1.1 蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統(tǒng)

本文中提出的新型電動汽車熱泵空調(diào)系統(tǒng)如圖1所示。通過引入蒸汽噴射器和帶補氣孔渦旋壓縮機實現(xiàn)了補氣增焓和準二級壓縮循環(huán)，增加了壓縮機出口冷媒排氣量，在相同壓比下降低了壓縮機排氣溫度，提高了熱泵系統(tǒng)效率。

圖1 蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統(tǒng)

此外，空調(diào)系統(tǒng)中增設(shè)了內(nèi)部冷凝器，專用于熱泵循環(huán)，實現(xiàn)空調(diào)箱內(nèi)制冷/制熱換熱器分離。傳統(tǒng)采用換向閥的熱泵空調(diào)系統(tǒng)中制冷/ 制熱共用換熱器時，制冷模式切換至加熱模式時，換熱器表面的冷凝水將立即蒸發(fā)霧化在擋風(fēng)玻璃上，不利于安全駕駛，實現(xiàn)制冷/制熱換熱器分離后就可以有效規(guī)避該隱患的發(fā)生。

本文中新型蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統(tǒng)壓焓圖與常規(guī)單級壓縮熱泵系統(tǒng)壓焓圖對比如圖2 所示。圖中常規(guī)熱泵系統(tǒng)流程為a-b-c-d。新型熱泵系統(tǒng)流程為1-3-4-5-7，蒸汽噴射器回路流程為2-3-4-6。從圖中明顯可見，壓縮機排氣溫度從b點下降至3點。

圖2 新型熱泵系統(tǒng)與常規(guī)熱泵系統(tǒng)壓焓對比圖

1.2 熱泵系統(tǒng)性能分析

根據(jù)蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統(tǒng)工作原理，可知如下性能：

 1）1-1'壓縮過程

W1-1'=(h1'-h1)/η1 （1）

2）2'-3二次壓縮過程

 W2'-3=(h3-h2')/η2 （2）

3）中間補氣過程

mVPIh2+h1'=(1+mVPI)h2' （3）

式中：W1-1'為壓縮機補氣前單位質(zhì)量制冷劑壓縮耗功，kJ/kg；h1'為壓縮機入口狀態(tài)點1 等熵壓縮至狀態(tài)點1'對應(yīng)的焓值，kJ/kg；W2'-3為壓縮機補氣后單位質(zhì)量制冷劑壓縮耗功，kJ/kg；h2'為壓縮機補氣狀態(tài)點2與壓縮機內(nèi)氣體混合后狀態(tài)點2' 對應(yīng)焓值，kJ/kg；η1和η2分別為絕熱等熵壓縮效率；mVPI 為蒸汽噴射器回路與蒸發(fā)器回路制冷劑質(zhì)量比值。

4）熱泵系統(tǒng)制熱量

Qk=(1+mVPI)(h3-h4) （4）

5）熱泵系統(tǒng)壓縮功

W=W1-1'+(1+mVPI)W2'-3 （5）

6）制熱性能系數(shù)（能效比）

COP=Qk/W （6）

式中：W 則為制熱消耗的電功率，主要為熱泵系統(tǒng)壓縮功。

利用式（1）~（6），可對不同實驗工況下實驗數(shù)據(jù)進行處理，從而對蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統(tǒng)與常規(guī)熱泵系統(tǒng)和目前普遍采用的PTC 加熱系統(tǒng)進行對比分析。

1.3 NVH問題描述

在售后問題的分析抱怨中，發(fā)現(xiàn)抱怨問題最多的類別是NVH問題。某些客戶提出在和別工況下存在異響。問題的表述為。整車勻速保持車速60-7-km/h范圍，對應(yīng)電機轉(zhuǎn)速3700-4200rpm，存在“嗚嗚嗚”人耳可識別噪聲，客戶描述嘯叫成都讓人無法接受。為了分析問題的產(chǎn)生機理和類型，須結(jié)合車輛的闡述和傳動原理，通過NVH試驗測試，對問題進行展開分析。

2.1 實驗裝置和條件

通過理論分析和設(shè)計計算研制了電動汽車用蒸汽噴射式準二級壓縮熱泵系統(tǒng)實物樣機（圖3），具體參數(shù)如表1所示。

圖3 新型熱泵系統(tǒng)實驗照片

 表1 實驗樣機具體參數(shù) 

將實驗樣機在汽車空調(diào)綜合性能試驗臺上進行性能測試?？照{(diào)實驗室按照國標建設(shè)，低溫?zé)岜脤嶒灴赏瓿?30 ℃工況以及低溫除霜實驗，高溫實驗可完成50 ℃內(nèi)高溫工況。實驗方法和數(shù)據(jù)處理方法均依據(jù)中國汽車行業(yè)標準QC/T 656-2000汽車空調(diào)制冷裝置性能要求和QC/T 657-2000汽車空調(diào)制冷裝置實驗方法。測試儀表符合QC/T 657-2000標準規(guī)定。實驗工況設(shè)置主要針對-10 ℃以下的低環(huán)境溫度工況，具體參數(shù)如表2所示。

