观点：用补气的二次回路热泵系统在低温下的实验研究

摘

(资料图片仅供参考)

要

：

针对电动汽车在低温环境中因制热而导致续航里程减少及传统的

R134a

需要被替代的问题，

提出一种以

R290

为制冷剂，将耦合二次回路系统和补气增焓技术的新解决方案。实验研究了系统的

充注量、补气增焓技术、环境温度和余热回收功率对热泵系统性能的影响。结果表明：使用

R290

替代

R134a

，充注量约为

R134a

的

42.5%

。在

-20°C

工况下，

R290

系统开启补气后，系统的制热量

和

COP

分别上升

25.0%

和

15.3%

，与热负荷的差距由

33.3%

降至

16.7%

。若同时使用余热回收，可

以满足车体热负荷需求。对不同热泵系统进行比较，

R290

补气

+

二次回路系统的续航里程改善效果

仅次于

CO2

热泵系统，比典型的

R290

系统制热量高

33.3~37.4%

。

关键词：

电动汽车；补气增焓；二次回路；

R290

；余热回收

引言

电动汽车在低温环境运行时，热管理系统需要给车内环境提供足够的热量，以保证舒适的环境。

最典型的制热方式是采用

PTC

加热，虽然其结构简单、易于控制，但制热能效低（

0.95

），会导致电

动汽车续航里程损失超过

50%

。

Lee

等人指出一个典型的热泵循环加热效率超过

300%

，远高于用

PTC

加热。因此，开发一种高效的电动汽车热泵系统，减少对续航里程的影响是非常迫切的。

目前，应用在汽车空调系统的制冷剂以

R134a

为主，但它属于高

GWP

制冷剂，在很多国家和

地区被限制使用

。与此同时，汽车行业的所有制造商尚未就下一代制冷剂的选择达成一致

。

Yadav

等人

报告了与

21

世纪制冷剂相关的研究，并对这些制冷剂进行了全面的研究，包括它们在电动汽

车空调系统中的使用。其中，

R290

和

R1234yf

被评估为

21

世纪的制冷剂中最有希望的替代品。

R290

的主要缺点是它属于

A3

级制冷剂，具有易燃性风险。一项令人鼓舞的国际标准

IEC

60335-2-40

ED7

（

2022

）的新提案已经发布，它将家用空调

/

热泵的丙烷最大充注质量维持在

988

克左右，

新标准

的修订将有助于加速

R290

的普及。

Palm[8,9]

等讨论了将冷凝器

/

蒸发器用波纹钎焊式板式换热器取代，

通过二次流体将热量输送到乘客舱。紧凑的二次回路设计可以有效减少系统的充注量，使系统的安

全性大大提高。

为了提高热泵系统在低温下的制热性能和续航里程，补气增焓技术越来越受到重视。

Han

等

测试了带补气的

R410a

热泵系统，发现在

-20/20°C

的工作条件下，带补气的热泵系统的

COP

为

1.6

，

比不带补气的系统提高了

14.5%

。

Bahman[11]

