每日热文：电动汽车间接热泵系统的实验研究

针对电动汽车传统电加热采暖方式效率低、甚至难以运行的问题，本文研究了一种新型间接换

热热泵系统。系统采用液-液换热器间接换热方式代替风冷换热器直接换热方式，在提升系统运行稳定性的

同时保证较高的系统性能系数（COP）。系统低温环境工况测试结果表明：在环境温度为-7 ℃时，系统制

(资料图片)

热量可达 2.18 kW，COP 可达 2.62，相比于直接换热热泵系统，COP 提升近 20%；-10 ℃时，系统最高换

热量可达 3.36 kW；-18 ℃时，舱内送风温度最高可达 19.4 ℃，基本满足纯电动汽车在冬季环境工况下的

制热需求。

关键词：电动汽车；间接热泵系统；实验研究；性能系数

作者：王敏弛，聂磊，赵耀，陈道川，代彦军

上海交通大学制冷与低温工程研究所，上海

我国在“十三五”规划中启动了新能源汽车重点专项[1]，大力推进新能源汽车的发展。发展新能源汽车是实现国家节能减排，产业转型升级以及汽车强国的必要措施[2]。电动汽车与燃油汽车最大区别在于动力源的不同，电动汽车为电驱动型，在乘客舱热管理系统方面，低温环境工况下电动汽车没有发动机冷却液来提供热量以承担乘客舱热负荷。目前，电动汽车空调系统大多采用蒸气压缩式单冷型空调结合电加热器供暖的模式，电加热器供暖效率较低，电动汽车的续航里程会大大缩减[3-4]。美国汽车协会研究表明，当乘客舱空调系统开启时，与24℃的舒适环境工况相比，–7℃的低温环境工况下新能源汽车续驶里程平均减少41%[5]。由于热泵空调系统高效节能的特点，有很多学者研究了车载热泵空调[6-12]，电动汽车厂商已将其应用在部分车型上。但是大部分研究主要采用风冷直接换热以实现制热[13-20]，该种直接换热热泵系统在低温环境工况下的性能系数（CoefficientofPerformance，COP）一般低于2.0。姜继周等[21]采用补气增焓式热泵空调将系统COP约升至2.45。李萍等[22]采用余热回收等技术提升其系统性能，COP也不超过2.65。

间接换热热泵系统在模式切换时不用启停压缩机和四通阀换向，而是直接切换不同的水路来实现对应模式的功能，系统在制冷和热泵模式下均能达到最佳工作状态。

本文提出并搭建了间接换热热泵系统，采用“液-液”板式换热器代替风冷换热器，在增加系统稳定性的同时提高制热COP，有更好的舒适性。在保证舱内侧出风温度的前提下，对系统在-18~-7℃的环境温度下进行实验测试，分析其在不同环境温度下的性能指标。

01、电动汽车间接热泵系统

图1所示为间接热泵系统的系统原理。系统由直流电动涡旋压缩机、板式换热器、暖风芯体、微通道平行流换热器、电子膨胀阀、电磁阀和气液分离器等主要部件组成。在制冷循环的制冷剂循环侧，制冷剂通过电动压缩机(1)压缩后流经板式换热器(2)和板式换热器(6)串联组成的冷凝器，过冷的液态制冷剂经过电子膨胀阀(10)节流之后进入板式换热器(11)进行蒸发吸热，之后流经气液分离器(12)回到压缩机中。在防冻液循环侧，微通道平行流换热器(8)与板式换热器(2)和板式换热器(6)组成的大冷凝器构成回路，将热量排出车外；暖风芯体(3)和电池侧水路并联，并与板式换热器(11)进行热交换，获得冷量。

在热泵循环时，将一个板式换热器(2)作为冷凝器，另一个板式换热器(6)作为蒸发器的形式来实现系统的热泵功能。在热泵循环的制冷剂循环侧，制冷剂通过电动压缩机(1)压缩后流经板式换热器(2)冷凝，过冷的液态制冷剂流经电子膨胀阀(4)节流之后进入板式换热器(6)进行蒸发吸热，之后流经气液分离器(12)以过热状态回到压缩机，完成一个完整的热泵循环。在防冻液侧，暖风芯体(3)与板式换热器(2)进行热交换，获得热量并送至乘客舱内；板式换热器(6)与微通道平行流换热器(8)进行热交换，从外界环境吸收热量。

