电动汽车作为清洁能源交通工具，其座舱热舒适性需求高，而空调系统是电动汽车主要耗能的辅助设备之一，其运行效率直接影响续航里程。
本研究旨在设计适配电动汽车的热泵空调系统，基于一次回风空调系统模型分析蒸发温度与出风口温度的关系，确定制冷和制热工况下的最佳蒸发和冷凝温度，并通过实验验证，为提升热泵空调系统性能与效率提供理论与实验支撑。
在热泵空调系统的长期发展中，设计阶段蒸发/冷凝温度的选择多依赖经验公式，缺乏具体的理论与实验验证，由经验公式推导的模型称为“ET模型”。蒸发与冷凝温度的经验公式如下：
本文基于一次回风系统模型开展最佳蒸发和冷凝温度的理论计算，并建立了蒸发温度与出风口温度的关联，分析蒸发温度变化对出风口温度的影响，通过一次回风系统模型量化该关系并计算出风状态，将出风口温度等数据与蒸发温度相关联，结果见表1。
表1 一次回风空调系统
确定理想蒸发温度需综合考虑车辆热负荷、蒸发器换热效率以及能耗等因素，通过平衡这些约束条件，得出适配冬夏舒适度的最佳蒸发温度。待系统各组件温度和压力值稳定时，分析压缩机输入能耗，同时量化车辆热负荷与蒸发器换热效率，如表2所示。
表2 蒸发温度与冷凝温度预测
电动汽车通过热泵空调系统控制座舱舒适度，系统的构建需基于车辆负荷。利用匹配分析平台的负荷计算功能，选取环境温度为-7℃和0℃、车内目标温度为18℃的制热工况，以及环境温度为38℃、车内目标温度为24℃的制冷工况。计算四种不同电动汽车的负荷，并且确定热泵空调系统在各种工况下的目标制冷量和制热量。
图1 不同车型参数与热负荷
图1展示了四种不同类型电动汽车的几何参数：微型车A、小型车B、SUV型C和中型车D。微型车A是本文研究的目标车辆。本研究计算并对比这些车型在不同工况下的热负荷，热泵空调系统通过循环产生冷热负荷以平衡座舱需求。
图2 电动汽车典型热泵空调系统
图2(a)为不同蒸发温度下热泵空调系统的压焓图。座舱利用蒸发过程产生的冷量制冷，利用冷凝过程产生的热量制热。蒸发温度是循环关键参数，其变化会影响压缩机性能，改变压比与冷凝温度，进而影响系统能耗与换热能力。
图2(b)为电动汽车典型热泵空调系统示意图，系统分为制冷剂侧循环与空气侧换热，制冷剂侧通过蒸汽压缩式热泵产生系统所需的制冷或制热量，这部分能量通过座舱内换热器与空气进行热交换。
根据负荷计算结果，开展电动汽车热泵空调系统的组件选型与设计计算。热泵空调系统如图3所示。
图3 热泵空调系统示意图
如图3(a)所示，当电磁阀1、4开启，电磁阀2、3关闭时，系统处于制冷模式。红线与红色组件表示高压段，蓝色为低压段。制冷剂经压缩机加压升温后，流经作为冷凝器的室外换热器2，经热力膨胀阀冷却减压后进入室内换热器1，蒸发换热后实现座舱降温，最后经储液器/干燥器返回压缩机完成循环。
如图3(b)所示，当电磁阀2、3开启，电磁阀1、4关闭时，系统切换为制热模式。此时室内换热器1作为冷凝器，制 冷剂经电子膨胀阀节流后，室外蒸发器进行换热完成制热循环。电动汽车有限空间内，电磁阀控制系统大幅简化了系统运行复杂度。此外，设计需考虑各组件尺寸，图3(c)展示了实验设备规格。
图4 实验系统部件图
为评估所设计的电动汽车热泵空调系统性能，搭建了实验装置。
图4(a)为适配热泵空调系统的车辆模型，实验台包含室内外环境舱，分别由独立单元控制温湿度。
图4(b)(c)为两种不同类型换热器，采用双流程与三流程结构，室外侧通过管路与送风口连接室内侧。
图4(d)为实验室内部场景，各柜体通过风管连接。图4(e)为压缩机布局细节，右侧为吸气口，左侧为排气口。
在压缩机、室内外换热器的进出口共设置6个测量点，配备温度和压力传感器记录数据。室内外换热器的进出口均安装温湿度传感器，测量环境舱内空气参数。实验装置主要参数的测量精度见表3。
表3 传感器参数
