电动汽车双蒸发器热泵系统除湿和制热特性研究

图1 热泵系统示意图及实验台布置图

本研究提出的热泵系统示意图如图1(a)和(b)所示。该系统能够在单蒸发器和双蒸发器除湿制热模式下运行。在单蒸发器模式下，循环中仅室内蒸发器工作；而在双蒸发器模式下，室内外蒸发器均参与工作。这两种模式之间的转换通过控制电磁阀来实现。

系统内的空气经过蒸发器时被冷却除湿，随后由冷凝器加热升温。

图1(c)展示了实验系统的分布情况，包括电动涡旋压缩机、室内蒸发器和冷凝器、室外换热器及其他组件。

图2 热泵系统测试示意图

除湿制热热泵系统测试原理如图2所示，图2(a)为单蒸发器除湿制热模式测试系统示意图，图2(b)为双蒸发器除湿制热模式测试系统示意图。

在实验中，焓差室内的空气最初被调节到指定状态。一旦供应空气达到预定标准，压缩机即启动。同时，电子膨胀阀调整以维持蒸发器出口处适当的过热度(2~5℃）。在双蒸发器除湿制热模式下，电子膨胀阀2（EXV2）的阀开度对室内和室外蒸发器之间的制冷剂压差起着关键作用。

为了确定最高的除湿速率和尽量减少实验变量，EXV2保持完全开启。当压力波动保持在±0.005 MPa以内时，系统被认为已达到稳态。在此稳态下，系统参数以10s的数据记录间隔连续记录两分钟。此期间收集的数据平均值用于每种操作条件。所有实验工况详见Table1。

3.1.1 系统工作特性比较

图3 系统循环压-焓图

图3展示了两种除湿制热模式下的热力学循环的压-焓图，给定送风温度和湿度分别为18℃和80%，压缩机转速为4000r/min。

图中显示，在相同的工况下，双蒸发器除湿制热模式下的压缩机排出压力高于单蒸发器模式。在除湿制热模式下，热泵系统通过室内蒸发器冷却并除湿送风，随后通过冷凝器重新制热。双蒸发器模式增加了额外的节流过程，提高了室内蒸发器中的蒸发压力。这一提升导致室内蒸发器进出口之间的制冷剂焓差减小，从而减少了换热量。因此，在相同的送风工况下，双蒸发器模式产生的冷凝器送风温度更高，导致排出压力增加。

3.1.2系统组件性能对比

图4 室内蒸发器在不同工况下的性能变化

图4为室内蒸发器在不同工况下的蒸发压力和换热量情况。值得注意的是，在恒定压缩机转速下，两种除湿制热模式中室内蒸发器的蒸发压力和换热量随着送风湿度的降低而减少。这是因为，在送风温度稳定的情况下，空气湿度的降低会增加空气的显热传递比。因此，这导致室内蒸发器排出的空气温度降低，参与换热的平均空气温度下降，从而降低了蒸发压力。由于流体之间的温差减小，蒸发器内的对流热传递因空气侧平均温度降低而减少，导致换热温差减小，进而减少了蒸发器的换热量。然而，在提高压缩机转速的同时保持送风湿度一致，会导致蒸发压力降低，两种模式下的换热增强。此外，在相同的操作条件下，双蒸发器除湿制热模式由于二次节流，表现出比单蒸发器模式更高的室内蒸发器蒸发压力，这增加了制冷剂流动阻力。更高的蒸发压力导致更高的蒸发温度和更小的热传递温差，因此双蒸发器模式下的换热量低于单蒸发器模式。实验条件下，双蒸发器模式下的蒸发压力比单蒸发器模式高12.5%~13.8%，但其换热量减少了17.4%~20.4%。

3.1.3.除湿和制热能力对比

图5 不同工况下的除湿与制热性能

出风温度和有效制热量用于表示系统的制热能力。有效制热量反映了系统的净热产生量，即空气经过蒸发器除湿后，再经冷凝器加热后的显热增加量。图5展示了两种不同的除湿制热模式在不同运行条件下的除湿和制热能力。如图所示，在压缩机速度恒定的情况下，两种模式的除湿速率和有效制热量均随送风湿度的降低而减少。在较低湿度下，相同冷却量下的湿空气显热传递增加，而潜热传递减少。除湿速率与湿空气中潜热传递直接相关；因此，随着送风湿度的下降，系统的除湿速率也随之降低。此外，潮湿空气中显热传递的增加导致除湿过程中温差增大，从而降低了室内冷凝器送风温度，进而降低了出风温度。