02、实验方法及误差分析

实验系统原理

间接换热热泵系统结构紧凑，实验系统原理如图 2 所示。实验在环境焓差室内进行，环境温度分 别设定为-18、-10 和-7 ℃，相对湿度为 50%。

实验测试采集的参数主要有压缩机的转速、功率、进出口压力及吸/排气温度、板式换热器制冷剂侧出口温度及压力、防冻液侧进出口温度及流量、 暖风芯体防冻液侧进出口温度、空气侧进出口温度及风量。制冷剂采用 R134a，充注量约为 660 g。每个工况的实验在环境焓差室工况达到要求并维持 0.5 h 后进行。其中，压缩机具体参数如表 1 所示， 电动机形式为永磁同步电机。

本系统的控制部分主要通过基于LabVIEW编写的总线通讯控制程序完成。压缩机通过控制器局域网络（ControllerAreaNetwork，CAN）总线实现转速的调节，电子膨胀阀在保证压缩机进口过热度，以及进口工质压力的前提下根据冷凝器出口过冷度通过局域互联网络（LocalInterconnectNetwork，LIN）总线实现开度的调节，两个水泵分别根据舱内送风温度和蒸发压力通过LIN总线实现流速的调节，电磁阀根据运行模式实现开闭控制，直流风机通过变电压实现风量的调节。

本系统在压缩机直流电源布置1个电流计。制冷剂管路布置3个温（度）压（力）传感器，分别是压缩机吸/排气口、板式换热器(2)制冷剂侧出口。防冻液管路布置8个热电偶传感器，分别是两个板式换热器防冻液侧进/出口、暖风芯体和微通道平行流换热器防冻液侧进/出口。两个防冻液管路各布置一个电磁流量计。空气侧布置了12个Pt100温度传感器，暖风芯体的出风口布置8个，微通道平行流换热器的出风方向布置4个，还有1个环境温度传感器。实验测试设备及具体规格如表2所示。这些数据通过Agilent34972数据采集仪进行采集，并通过上位机进行数据的读取和存储。

系统中所有防冻液管路包裹有保温棉进行保温，每个工况的测试时间约为 90 min，取系统性能参数稳定部分进行数据处理与测试结果分析。

评价指标

由于间接换热热泵系统通过防冻液换热给乘客舱供暖，因此计算系统制热量时取暖风芯体(3)防 冻液侧制热量 Qw 为准，系统功耗 Wsys 以及性能系 数 COP（COP）计算公式分别为：

式中，Qw为系统制热量，kW；Vw为防冻液体积流量，m3/s；ρw为防冻液密度，kg/m3；cp 为防冻液比热容，kJ/(kg·℃)；twin 为暖风芯体侧防冻液进口温

度，℃；twout 为暖风芯体侧防冻液出口温度，℃；

Wsys 为系统功耗，kW；Wcomp 为压缩机功耗，kW；

Wpump 为水泵功耗，kW。

系统不确定度分析

本热泵系统中压缩机功率 Wpump 和制热量 Qw 的不确定度模型如式(4)和式(5)所示：

式中，uB2(Wcomp)为压缩机功耗的不确定度；uB2(Qw) 为制热量的不确定度；qm为制冷剂质量流量，kg/s；h1 为压缩机进口制冷剂的焓值，kJ/kg；h2 为压缩机 出口制冷剂的焓值，kJ/kg；qml 为暖风芯体侧防冻液 质量流量，kg/s。计算当在-7 ℃环境温度时，系统压缩机功率 Wpump、制热量 Qw 以及 COP 的不确定度分别为 0.77%、1.60%和 3.88%。

03、结果与分析

在保证暖风芯体出口风量为200m3

/h以及系统

安全性的基础上，在环境温度为-18~-7℃范围内对

压缩机不同转速工况进行了热泵采暖工况实验研究。基于R134a制冷剂的物性参数以及系统的内密

封性无法得到保证，当压缩机的转速过高时，存在

制冷剂蒸发压力过低和冷凝压力过高的现象，不利

于系统稳定运行，所以仅仅测试了压缩机转速在

2000~4000r/min的系统性能。如果要在特定环境

温度下获得更大的制热量，可以考虑进一步增大蒸

发器侧的换热性能。

图3和图4所示为在相同环境温度下，随着压

缩机转速的改变，系统COP和制热量的变化规律。

由图3和图4可知，在-7℃环境温度下，随着压缩

机转速的提高，系统COP从最高2.62降至最低1.72，

最大降幅34.4%；系统制热量从最低2.18kW提升

至最高3.58kW，提高了64.5%。

图5和图6所示为在相同环境温度下，舱内送风温度和冷凝器防冻液侧进回水温度的变化。由图5和图6可知，在环境温度-7℃下，舱内送风温度从最低23.4℃提升至最高44.3℃，提高了89.2%，冷凝器防冻液侧进回水温差从最低2.29℃提升至最高3.78℃，提高了65.2%；进回水温度分别提高88.6%和90.7%。在环境温度为-10℃，-18℃下的系统各项数据也呈现出相似的规律。