系统内所有温度测量采用高精度 K 型热电偶，压力测量采用压阻式传感器。实验测试工况参考汽车与空调行业测试标准，模拟夏季制冷与冬季制热场景，车内空气流量300 m³/h，车外空气流量950m³/h，入口风速4.5 m/s。通过改变换热器流程数与压缩机转速，研究不同环境温度下的系统性能，具体实验条件如表5所示。
表5 实验工况
电动汽车热泵空调系统中，混合空气与蒸发器、冷凝器进行换热，蒸发温度变化对出风口温度与系统能耗影响显著。计算不同蒸发温度下系统的送风温度，通过系统模拟确定能耗，结果如图5所示。
图5 不同蒸发温度下各参数的变化
如图5(a)所示，制冷工况下，出风口温度随蒸发温度升高呈线性增长，系统总能耗随蒸发温度升高逐渐降低。环境温度38℃时，蒸发温度从-6℃升至6℃，出风口温度从17.6℃升至18.3℃，系统总能耗减少409 W。制冷系统运行时，蒸发温度与压力升高导致系统压比降低，进而降低总能耗。蒸发温度与混合空气温差减小，导致出风口温度上升。
图5(b)展示了环境温度-7℃时，蒸发温度从-20℃逐渐升至-8℃过程中，出风口温度与系统能耗的变化。随着蒸发温度升高，出风口温度从28.9℃降至 23.4℃，能耗降低约245 W。制热工况下，蒸发温度升高使系统冷凝温度、冷凝压力、压比与内部功耗上升，但制热条件恒定时，冷凝温度升高导致其与混合状态点的温差增大，冷凝器向混合空气的散热量恒定，因此出风口温度下降。因此，需综合系统能耗与换热能力确定合适的蒸发温度。
如图5(c)所示，制冷工况下，蒸发温度升高使系统能耗降低，但换热能力也随之减弱，因此制冷模式下并非蒸发温度越高越有利。尽管ET模型能耗较低，但换热能力下降无法充分满足热负荷需求，综合最低能耗与充足换热性能，蒸发温度应设置在-2℃至2℃之间。
图5(d)展示了制热工况下换热效率与系统能耗的关系，趋势与制冷工况相似。ET 模型虽能满足热负荷需求且换热效率较高，但能耗也较高，制热模式下蒸发温度最佳范围为-16℃至-12℃之间。与ET模型相比，该最佳温区制冷工况换热效率提升约750 W，制热工况能耗降低约77 W。
图6 不同冷凝温度下各参数的变化
图6展示了不同冷凝温度下送风温度、系统能耗与换热效率的关系。
如图6(a)所示，冷凝温度升高使系统能耗降低，环境温度38℃时，冷凝温度从49.2℃升至69.5℃，出风口温度从17.6℃升至18.3℃，能耗减少409 W。反之，图
6(b)所示为环境温度-7℃时，蒸发温度从34.6℃升至54.3℃过程中，出风口温度与能耗的变化，冷凝温度升高使出风口温度从28.9℃降至23.4℃，能耗降低约245 W。
图6(c)(d)进一步表明，冷凝温度升高使能耗与换热效率均下降，ET模型推导的冷凝温度设计系统无法同时满足换热、热负荷与能耗需求。综合低能耗与充足换热性能，制冷工况冷凝温度应选择57.1℃至61.8℃，制热工况为42.4℃至48.8℃。因此，本研究制冷工况设定蒸发温度0℃、冷凝温度60℃，制热工况设定蒸发温度-14℃、冷凝温度46℃。
确定蒸发温度后，通过实验验证所设计热泵空调系统的性能。制冷工况环境温度38℃，图7所示为不同压缩机转速下各参数的变化。
图7 制冷工况下不同压缩机转速对应的各项参数
如图7(a)、(b)所示，温度与压力均随压缩机转速升高呈稳定上升趋势，导致压缩机功耗、压比与空气做功能力提升。相同压缩机转速下，三流程换热器的吸排气温度与压力高于双流程换热器，排气侧温度与压力提升尤为明显。
图7(c)显示，COP随压缩机转速升高而下降，双流程换热器COP高于三流程，4000 rpm时双流程换热器COP比三流程高3%。
如图7(d)所示，出风口温度随压缩机转速升高而降低，三流程换热器出风口温度略高于双流程，出风口温度集中在13至18℃，COP越高，对应出风口温度越高。高转速下压缩机功耗增长超过制冷量增长，导致COP下降。