等发现，在以

R407C

为制冷剂的汽车空调系统中使用补

气后，系统的压缩机排气温度降低了

5°C

，制冷量和

COP

分别增加了

12.7%

和

3.1%

。早期的研究主

要集中在补气的应用上。然而，由于电动汽车为热泵系统提供的安装空间有限以及

R290

的易燃性，

有必要使用二次回路系统进行热传递

针对电动汽车在寒冷气候因制热而导致续航里程减少以及传统制冷剂

R134a

替代的问题，提出

一种将补气增焓技术和二次回路系统进行耦合解决低温性能不足和可燃性制冷剂安全性的方案。对

R290

和

R134a

做了大量的低温性能对比测试，同时与不同热泵系统进行对比。

1

实验原理及方法

1.1

实验装置

热泵系统由制冷剂回路和

2

个冷却液回路组成，如图

1

所示。制冷剂回路主要由带补气的电动

压缩机、水冷冷凝器、补气增焓模块、电子膨胀阀（阀

1

和阀

2

）、

chiller

等部件组成。从压缩机出

来的高温高压制冷剂气体先进入水冷冷凝器与室内循环冷却液进行热交换，冷凝为过冷液体经过蒸

汽喷射装置被分补气支路和主路，补气支路在补气装置中与主路制冷剂进行换热，使主路制冷剂进

一步过冷，之后进入压缩机补气口。主路的制冷剂经过电子膨胀阀

2

节流降压，在冷却器中与室外

循环冷却液换热，吸热蒸发后回到压缩机，完成热泵循环。冷却液回路主要由水泵、膨胀水箱、室

内换热器和室外换热器部件组成，分为室内侧和室外侧两个回路。在两个回路分别设置水泵

1

和水

泵

2

驱动两边的冷却液（均为

50%

的乙二醇溶液）在室内热交换器和室外热交换器与空气进行热交

换。

图

1

热泵系统示意图

制冷剂在水冷冷凝器和

chiller

中与冷却液进行换热，被加热的冷却液可以将热量传递给乘客舱

或者电池包。在车辆运行时，将电池包与电机产生的余热收集起来用于提高蒸发侧的水温，改善热

泵系统的制热性能。热泵系统测试台架如图

2

所示。

图2热泵系统测试台架

二次回路系统中主要系统部件的参

数如表

1

所示，其中水冷冷凝器和

chiller

均为板式换热器；

补气增焓模块由一个补气阀

EXV1

和板式换热器组成。焓差室的环境工况由环境控制系统控制，提

供特定的环境温度

(-20°C

、

-10°C)

和湿度

(50%)

