摘要：电动汽车热泵体系正在低温境遇存正在制热量不够的题目，一种可行的改观形式是接管电动汽车的废热来晋升热泵体系的制热量。本文通过试验伎俩，搭修了以R134a为工质的电动汽车热泵体系试验台，正在境遇温度-7 ℃、余热接管量为1.0 kW情景下，探索了热泵体系正在串并联余热接管形式运转时的本能。通过改革压缩机转速，比照了2种余热接管形式的运转特色、制热本事及制热功效。探索结果证据：并联余热接管形式制热本事优于串联余热接管形式，最大可扩大0.96 kW，且2种形式制热量均横跨3.0 kW；并联余热接管形式功耗大于串联余热接管形式，最大可众0.63 kW；并联余热接管形式的COP略低于串联余热接管形式，但2种形式COP均大于1.5。按照2种形式特色的试验侦查，本文提出一种节能高效的余热接管左右战略。

短序热泵体系是电动汽车支持乘员舱舒畅与提防电池包过热的一种牢靠伎俩，其采暖功效较目前广泛利用的PTC电加热器要高，从而受到各大主机厂的青睐。目前行业内各大车企都正在针对热泵体系做深远的探索并纷纷将热泵身手推上电动汽车，已知搭载热泵体系上市的汽车车型有宝马i3、奥迪Q7 e-tron、丰田Prius、特斯拉Model Y等。但利用R134a制冷剂的热泵体系因为受制冷剂特色与压缩机压比的局限，正在低温境遇下制热量不够，无法满盈满意乘员舱采暖哀求，普及低温境遇（如-7 ℃）热泵体系制热量的一种可行改观形式是接管电动汽车动力体系废热。

2014年，AHN 等开荒了一种 R134a双热源电动汽车热泵体系，可同时从境遇和动力体系吸热。其试验结果证据，正在境遇温度-10 ℃，废热量1.5 kW情景下，双热源形式的制热量与COP较境遇单热源形式分袂晋升了10.5%与4.3%。2015年，SUH等策画了一种电动大巴热泵体系，正在热泵形式下，通过水冷板式换热器接管电机发生的废热，结果证据采暖所花费的电量占总电耗比例低于25%，可使电动大巴因为空调的利用导致的续航里程衰减小于20%。2018年，BELLOCCHI等搭修了一套可接管气氛显热与潜热的热泵体系，试验结果证据该热泵体系可下降续航里程衰减率2%～6%。2019年，李萍等策画了一套带有废热接管的四通换向阀热泵空调体系，正在余热接管形式下车外换热器与板式换热器并联分袂接收气氛与电机侧水道热量，理解了电机废热量发生顺序并对废热接管体系实行了整车试验探索。结果显示，境遇温度为-7 ℃、废热量为1.0 kW时，废热接管使制热量最大扩大了0.8 kW，相应COP由1.4晋升到了1.8，但仅靠废热接管的热量以及热泵体系发生的制热量照旧不行满意车内舒畅度的哀求。

本文策画了一套热源为境遇气氛、电机废热与电池热的电动汽车热泵体系，具备2种余热接管形式：串联余热接管形式，车外换热器与余热接管换热器串联正在一同；并联余热接管形式，车外换热器与余热接管换热器并联正在一同。通过试验法子，探索了境遇温度-7 ℃、余热量1.0 kW情景下差别压缩机转速对体系本能的影响；集合试验结果，提出了一种节能高效的余热接管左右战略。

图1 试验安装及测试体系Fig.1 Schematic diagram of test device and test system试验正在汽车空调体系本能试验室实行，通过孑立的制冷体系和加热加湿体系左右境遇形态。试验台架各个部件按照实车机舱实行陈设，并通过自助策画的左右器实行左右。

