32.5%，而COP提高约27.6%。另外，压缩机转速从5 000 r/min增至6 000 r/min，系统输入功增加了367 W，而供暖能力增加了415 W，是输入功增量的1.13倍，采暖效率仍优于高压PTC电压热。
图5(c)和(d)为最佳阀开度时，等熵压缩效率 η 及换热器对数平均温差的变化趋势。图5(c)可知，随着压缩机转速的增加，等熵压缩效率呈线性下降趋势。6 000 r/min时，等熵压缩效率下降到0.78。图5(d)可知，板式换热器的对数平均温差为9.7～14.0 ℃，车内换热器的对数平均温差为7.2～10.6 ℃，车外换热器的对数平均换热温差为2.8～3.6 ℃，随压缩机转速的增加呈上升趋势，这主要受制冷剂流量和排气温度的影响。在压降方面，板换制冷剂侧压降为1～2 kPa，车外换热器压降为13～25 kPa，随转速的提升而增大，这主要受制冷剂流量和工质黏度的影响。系统运行中，换热器的传热温差、压降及其波动幅度均不大，体现了R290工质良好的传热及流动特性。这也是R290热泵系统具有良好地低温制热性能的原因之一。
本文进一步测试了环境温度-25 ℃、压缩机转速3 600 r/min的极低温工况下，系统的制热性能。图6(a)为车室送风风量对系统制热性能的影响，增大送风风量，系统制热量和COP随之增加。送风量为550 m 3 /h时，系统制热量和COP分别为1 658 W和2.16。此外，送风量从250 m 3 /h增至390 m 3 /h时，制热量和COP分别提升约12.5%和18.2%；送风量从390 m 3 /h增至550 m 3 /h时，制热量和COP分别提升约6.3%和12.5%。从中可以看出：随着送风量的提升，制热量和COP的增加幅度逐渐减小。图6(b)为该实验工况对应的系统循环 p - h 图。 p - h 图是根据实测数据绘制的，在绘制 p - h 图时，假设膨胀过程是等焓膨胀过程。随着车内风量的增加，蒸发压力基本保持不变，冷凝压力大幅度降低，系统COP得到提升。随风量的增加，冷凝压力的降幅逐渐变小，导致系统COP呈非线性增长趋势，增幅逐渐减小。因此，增加风量对系统性能改善程度是有限的。
图6 (-25 ℃, 20 ℃)工况下系统制热性能
Fig.6 Heating performance of the system under (-25 ℃, 20 ℃) conditions
3.3 性能衰减
带水环路的系统形式，能够增强系统的安全可靠性，但与常规热泵系统相比，通过载冷剂(即水)与制冷剂的换热，增加了系统的换热损失。此时，通过对比制冷剂侧与水侧的制冷/制热量，获得系统性能的衰减情况。
本文分析了车内温度27 ℃，环境温度45 ℃的制冷工况及车内温度20 ℃，环境温度-20 ℃的制热工况下，系统性能的衰减情况，性能衰减量为公式(3)与公式(4)换热量之差，结果如图7所示。经分析可知，与常规系统相比，带水环路的系统制冷量衰减300～500 W，制热量衰减200～400 W。
图7 不同工况下系统制冷/制热性能衰减
Fig.7 System cooling/heating performance degradation under different working conditions
4 结论
本文通过实验研究了带回热器的纯电动汽车用R290热泵空调系统的夏季制冷、冬季制热性能。结果表明：
1)在35 ℃/27 ℃常规制冷工况，压缩机转速1 800～6 600 r/min时，系统制冷量和COP分别为1 789～4 027 W和1.82～3.65；45 ℃/27 ℃高温制冷工况，压缩机转速2 700～4 500 r/min时，系统制冷量和COP分别为1 973～3 031 W和1.88～2.10。
2)转速3 600 r/min、车内温度27 ℃时，环境温度由35 ℃升至45 ℃时，制冷量和COP分别减少约11.4%、 26.2%，排气温度增加20.9%左右。另外，使用回热器能够改善系统制冷性能，减缓系统性能衰减；在高转速或高温工况，效果尤其显著。
3)在-20 ℃/20 ℃低温工况、压缩机转速6 000 r/min时，系统制热量达到2 911 W，对应的 COP为1.80；转速3 600 r/min时，制热量为1 965 W，COP为2.30。在-25 ℃/20 ℃低温工况、转速3 600 r/min，系统制热量为1 658 W，COP为2.16。由此可见，R290热泵系统在低温环境下具有显著供热优势。
4)由于R290的易燃性，系统增加了二次换热的水环路，增强了安全可靠性，但在一定程度上造成了系统性能的衰减；与常规热泵系统相比，带水环路的系统制冷量衰减300～500 W(环境温度45 ℃、车内温度27 ℃)，制热量衰减200～400 W(环境温度-20 ℃、车内温度20 ℃)。
作者：黄广燕1,2 邹慧明1,2 唐明生1,2 田长青1,2 吴 江1 于卫滨1
1 中国科学院理化技术研究所
2 中国科学院大学