。焓差室包括室内和室外两个环境室，每个环境室都

有用来调节空气流量的风洞。室内换热器和室外换热器分别被放置在室内和室外风洞的入口处。

在系统的关键位置都布置了相应的传感器，以测量其温度、压力和流量等参数，其中制冷剂、

冷却液和空气的温度由铂金电阻温度传感器测量，精度为

±0.15°C

，压力传感器得精度为

0.25%

，质

量流量计测量的精度为

0.15%

，测量压缩机输入功率的功率计精度为

0.01%

。

表

1

热泵系统中的主要组成部分

1.2

实验工况

R290

和

R134a

系统的充注量、压缩机转速、环境温度、室内风量以及补气阀的开度都显示在表

2

。

表2工况设置

1.3

数据处理

两个系统的制热量均由冷却液侧制热量确定，如公式（

1

）所示，

COP

由公式（

2

）确定。

R290

和

R134a

所有的热物性参数均来自

NIST

REFPROP

。制热量和

COP

的不确定度用公式（

3

）和公

式（

4

）来确定。

2

实验结果及分析

2.1

充注量的影响

测试的第一步是确定

R134a

和

R290

系统的最佳充注量。在环境温度为

-10°C

、转速为

8500

rpm

工况下，进行充注量实验。

R134a

系统的最初充注量设置为

550g

，

R290

系统最初充注量设置为

150g

，

然后以

25~30g

的增量向系统中充注制冷剂，直到最佳的制热量。

图3不同充注量下的热泵系统性能特性

图

3

记录了

R134a

和

R290

两个系统的充注量引起的性能参数变化。以

R290

充注过程为例，当

充注量低于

200g

时，水冷冷凝器的过冷度几乎为

0°C

，通过主阀和补气阀的制冷剂均为气相制冷剂，

这就意味着系统的制冷剂质量流量较低。随着制冷剂的不断充注，在

240→310g

区间，压缩机的排

气压力稳定在

2.4MPa

左右，调节补气阀的开度，制热量从

7453W

增加到最大值

7870W

，补气过热

度维持在

7°C

左右，制热效果达到最佳。再继续加注制冷剂至

330g

，压缩机的排气压力和制热量有

所下降，这是由于系统的制冷剂超过系统负荷，液态制冷剂进入压缩机，进而影响系统的性能。因

此，对于该系统

R290

合适的充注量区间为

270~320g

，利用类似的方法确定了

R134a

的最佳充注量

为

710~830g

，制热量的最大值为

4370W

。使用

R290

替代

R134a

，充注量约为

R134a

的

42.5%

。

2.2补气增焓模块

2.2.1最佳中间压力

由于压缩机内的中间压力测量困难，大多数研究

认为注入压力近似为中间压力。带补气增

焓的热泵系统与双级压缩系统原理相似，在理论最佳中间压力的选取上采用了双级压缩的理论公式，

即补气的热泵系统的理论最佳中间压力等于压缩机的吸入压力与排气压力的几何平均值，如公式

4

所示。无量纲的中间压力，即相对中间压力被定义为实际的中间压力与理论最佳中间压力的比值，

如公式

5

所示。

Ma

等人

利用热泵系统的实验数据，综合分析了中间压力对性能的影响，结果发

现，最佳相对中间压力值在

1.1~1.3

之间。

图

4

是

-20°C

环境温度，压缩机转速为

6750rpm

时，中间压力对两种制冷剂系统制热量、压缩

机排气温度和补气过热度的影响。随着中间压力的增加，制热量呈现先上升后下降，排气温度先下

降后上升，因此存在某个中间压力值使系统的性能到达最佳。如果中间压力过低，那么补气的流量

就太小，导致系统的制热性能提升不明显；而如果中间压力过高，那么喷气的流量就会过大，其过

热度接近

0°C

，这会导致液态制冷剂进入压缩机，显著地降低制热性能，并使得压缩机处于一个不

安全运行的状态。

图

4

在

-20°C

环境温度下的中间压力

图

4

中虚线为通过实验确定的

R290

和

R134a

的最佳中间压力。其中，

R290

的最佳中间压力为

0.34MPa

；

R134a

的最佳中间压力为

0.21MPa

。通过公式

5

求得

R290

的理论最佳中间压力为

0.31MPa

；

R134a

的理论最佳中间压力为

0.17MPa

。由公式

6

求得的

R290

系统的相对中间压力值为

1.1

；

R134a

系统的相对中间压力值为

1.2

。

R290

和

R134a

的相对中间压力值所在的区间与相关研究的最佳相对

压力的范围类似，表明本研究通过实验确定最佳中间压力是在一个合理区间内。

对于每一个工况，系统都有一个最佳中间压力，在此时具有最佳的制热性能。在下文的研究中，

均选取各工况的最佳中间压力所对应的数值进行分析。

2.2.2

对制热性能的影响

如图

5

所示，开启补气后，系统的制热量得到明显的提升。

R290

系统的制热量分别上升

13.7%(-10°C)

和

25.0%(-20°C);

R134a

系统的制热量分别上升

20.1%(-10°C)

和

20.3%(-20°C)