图2 电动汽车热泵2种余热接管形式示意Fig.2 Schematic diagram of two waste heat recovery modes for electric vehicle heat pump system热泵体系由电动压缩机、空调箱（蕴涵蒸发器，车内冷凝器，温度风门等）、车外换热器，余热接管换热器、电子膨胀阀、热力膨胀阀、截止阀、气液分散器等构成，通过水PTC电加热器模仿电机发烧与电池包发烧。当运转串联余热接管形式时（图2（a）），温度风门置于全热身分，截止阀闭塞，水泵1开启，水泵2闭塞，此时高温高压制冷剂气体经车内冷凝器冷凝放热加热气氛，冷凝后的制冷剂液体扫数经电子膨胀阀1减削晚进入车外换热器蒸发吸热，车外换热器出来的制冷剂再经由余热接管换热器1通过冷却液接收PTC电加热器1（模仿电机）发生的热量，制冷剂结果通过气液分散器返回压缩机。当运转并联余热接管形式时（图2（b）），温度风门置于全热身分，截止阀开启，水泵1闭塞，水泵2开启，此时高温高压制冷剂气体经车内冷凝器冷凝放热加热气氛，冷凝后的制冷剂液体分成两道，一齐经电子膨胀阀1减削晚进入车外换热器吸热，另一齐经截止阀后通过电子膨胀阀2减削晚进入余热接管换热器2蒸发通过冷却液接收PTC电加热器2（模仿电池包）发生的热量，结果两道制冷剂混淆经气液分散器返回压缩机。正在试验安装各个测点陈设铂电阻与压力传感器来衡量制冷剂侧的温度和压力，采用体积流量计衡量水的体积流量，电压表与电流表衡量压缩机的运转电压与电流，T型热电偶衡量气氛侧温度，各衡量精度睹表1，通过谋略机软件实行数据搜聚和处分。表1 试验台要紧参数衡量精度Tab.1 Measurement accuracy of main parameters of the test bench

试验采用车用电动涡旋式压缩机，排量为34 cm3/r，供电电压为直流350 V，转速调整领域为1 000～8 000 r/min，利用编制的左右软件实行转速调整。车外换热器为三流程竖排平行流换热器，外形尺寸（长×宽×高）645 mm×12 mm×373 mm；车内冷凝器为双排双流程平行流换热器，外形尺寸（长×宽×高）为145 mm×28 mm×206 mm；余热接管换热器1和2均为板式换热器，外形尺寸（长×宽×高）150 mm×76 mm×100 mm。水泵为12 V直流无刷型，额定功率110 W；PTC电加热器供应电压为直流350 V，额定制热量5.0 kW；截止阀为电控直流12 V驱动常闭型，电子膨胀阀本事为7.034 kW，开度领域为0～576步。体系的制冷剂充注量通过制冷剂充注量试验确定为0.9 kg。本文制热成果比照的测试工况睹表2，水体积流量固定为8 L/min，调整电子膨胀阀1使得车内冷凝器出口制冷剂过冷度正在10 ℃支配，调整电子膨胀阀2使得余热接管换热器2出口制冷剂过热度仍旧5 ℃支配。

图3示出了串、并联余热接管形式正在压缩机转速为6 000 r/min时运转的体系轮回p-h弧线 串并联余热接管形式的运转p-h弧线 The operating p-h diagram of series and parallel waste heat recovery modes由图3可知，并联余热接管形式的吸排气压力要高于串联余热接管形式的吸排气压力。这是因为串联余热接管形式下，余热接管换热器1置于车外换热器的下逛，因为车外换热器和结合管道的压降，余热接管换热器1制冷剂侧的压力低于车外换热器内制冷剂压力，而压缩机又置于余热接管换热器1下逛，压缩机吸气压力又要低于余热接管换热器1内制冷剂压力；正在并联余热接管形式，余热接管换热器2与车外换热器置于差别岔道，余热接管换热器2内制冷剂的压力不受制于车外换热器内制冷剂压力，吸气压力是两者压力的中和。因而，并联余热接管形式的车外换热器蒸发压力会低于串联余热接管形式的蒸发压力，这有利于车外换热器的换热。图4示出了串、并联余热接管形式正在差别压缩机转速下吸排气压力的变更比照。由图4可知，吸气压力跟着压缩机转速的升高而下降，排气压力跟着压缩机转速的升高而升高。压缩机转速由4 000 r/min晋升到8 000 r/min，串联余热接管形式的吸、排气压力分袂由0.049 MPa下降至0.005 MPa与由0.850 MPa晋升至1.150 MPa。并联余热接管形式的吸、排气压力则分袂由0.066 MPa下降至0.024 MPa与由0.900 MPa晋升至1.640 MPa，较串联余热接管形式分袂晋升了0.016～0.019 MPa与 0.050～0.490 MPa。

图4 串、并联余热接管形式差别压缩机转速下吸、排气压力比照Fig.4 Comparison of suction and exhaust pressure at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes图5 ，6分袂示出了串、并联余热接管形式车内冷凝器出风温度与制热量随压缩机转速的变更比照。

图5 串、并联余热接管形式差别压缩机转速下车内冷凝器出风温度比照Fig.5 Comparison of cabin condenser outlet air temperature at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes

图6 串、并联余热接管形式差别压缩机转速下车内冷凝器制热量比照Fig.6 Comparison of cabin condenser heating capacity at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes由图5，6可知，串、并联余热接管形式的冷凝器出风温度与制热量随压缩机转速的晋升而晋升。压缩机转速由4 000 r/min晋升到8 000 r/min，串联余热接管形式的冷凝器出风温度与制热量分袂由25 ℃晋升到37 ℃与由3.16 kW晋升到4.35 kW。并联余热接管形式的冷凝器出风温度与制热量分袂由26 ℃晋升到47 ℃与由3.25 kW晋升到5.31 kW，这是因为并联余热接管形式的吸气压力较高，较高的吸气压力意味着更大的吸气制冷剂流量，且并联余热接管形式的车外换热器蒸发压力较低能从境遇中接收更众的热，因而并联余热接管形式的制热本能较好。并联余热接管形式车内冷凝器出风温度与制热量较串联余热接管形式的晋升水平随压缩机的晋升而升高，压缩机转速8 000 r/min时冷凝器出风温度与制热量晋升了10 ℃与0.96 kW。寻常情景下，-7℃境遇温度下车厢的稳态均匀热负荷约3.0 kW，瞬态均匀热负荷约5.0 kW。因而串、并联余热接管形式正在压缩机转速4 000 r/min时均可满意-7 ℃境遇下舒畅车厢温度的支持，而并联余热接管形式正在压缩机转速8 000 r/min时可满意车厢的瞬态升温哀求。

图7 串、并联余热接管形式差别压缩机转速下压缩机功耗比照Fig.7 Comparison of compressor energy consumption at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes由图7可知，串、并联余热接管形式的压缩机功耗随压缩机转速的晋升而晋升。因为并联余热接管形式制冷剂流量大于串联余热接管形式，且吸排气压力压差更大导致压缩机容积功效与等熵功效都低落，因而并联余热接管的压缩机功耗大于串联余热接管形式。压缩机转速越高，并联余热接管形式较串联余热接管形式的制冷剂流量与压缩机吸排气压差的差值越大，压缩机功耗的差值也就越大。压缩机转速由4 000 r/min晋升到8 000 r/min，串联余热接管形式的压缩机功耗由1.05 kW晋升到2.45 kW；并联余热接管形式的压缩机功耗则由1.08 kW晋升到3.08 kW，并联余热接管形式压缩机功耗较串联余热接管形式最大可众0.63 kW。由图8可知，串、并联余热接管形式的COP随压缩机转速的晋升而下降：压缩机转速为6 000 r/min时2种形式的COP均大于2.0；压缩机转速为8 000 r/min时2种形式COP均大于1.5，制热功效优于PTC电加热器。并联余热接管形式的压缩机功耗固然大于串联余热接管形式，但制热量也取得较大晋升，因而COP低落水平很低，最大低落0.05。

图8 串、并联余热接管形式差别压缩机转速下COP比照Fig.8 Comparison of COP at different compressor speeds for series and parallel heat recovery modes通过以上数据理解，可知并联余热接管形式制热本事具备上风不过功耗相对较高，串联余热接管形式正在功耗与制热功效方面有较好的发挥。冬天电动汽车行驶经过中，起源的15 min需求将车厢均匀呼吸点温度急速晋升到20 ℃，该经过需求的制热量较大（约5.0 kW），之后车厢所需求的制热量减小（约3.0 kW）。鉴于串并联余热接管形式各自的特征，正在现实运转经过中，正在起源的15 min内压缩机高转速运转下的并联余热接管形式易满意车厢升温哀求，待车厢温度达20 ℃进入稳态形态后，下降压缩机转速并转换为串联余热接管形式支持车厢温度可有用下降压缩机功耗。该运转战略既可能合理应用电池电能，又不作古驾驶和平性与乘员舒畅性；整体的左右逻辑有待整车进一步的探索与试验验证。（1）并联余热接管形式的车外换热器蒸发压力低于串联余热接管形式，余热接管换热器的蒸发压力高于串联余热接管形式，最终并联余热接管形式的压缩机吸排气压力均高于串联余热接管形式。（2）并联余热接管形式的车内冷凝器制热本事与出风温度高于串联余热接管形式，压缩机转速4 000 r/min时制热量2种形式均横跨3.0 kW，压缩机转速8 000 r/min时并联余热接管形式制热量横跨5.0 kW，串联余热接管形式横跨4.0 kW；串联余热接管形式车内冷凝器出风温度可达25～37 ℃，并联余热接管形式车内冷凝器出风温度可达 26～47 ℃。（3）并联余热接管形式制热量高，相应压缩机功耗也高于串联余热接管形式，最众可达0.63 kW；并联余热接管形式COP略低于串联余热接管形式，但不同不大，2种形式COP均横跨1.5，最大可达 3.0。

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