随着压缩机转速的增大，系统的制热量增加，舱内送风温度增加，冷凝器侧防冻液进水温度twin和回水温度twout也相应增加，而系统的COP呈下降趋势。在低温环境下，由于板式换热器换热效率较高，系统的冷凝能力较充裕。随着压缩机转速的提升，制冷剂的流量增大，冷凝压力提高，冷凝器侧能够带走的热量增加，冷凝器侧防冻液供回水温度也增加。由于防冻液循环流量保持不变，供回水的温差进一步增大，暖风芯体的舱内送风温度也相应增加。压缩机转速的提升导致制冷剂的蒸发温度

降低，为了维持相对较高的冷凝压力，压缩机需要

消耗更多的功，虽然制热量也在增加，但综合作用

下整个系统的COP呈现降低的趋势。

在相同送风温度和压缩机转速的情况下，不同的环境温度会对系统产生不同的影响。随着环境温度从-7℃降至-10℃和-18℃时，由图3可知，在压缩机转速为2000r/min时，系统COP分别降低6%和15%，压缩机转速4000r/min时出现系统COP随着环境温度降低而提升的现象。图4中，各个压缩机转速下系统制热量分别降低2%~6%和13%~30%。图6中，各个压缩机转速下的舱内送风温度分别降低15%~23%和56%~68%；风温温升分别降低5%~10%和16%~27%，越极端的温度对系统的性能影响越明显。

如图4~图6所示，随着环境温度的降低，系统制热量减少，冷凝器防冻液侧供/回水温度降低，舱内送风温度也相应降低。如图3所示，在相同送风风量与相同压缩机转速下，随着环境温度的降低，冷凝器侧制冷剂冷凝压力基本不变，而蒸发器制冷剂蒸发温度降低，相应的蒸发压力也降低，压缩机压比增大，功耗增多，系统的COP呈降低趋势。当压缩机转速在4000r/min时，-7℃环境温度下的系统COP达到最低值。这是由于相较于更低的环境温度，在-7℃、4000r/min工况下，冷凝器散热能力不足，防冻液侧进回水温度较高，制冷剂侧冷凝压力较大，而蒸发压力变化不大。制冷剂的冷凝压力变化幅度较蒸发压力的变化幅度更明显，导致压缩机压比增大，相应的功耗增多，系统的COP反而降低。在-10℃和-18℃环境温度，压缩机转速4000r/min的工况下，冷凝器换热能力较为充裕，COP随着环境温度的降低而减小。

与国内外研究的直接热泵系统相比，本文间接热泵系统在主要性能参数方面均体现出了有较好的优势。现有的直接热泵系统制热COP一般在2左右，结合废热回收、补气增焓等技术之后，其制热COP最大能提升到2.5左右，并且系统的环境温度普遍不低于-10℃[16-22]。本系统在-7℃环境温度下，取得最大COP为2.62，同时舱内送风温度达到23.4℃，能够有效保证冬季车内制热需求；在-10℃环境温度下，最大制热量为3.36kW，COP为1.96；在-18℃环境温度下，系统舱内送风温度最大能够达到19.4℃，COP为1.92，能够基本满足纯电动汽车在我国北方冬季环境工况下的制热需求。由于本系统没有使用四通阀，制冷剂循环在制冷与热泵两个模式下没有变化，而是通过防冻液侧循环的切换实现。固定的制冷剂循环，使系统中的部件在设计时，冷凝器与蒸发器的能力能够更好匹配整个系统，提升了系统的性能。而通过防冻液侧间接换热的模式，使得板式换热器的性能较风冷提高，并且可以通过调节水泵流量来控制送风温度，防冻液较大的热容使得送风温度的控制更加稳定，乘客舱更加舒适。

04、结论

本文提出了一种采用防冻液间接换热的电动汽车热泵空调系统，设计并搭建了系统测试台架，对系统整体性能进行分析，得出如下结论：1）系统制冷回路结构紧凑，仅需通过防冻液侧水路切换实现制冷/热泵模式的切换；-7℃环境温度下；系统COP最高可达2.62，制热量为2.18kW，舱内送风温度23.4℃；2）系统COP随着压缩机转速的提高而降低，制热量和压缩机功率都随着转速的提高而提高，可以根据不同的需求选择最合适的系统运行模式；3）系统在-10℃环境温度下，系统制热量可达3.36kW；在-18℃环境温度下，舱内送风温度能保持在19℃以上，在此基础上，可通过辅助电加热器来满足极端工况下送风需求。

【参考文献】

[1] 佚名. 科技部: “十三五”力推新能源汽车技术创新[J].工具技术, 2016, 50(9): 104.