表2 實驗工況具體參數(shù)表

2.2 實驗結(jié)果分析

1）結(jié)霜對外部蒸發(fā)器的影響

從圖4 中可以看出，隨著時間的推移，空氣側(cè)換熱系數(shù)減小，外部蒸發(fā)器出口壓力降低。由于起始制冷劑蒸發(fā)溫度較低，換熱溫差大，換熱能力強，導(dǎo)致空氣側(cè)部分水蒸氣凝結(jié)成霜，阻塞了換熱通道，空氣側(cè)流阻增大，換熱系數(shù)下降，換熱量減小。隨著換熱系數(shù)的下降，蒸發(fā)溫度也隨之下降，從而導(dǎo)致蒸發(fā)壓力下降，蒸發(fā)器出口壓力下降。

圖4 結(jié)霜對空氣側(cè)對流換熱系數(shù)影響 

從圖5 可以發(fā)現(xiàn)，隨著時間的推移，外部蒸發(fā)器冷媒流量也隨之下降。結(jié)霜雖然導(dǎo)致低壓下降，增大換熱溫差，但是由于結(jié)霜導(dǎo)致空氣側(cè)換熱流阻增加，相同背壓下風(fēng)量減少，因而雖然換熱溫差增大，總的換熱量仍然減小。隨著外部蒸發(fā)器結(jié)霜，蒸發(fā)溫度降低，蒸發(fā)器出口干度下降，壓縮機帶液運行，導(dǎo)致壓縮機耗功增大，制冷劑冷媒流量也下降。 

圖5 結(jié)霜對空氣側(cè)能力影響 

2）結(jié)霜對壓縮機的影響

由圖6中可見，由于壓縮機吸氣帶液，到時壓縮機等熵效率下降，同時由于外部蒸發(fā)器出口壓力下降，導(dǎo)致進入蒸發(fā)器的壓力也隨之下降，壓縮機壓比不斷增大。系統(tǒng)帶液運行，壓縮機耗功增大，導(dǎo)致排氣過熱度也增大。 

圖6 結(jié)霜對壓縮機性能影響

圖7 結(jié)霜對內(nèi)部冷凝器出風(fēng)影響 

3）結(jié)霜對內(nèi)部冷凝器的影響

由于外部蒸發(fā)器結(jié)霜，系統(tǒng)流量降低，壓縮機出口壓力不斷下降，排氣過熱度升高，進而導(dǎo)致內(nèi)部冷凝器入口壓力不斷下降。由于進入內(nèi)部冷凝器的制冷劑冷媒壓力減小，流量減小，換熱溫差變小，從而導(dǎo)致出風(fēng)溫度逐漸下降。

圖8 中可見，隨著結(jié)霜的加劇，內(nèi)部冷凝器壓力降低，系統(tǒng)內(nèi)制冷劑流量減小，導(dǎo)致?lián)Q熱溫差減小，空氣側(cè)能力逐漸下降。同時由于壓縮機吸氣帶液，耗功增加，空氣側(cè)制熱COP逐漸下降。 

圖8 結(jié)霜對內(nèi)部冷凝器性能影響 

4）除霜對系統(tǒng)性能的影響

圖9 中可見，利用逆循環(huán)對外部換熱器除霜時，系統(tǒng)蒸發(fā)低壓和冷凝高壓均隨著時間逐漸增大。此時外部換熱器冷卻風(fēng)扇處于關(guān)閉狀態(tài)。系統(tǒng)剛開始運行時，由于換熱器結(jié)霜，導(dǎo)致空氣側(cè)流阻增大。隨著除霜開始，空氣側(cè)流阻逐漸減小，高壓壓力逐漸升高，除霜結(jié)束后，壓力逐漸恢復(fù)正常，系統(tǒng)運行平穩(wěn)。 

圖9 除霜對系統(tǒng)壓力影響

圖10 中可見，利用逆循環(huán)對外部換熱器除霜時，壓縮機轉(zhuǎn)速維持在4500 RPM不變，壓縮機功率隨著時間逐漸增大。分析可以發(fā)現(xiàn)除霜開始時，外部換熱器翅片表面結(jié)霜，換熱系數(shù)較低，系統(tǒng)流量較小，壓縮機輸入功率低，隨著除霜結(jié)束，換熱量增加，系統(tǒng)流量增加，壓縮機的輸入功率不斷提高。 

圖10 除霜對壓縮機功率影響 

從圖11 中可見，從外部換熱器除霜開始，在2 分鐘30秒內(nèi)，外部換熱器表面霜層完全去除干凈。 

圖11 外部換熱器除霜過程