。可以发

现，环境温度越低，补气增焓使

R290

系统制热量提升更明显。在

-20°C

的极端工况下，开启补气后

R290

和

R134a

的

COP

分别提升

15.3%

和

7.2%

，均能达到

2.0

以上，远高于使用

PTC

电加热的效率。

当环境温度很低时，热泵可能无法提供足够的热量来满足车厢的热负荷，关于热负荷的标定是

基于

的工作。在工况（

-20°C&6750rpm

）中，开启补气增焓后

R290

系统的制热量虽然不能完全

满足相关研究对车体热负荷的要求，但间隙越来越小，平均由

33.3%

降低至

16.7%

。

图

6

显示，系统开启补气后，

R290

系统压缩机排气温度下降

8.3~18.5°C

，

R134a

制冷剂系统压

缩机排气温度下降

7.1~11.6°C

。前者平均排气温度比后者低

4.8~8.6°C

。蒸发温度为

-37°C

时，两者

相差最大，为

18.6°C

；当蒸发温度为

-27°C

时，二者相差最小，为

4.8°C

。

图

5

不同环境温度下的制热量和

COP

图

6

不同蒸发温度下的排气温度

2.3

环境温度的影响

根据图

7

中

R290

和

R134a

的

P-h

图，当环境温度为

-10°C

和

-20°C

时，

R290

系统的冷凝压力分

别为

2.31MPa

和

0.92Mpa

；

R134a

系统的冷凝压力分别为

1.42MPa

和

0.63Mpa

。

R290

系统的冷凝压

力高于

R134a

系统的冷凝压力，较高的冷凝压力有助于提高水冷冷凝器的制热量。环境温度由

-10°C

降低至

-20°C

时，

R290

系统的蒸发压力由

0.17MPa

降至

0.14MPa

；

R134a

系统的蒸发压力由

0.067Mpa

降至

0.046Mpa

。

R134a

系统的蒸发压力下降

31.3%,

R290

系统的蒸发压力下降仅

17.6%

。

P-h

图同时还显示了环境温度的变化导致中间压力发生变化。

R290

的中间压力由

0.73MPa

降为

0.35MPa

；

R134a

的中间压力由

0.37MPa

降为

0.21MPa

。中间压力的降低，导致补气支路的流量降低，

与主路制冷剂的换热量降低，

R290

系统补气支路与主路的换热量由

1595W

降为

775W

；

R134a

系统

补气支路与主路的换热量

818W

降为

339W

。

图

7

两种制冷剂在

-20°C

和

-10°C

的

P-h

图

2.4

余热回收测试

在工况（

-20°C&6750rpm

）中测试

R290

系统的性能时，我们发现仅依靠补气增焓技术，不能完

全达到取消

PTC

辅助供热的目的；二次回路的一个显著的优点是低压的冷却液系统可以很容易延伸

到车身的各处热源，我们希望在开启补气的基础上，通过二次回路的余热回收技术，达到仅靠热泵

系统供热的目的。在测试中，我们用

PTC

加热冷却液来模拟动力电池和驱动电机在工作过程中的产

热。

如图

8

所示，在

-20°C

的环境温度下，不进行余热回收时，系统的制热量为

4350W

，冷却液的

温度为

-26°C

；当

PTC

的功率为

1000W

时，系统的制热量为

5620

W

，冷却液的温度为

-18°C

，制热

量提高

25%

，冷却液的温度提高

8°C

。一般而言，在实际驾驶场景中，参考

的研究结果，收集电

池和电机工作过程中产生的余热，一般都超过了

1200W

。当

PTC

功率为

2600W

时，制热量可达

6000W

，

可以基本满足

-20°C

环境温度中对车体热负荷的要求；因此，在电动汽车热泵系统中使用带有余热回

收的二次回路系统同时开启补气增焓，可以完全摆脱

PTC

仅依靠热泵系统供热。

图

8

带

PTC

系统的制热量和冷却液温度

2.5

二次回路

+

补气增焓热泵系统整体评估

为了全面比较在极端温度下不同架构的电动汽车热泵系统的制热性能以及续航状态，我们将文

献

公开的纯电汽车热泵性能测试数据与二次回路

+

补气系统进行比较。热泵行驶里程影响分析基

是基于

的工作

;

WLTC

是确定轻型车辆能耗和电动里程的标准试验循环。表

3

展示

WLTC

循环进

行车辆续航测试的相关信息。当汽车热泵的制热性能可以不满足车辆的热负荷时，便需要打开

PTC

辅助供热，以满足车内热负荷

.PTC

的计算公式如公式

7

，这时热泵系统的功率由压缩机功率和

PTC

功率两部分共同组成（忽略风扇的功率），如公式

8

；车辆的行驶距离如公式

9.