[2] 王小峰, 于志民. 中国新能源汽车的发展现状及趋势[J]. 科技导报, 2016, 34(17): 13-18.

[3] 王晓丹. 纯电动客车空调系统参数匹配与设计研究[D].长春: 吉林大学, 2009.

[4] KAMBLY K R, BRADLEY T H. Estimating the HVACenergy consumption of plug-in electric vehicles[J]. Journalof Power Sources, 2014, 259: 117-124.

[5] EDMonDS E. A research finds HVAC use in frigidtemperatures causes substantial drop in electric vehiclerange[R]. Chicago: American Automobile Association,2019.

[6] TIAN Z, GAN W, ZHANG X L, et al. Investigation on anintegrated thermal management system with batterycooling and motor waste heat recovery for electricvehicle[J]. Applied Thermal Engineering DesignProcesses Equipment Economics, 2018, 136: 16-27.

[7] LEE H S, LEE M Y. Steady state and start-up performancecharacteristics of air source heat pump for cabin heating inan electric passenger vehicle[J]. International Journal ofRefrigeration, 2016, 69: 232.

[8] ZOU H, JIANG B, WANG Q, et al. Performance analysisof a heat pump air conditioning system coupling withbattery cooling for electric vehicles[J]. Energy Procedia,2014, 61: 891-894.

[9] 何贤, 胡静, 钱程, 等. 纯电动汽车两种热泵空调系统的实验研究[J]. 制冷学报, 2018, 39(3): 79-84.

[10] 张耘, 李万勇, 陈亮, 等. R134a/R32 混合制冷剂电动汽车空调系统制热性能的实验研究[J]. 制冷技术, 2017,37(5): 36-40.

[11] WANG D, GAO T, LI W, et al. System characteristics ofdirect and secondary loop heat pump for electricalvehicles[C]// WCX World Congress Experience. Detroit,Michigan, USA: GM, 2018.

[12] 兰娇, 苏林, 呼延吉, 等. 电动汽车二次回路热泵系统制热性能研究[J]. 制冷技术, 2018, 38(5): 45-49.

[13] 韩南奎, 苏林, 胡莎莎, 等. 余热利用型电动汽车热泵系统性能实验研究[J]. 制冷技术, 2020, 40(3): 69-77.

[14] 张文峥, 刘丽娜, 钱程, 等. 热泵型纯电动汽车空调系统特性[J]. 制冷学报, 2018, 39(6): 109-114.

[15] 钱程, 谷波, 田镇, 等. 纯电动汽车双热源热泵系统性能分析[J]. 上海交通大学学报, 2016, 50(4): 69-74.

[16] IRITANI K, SUZUKI T. Air conditioning system forelectric vehicle[J]. JSAE Review, 1996, 17(4): 438-438.

[17] 唐景春, 李晨凯, 叶斌, 等. 采用涡旋压缩机的电动汽车空调准双级压缩热泵性能实验研究[J]. 制冷学报,2018, 39(1): 34-39.

[18] 周光辉, 李海军, 李旭阁, 等. 纯电动汽车超低温热泵型空调系统性能试验研究[J]. 制冷与空调(北京), 2016,16(7): 73-77.

[19] 张皓, 赵家威, 施骏业, 等. 电动汽车热泵空调系统采暖性能的试验研究[J]. 制冷技术, 2017, 37(3): 39-42.

[20] POMMÉ V. Reversible heat pump system for anelectrical vehicle[C]// Vehicle Thermal ManagementSystems Conference and Exhibition. London: SAEInternational, 1997.

[21] 姜继周, 李志亮, 陈新强, 等. 电动汽车热泵空调系统在严寒地区的试验研究[J]. 制冷与空调(北京), 2019,19(6): 53-55.

[22] 李萍, 谷波, 缪梦华. 废热回收型纯电动汽车热泵系统试验研究[J]. 上海交通大学学报, 2019, 53(4): 468-472.

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