图8 制热工况下不同压缩机转速对应的各项参数
图8所示为制热工况，环境温度-7℃下不同压缩机转速时各参数的变化。
图 8(a)(b)为吸排气压力与温度的变化，压缩机转速升高使吸气温度与压力降低，排气温度与压力升高。压缩机转速恒定时，双流程换热器的吸排气温度与压力略高于三流程，吸气侧差异更显著，温度约高6%至9%，压力约高3%至8%。
图8(c)(d)展示了热泵空调系统COP与出风口温度的变化，COP随压缩机转速升高而下降。2000 rpm时，三流程换热器COP高于双流程，3000至4000 rpm 时，三流程换热器COP略低。出风口温度随压缩机转速升高而上升，双流程换热器出风口温度略高于三流程。
评估所设计热泵空调系统性能时，除了考虑吸排气温压、COP与出风口温度之外，还需评估系统的换热性能。图9所示为不同压缩机转速下换热效率的变化。
图9 不同压缩机转速下的换热效率变化
制冷与制热模式下，压缩机转速升高均会增加压缩机功耗，进而提升换热效率，换热器流程数不影响换热趋势。压缩机转速恒定时，双流程换热器换热效率高于三流程，制冷工况下高6%至8%，制热工况下性能相近。三流程换热器制冷剂管路长于双流程，相同质量流量下制冷剂通量更大，导致三流程换热器制冷剂侧压降增加，换热效率降低，因此其换热能力小于双流程换热器。图9中蓝色线为系统换热需求的阈值，运行点低于该线表明无法满足冷热负荷需求，高于该线表明具备充足热负荷能力。
图10 不同压缩机转速下实验与理论出风口温度的对比
为确定出风口温度，分析不同压缩机转速下的换热能力，并与实验获取的出风口温度对比，结果如图10所示。
图10(a)呈现了制冷工况下出风口温度的实验数据与理论预测值，压缩机转速升高使换热能力提升，风量恒定时，转速升高导致出风口温度降低，双流程换热器出风口温度略高于三流程，理论计算结果与实验趋势一致，但理论出风口温度略低，2000 rpm时理论与实验出风口温度最大偏差约为9.1%。
图10(b)所示为制热工况下出风口温度的对比变化，压缩机转速升高使换热效率增加，风量恒定时，转速升高导致出风口温度降低，理论结果略低于实验值，2000 rpm时理论与实验出风口温度最大偏差约为9.9%。
不同工况下，一次回风理论模型计算的出风口温度与实验结果对比误差均在 10%以内，验证了理论计算模型准确确定出风口温度的能力，且与实际情况高度吻合。
本研究深入分析了目标车辆在冬夏工况下的冷热负荷，通过计算不同蒸发/冷凝温度下座舱出风口温度与系统能耗，设计了适配该车辆的热泵空调系统，建立了最佳蒸发/冷凝温度的选择标准，通过实验研究验证了设计合理性，主要研究成果与结论如下：
(1) 提出了结合一次回风空调系统模型的热泵空调系统最佳蒸发/冷凝温度确定方法，发现蒸发与冷凝温度升高可提升出风口温度并降低能耗。制冷工况最佳温区为蒸发温度-2℃至2℃、冷凝温度57.1℃至61.8℃；制热工况为蒸发温度-16℃至-12℃、冷凝温度42.4℃至48.8℃。与ET模型相比，该温区显著提升制冷换热能力，降低制热能耗。
(2) 通过设计的热泵空调系统的制冷和制热性能验证了设计的合理性。通过对比不同工况下的出风口温度，利用实验数据验证了理论计算模型。不同工况下的一次回风空调系统模型计算的出风口温度与实验数据偏差均在10%以内。
上述成果发表于Applied Thermal Engineering 252 (2024) 123708
https://doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2024.123708（点击下方”阅读原文”可跳转此链接）
整理：骆蒙蒙
排版：刘可
审核：李康