四种策略都是在

-20°C

的环境中进行测试的，如表

4

所示。由图

9

可以发现，策略（

1

）的

CO2

热泵系统的制热量比车体的热负荷高

6.2~25.3%;

策略（

3

）当压缩机转速为

6750rpm

提升至

8500rpm

，

制热量与车体热负荷间距由

-16.7%

减小至

9.7%

；策略（

2

）和策略（

4

）当压缩机转速提升至最高时，

也无法满足车体的制热量需求。

表

3

WLTC

循环续航测试参数

当热泵系统关闭时，车辆的行驶里程为

94km

，当仅使用

PTC

时，续航里程会衰减

52.4%

；四

个策略的热泵系统工作后，车辆里程均有改善。策略（

1

）

@6000rpm

的行驶里程为

69.2km

，改善

32.1%

，是

8

个工况中改善最好的，这得益于

CO2

在低温下优良的制热性能。对比采用

R290

的策略

（

2

）和（

3

），在相似的压缩机转速下，策略（

3

）的制热量较策略（

2

）高

33.3%-37.4%

，续航里程

改善

0.8%-5.4%

。这是由于策略（

3

）的补气增焓技术使得系统的制热量显著增加，而续航里程提升

程度不明显是由于策略（

3

）是二次回路系统，相较于策略（

2

）的直接式热泵系统，

COP

会出现一

定程度的下降。策略（

4

）

R134a

的改善率最低，不到

20%

。

图9-20°C环境温度下不同热泵框架性能变化

R1234yf

和

R134a

具有相似的加热性能，即使采用补气增焓技术，依然需要

PTC

补充热量。

R290

在没有采取补气技术时，制热量虽较

R134a

有长足的提升，但依然不能满足系统的热负荷需求；采

用补气增焓技术后（合适的余热回收），在没有

PTC

的情况下依然在极端温度提供足够的制热量。

表

4

不同热泵策略下的运行参数

3

结论

随着各国对全球环境问题的日益关注，电动汽车空调系统中最常见的制冷剂

R134a

将被其他更

环保的制冷剂取代。此外，

R134a

热泵系统在寒冷气候下的低热效率导致电动汽车行驶里程严重衰

减，这也成为其发展的主要障碍。许多研究开始侧重于更安全、更有效地应用

R290

。本文研究了

VPI

技术、环境温度、余热回收、空气流量、充气质量和压缩机转速对丙烷热泵系统加热性能的影

响。结果表明，在无

PTC

辅助加热的情况下，

SL+VPI

在丙烷热泵中的应用可以满足

-20°C

低环境温

度下的要求。集中设计的热泵系统占用更少的空间，丙烷循环回路变得更短，从而减少其电荷质量。

在工况

(-10C@8500rpm)

下确定了

R290

和

R134a

系统的最佳充注量分别为

310g

和

730g

，使用

R290

替代

R134a

，充注量约为

R134a

的

42.5%

。

在工况

(-20°C@6750rpm)

下，

R290

系统开启补气增焓后，系统的制热量和

COP

上升

25.0%

和

15.3%

，与车体热负荷之间的间距由

33.3%

降低至

16.7%

；在二次回路中使用余热回收装置后，可以

消除与车辆热负荷之间的间距，摆脱

PTC

辅助供热，仅靠热泵自身的制热量就可以满足车辆热负荷

需求。

比较了不同的热泵架构对续航里程的改善情况。结果表明

,

在

-20°C

环境中

,

R290

二次回路

+

补气

增焓系统改善程度仅次于低于

CO2

热泵系统，比典型的

R290

系统制热量高

33.3%-37.4%.

考虑到

CO2

的高工作压力以及高温环境下制冷效果差，

R290

二次回路

+

补气增焓系统是最富有竞争力的候选系

统。

作者：季志远，王海民，王传伟，林浩

作者单位：上海理工大学能源与动力工程学院，上海市多相流与传热重点实验室；东风商用车有限公司

标签： 环境温度 二次回路 电动汽车