然而，随着压缩机转速的提高，两种模式的除湿速率和制热量均有所提升。压缩机转速的提高不仅增强了室内蒸发器的潜热传递，还增加了压缩机的工作量，显著提升了系统的制热量。

在相同的运行条件下，单蒸发器模式表现出更高的除湿速率，而双蒸发器模式则显示出更高的制热量。与单蒸发器除湿制热模式相比，双蒸发器模式的二次节流增加了室内蒸发器的蒸发压力，减少了室内蒸发器的换热量，导致除湿速率降低。虽然双蒸发器模式能够除湿并吸收湿空气中的热量，但室外蒸发器还会进一步吸收室外环境的热量，导致冷凝器的换热量更高，相应的出风温度也更高。此外，在双蒸发器模式下，室内蒸发器的较小换热量还导致冷凝器的送风温度更高，从而在相同条件下进一步提高出风温度。

图6 不同运行条件下的系统COP与SMER

图6展示了两种除湿制热模式在不同运行条件下的COP和SMER（Specific moisture extraction rate [kg⋅kW^-1⋅h^-1]，单位能耗除湿速率）。在压缩机速度恒定的情况下，随着送风湿度的降低，两种模式的COP和SMER均下降。

当送风湿度保持一致时，双蒸发器模式的COP随着压缩机速度的增加而降低。在相同的送风湿度下，当压缩机转速上升，两种除湿制热模式的有效制热量、除湿速率和压缩机功率均有所提高。在双蒸发器模式下，每增加一级送风湿度，有效制热量的增长率低于压缩机功耗的增长率，这导致随着压缩机转速的提高，系统COP下降。

相比之下，在60%送风湿度的单蒸发器模式下，由于室内蒸发器中潜热传递增强，随着压缩机转速的增加，COP有适度提升。此时，系统的有效制热量增长速度超过压缩机功耗的增长速度，从而略微改善了系统COP。

此外，随着压缩机转速的增加，两种模式下的SMER均有所下降。与单蒸发器模式相比，双蒸发器模式在相同条件下表现出更低的SMER，但获得了更高的COP。热泵系统除湿后的有效制热效率超过1，超过了PTC加热器的电加热效率。这表明热泵系统的除湿和制热功能不仅减少了窗户起雾的风险，还展示了显著的节能效果。

3.1.4.不同模式下系统性能参数比

假设车内干燥温度为23℃，相对湿度为60%，车内有5名乘客，人体水分产生率为0.48kg⋅h^-1。考虑到车内其他产生湿气的因素，应用安全系数1.3。因此，在这些条件下，乘客舱的总湿度负荷为0.63kg/h。

图7 两种模式系统性能参数比

图7展示了两种除湿制热模式下的系统性能参数比，这两种模式均满足除湿要求，并以相似的除湿速率运行。单蒸发器模式下，压缩机转速为3000r/min；而双蒸发器模式下，压缩机转速为4000r/min，分别达到0.82kg/h和0.77kg/h的系统除湿速率。

分析显示，在相同的除湿速率下，双蒸发器模式相比单蒸发器模式，压缩机功耗（W_comp）增加了55%。同时，热泵的SMER下降了37%。然而，出风温度（T_out）、有效制热量（Q_net）和系统COP分别提高了43%、110%和28%，这表明双蒸发器模式提供了优越的制热性能。

图8 串/并联模式下系统性能的比较

图8说明了在送风温度为18℃，湿度为80%时，串联模式与并联模式下双蒸发器的系统性能。结果表明，在相同运行条件下，相比并联模式，串联模式的有效制热量低25.5%~28.4%，COP低5.7%~9.0%。然而，MER（Moisture Extraction Rate，[kg⋅h^-1]，除湿速率）和SMER分别高67.8%~115.6%和28.9%~111.1%，这表明串联模式下的双蒸发器具有更优的除湿性能。

在本节中，分析了送风量对热泵系统性能的影响，具体条件为：压缩机转速4000rpm，室外环境温度7℃，室内送风温度18℃。

图9 送风量对系统除湿及制热性能的影响

图9(a)展示了不同送风湿度水平下，送风量对出风温度和相对湿度的影响。在固定送风湿度的情况下，增加送风量会导致出风温度降低，相对湿度升高。这是因为增大的空气流量增强了与冷凝器的换热，提高了冷凝器的换热量。然而，增加的送风量也降低了每单位空气的热量吸收，从而降低了出风温度。此外，较高的送风量加速了气流速度，缩短了空气与室内蒸发器之间的换热时间。这种换热时间的减少降低了单位空气的除湿量，导致出口气体的相对湿度增加。同时，由于送风量增加导致出风温度下降，进一步加剧了出口气体相对湿度的上升。值得注意的是，当送风湿度在60%~90%时，将送风量从300 m³⋅h⁻¹增加到400 m³⋅h⁻¹，会导致出口气体温度下降14.2%~16.5%，相对湿度上升37.6 %~45.1 %。

图9(b)展示了室内蒸发器换热量和除湿速率随不同送风湿度水平下的送风量变化的变化情况。观察到，在恒定的送风湿度下，增加送风量可以提高室内蒸发器的换热效率和除湿速率。当送风温度和湿度保持不变时，增加送风量会导致单位空气换热减少，蒸发器出风口温度升高，从而在相同条件下平均换热温差增大，进而增加换热量。此外，较高的送风量会导致气流速率增加，从而提高空气侧的换热系数，这反过来又提高了蒸发器的换热效率。同样地，随着送风量的增加，室内蒸发器的换热效率也得到增强，从而提高了除湿速率。具体来说，在送风湿度为60%的情况下，将送风量从300 m³⋅h⁻¹增加到400 m³⋅h⁻¹，室内蒸发器的换热量增加了320 W，除湿速率提高了0.09 kg⋅h⁻¹。在90%的送风湿度下，这种增强效果更为显著，换热量和除湿速率分别提高了334 W和0.27 kg⋅h^-1。这表明，在高送风湿度环境下，较高的送风量特别有助于放大系统的除湿能力。

图9(c)展示了室外蒸发器的换热量变化以及系统有效制热量随送风量的变化情况，这些变化是在不同送风湿度条件下进行的。观察发现，随着送风量的增加，室外蒸发器的换热量和系统的有效制热量均有所下降。送风量的增加增强了湿空气与室内蒸发器之间的换热，从而提高了室内蒸发器的换热效果。此外，室内蒸发器制冷剂入口和出口之间的焓差增加，而室外蒸发器的焓差减少。系统中的制冷剂循环流量相对稳定，导致室外蒸发器的换热量减少，从而降低了系统的有效制热量。具体来说，当送风量从300 m³⋅h⁻¹增加到400 m³⋅h⁻¹时，室外蒸发器的换热量减少了212 W~243 W，系统的有效制热量减少了68 W~209 W。此外，虽然送风量的增加通常会导致系统制热量的下降，但在高湿度条件下，这种影响会有所缓解。在这种情况下，随着空气流量的增加，潜热传递的增加部分抵消了室外蒸发器吸热减少的影响，从而减轻了送风量对系统有效制热量的影响。

图9(d)展示了在不同送风湿度条件下，送风量对系统COP和SMER的影响。在送风湿度恒定的情况下，增加送风量会导致COP下降而SMER上升，这是由于系统有效制热量和除湿速率的变化所致。随着送风量的增加，系统的有效制热量降低，而除湿速率提高。同时，压缩机的能耗仅受到微小影响。具体来说，在60%的送风湿度下，将送风量从300 m³⋅h^-1增加到400 m³⋅h^-1，会导致系统COP下降10.5%，SMER上升22.6%。同样，在90%的送风湿度下，增加相同的送风量导致COP降低3.2%，SMER增加18.1%。这一趋势表明，在高湿度条件下，增加送风量可以显著提高除湿能效，但会略微降低制热能效。

不同于传统的单蒸发器热泵系统，双蒸发器热泵系统中的制冷剂经历了两次节流过程和两次蒸发吸热阶段。EXV1节流并降低制冷剂的压力至中间水平，显著影响蒸发器的除湿速率和系统的整体运行性能。因此，本节探讨了EXV1阀开度对除湿的影响。实验在以下条件下进行：压缩机转速为4000r/min，室内送风温度为18℃，湿度为80%，送风量为300 m³⋅h^-1。

图10 EXV1阀开度对系统除湿及制热能力的影响

图10(a)展示了在不同的送风湿度水平下，室内和室外蒸发器的换热量随EXV1阀开度的变化。如图所示，在恒定的送风湿度条件下，阀开度增加会导致室内蒸发器换热量减少，而室外蒸发器换热量增加。阀开度的增加导致室内蒸发器的蒸发压力和蒸发温度升高，因此导致在相同的送风条件下，对流换热温差减小，室内蒸发器的换热量减小。在采用双蒸发器的热泵系统中，室内蒸发器换热量的减少与蒸发器出口处制冷剂干度的降低有关。因此，制冷剂在经过二次节流后进入室外换热器，增强了换热，从而增加了室外蒸发器的换热量。

此外，更大的阀开度增加了系统中的制冷剂循环流量，利用了室外蒸发器更大的换热面积，进而提高了其换热量。在测试条件下，将阀开度从18.4%扩大到23.2%，导致室内蒸发器换热量减少了17.1%~26.4%，而室外蒸发器换热量则增加了70. 5%~79.9%。通过控制电子膨胀阀的阀开度，可以有效调节两个蒸发器之间的换热量分布。

图10(b)展示了室内蒸发器在不同送风湿度水平下，随着阀开度变化的蒸发压力和除湿速率。观察到，在恒定的送风湿度条件下，阀开度的增加会导致蒸发压力上升和除湿速率下降。阀开度的增加扩大了电子膨胀阀的流通面积，导致制冷剂部分从冷凝器迁移到室内蒸发器侧，从而提高了蒸发压力。然而，除湿速率和室内蒸发器的蒸发压力紧密相关；随着蒸发压力的增加，制冷剂的蒸发温度也随之升高。因此，在送风条件不变的情况下，蒸发器外表面的温度也会升高，导致空气与蒸发器外表面之间的水蒸气分压差减小，从而降低除湿速率。具体来说，在送风湿度为90%时，将阀开度从18.4%增加到23.2%，蒸发压力会增加6.5%，而除湿速率则下降21.3%。同样地，在送风湿度为60%时，同样的阀开度增加会使蒸发压力上升11.1%，除湿速率减少79.1%。

此外，为了避免等湿冷却过程，应控制室内蒸发器前的电子膨胀阀的阀开度。在一定范围内调节阀开度可以有效控制系统的除湿能力。

图10(c)展示了在不同送风湿度条件下，阀开度对系统有效制热量和出风温度的影响。随着阀开度的增大，有效制热量和出风温度均有所提升，表现出相似的增长趋势。电子膨胀阀开度的增大减少了室内蒸发器的换热量，从而在恒定送风条件下提高了冷凝器入口空气温度，进而导致出口空气温度升高。系统的有效制热量（代表热泵出口空气显热的增加量）与热泵出风温度变化呈现相同趋势。值得注意的是，将阀开度从18.4 %扩大到23.2 %，有效制热量增加了9.9 %~19.1 %，出风温度升高了6.3 %~10.7 %。这表明通过调节电子膨胀阀的阀开度可以有效控制系统的制热能力。

图10(d)展示了在不同送风湿度条件下，阀开度对COP和SMER的影响。显然，在送风湿度恒定的情况下，阀开度增加会导致COP提高而SMER降低。这种现象是因为更大的阀开度增强了系统的有效制热量并降低了除湿速率。同时，压缩机的能耗受阀开度的影响很小。因此，随着阀开度的增加，系统的COP提高，而SMER降低。实验表明，将阀开度从18.4 %增加到23.2 %，系统COP提高了6.9 %~10.5%，同时SMER降低了23.8 %~78.1 %。因此，阀开度增加，有利于提高制热能效比，但以牺牲除湿能效为代价。

在这项研究中，提出了一种具有两种除湿制热模式的双蒸发器热泵系统。实验研究了在不同压缩机速度和送风湿度条件下，这两种模式的除湿和制热性能。此外，还考察了送风量和电子膨胀阀开度对双蒸发器系统性能的影响。结论总结如下：

(1) 随着送风量从300 m³⋅h^-1增加到400 m³⋅h^-1，双蒸发器系统的MER和SMER分别提高了19.1 %~20.9 %和18.1 %~22.6 %。相反，有效制热量和COP则略有下降，分别2.6 %~9.6 %和3.2 %~10.5 %。此外，当EXV1的阀开度从18.4 %提高到23.2 %时，系统的除湿速率和SMER显著下降了21.3 %~79.1 %和23.8 %~78.1 %，而有效制热量和COP则分别增加了9.9 %~19.1 %和6.9 %~10.5 %。

(2) 当送风的相对湿度超过70 %时，单蒸发器模式除湿表现出更优的性能和更高的除湿速率。单蒸发器模式的除湿速率比双蒸发器模式高30.0 %~38.7 %，SMER高23.2 %~29.0 %。相反，当送风的相对湿度低于70 %时，双蒸发器模式更为合适，并且表现出更强的制热性能。双蒸发器模式的有效制热量比单蒸发器模式高26.6 %~36.2 %，COP高25.9 %~53.7 %。

上述成果发表于International Journal of Refrigeration 168 (2024) 620–631

https://doi.org/10.1016/j.ijrefrig.2024.09.024（点击下方“阅读原文”可跳转链接）

编辑：刘可

审核：谭明飞、李康