电动汽车的一个可逆热泵系统除霜过程的参数分析

1、 电动汽车的一个可逆热泵系统除霜过程的参数分析 摘要使用含有电动汽车热需求的PTC元件的电阻加热器会减弱明显的巡航范围。对于这一问题，可逆的冷却和加热系统是一个最有效果的解决方案。然而,在热泵模式下，热交换器的表面结霜会降低系统的性能和效率。因此，一个有效的除霜方法是受益于热泵结霜工况下的关键。在本文中，讨论一下两点：1、一个逆循环除霜过程可逆的冷却的测量结果.2、对于城市电动汽车，使用二氧化碳作为工作流体在选定的操作条件下的加热系统。更进一步来说，建立了一个临时的Modelica仿真模型用来评估在除霜和优化工艺参数不同的情况下所带来的影响。仿真结果表明：在除霜过程，不同的节流阀的开口会产生不

2、同的效果，并且会有一个较为理想的节流阀开度，相比于其它阀门开度，在此开度下表现出除霜效率较高，除霜时间较短。A B S T R A C TThe use of resistance heaters with PTC elements to cover the heat demand of electric vehicles reduces significantly the cruising range. Reversible cooling and heating systems are one of the most promising solutions for this problem

3、. However, in heat pump mode the frost formation on the exterior heat exchanger reduces the performance and efficiency of the system. Therefore, an efficient defrostingmethod is crucial to benefit from the heat pump also under frosting conditions.In the present paper, measurement results of a revers

4、e cycle defrosting process on a reversible cooling and heating system using CO2 as working fluid for an electric city car at chosen operating condition are discussed. Further, a transient Modelica simulation model was set up in order to assess the impact of different parameters during defrosting and

5、 to optimize the process. The simulation results showed theeffect of different throttle valve openings on the defrosting process and a best performing valve-opening,where the defrost efficiency was higher and the defrost time was shorter compared to the other cases.重点部分 ： 1、建立一个逆循环除霜过程的瞬变模型。 2、进行膨胀阀

6、开度的参数分析。 3、在热交换器中建立一个可视的模拟霜厚。 4、存在一个关于除霜时间和除霜效率的最佳节流阀开度。 5、过低的冷却剂流量会造成明显较长的除霜时间。 目录 摘要1A B S T R A C T11、简介3、逆循环除霜：3、以CO2 为自然工质的可逆冷却和加热的系统41.1 测量过程41.2 实验部分41.3 实验过程42、仿真模型52.1 制冷剂循环的组件模型52.2 结霜模型53、结果与讨论64、结论95、参考文献101、简介与传统汽车相比，电动汽车以较少的余热加热乘客舱。因此，车厢内较低环境温度的热需求需要额外的热源去弥补。而含PTC元件的电阻加热显著降低电动车辆的巡航范围，使

7、用A/ C系统作为热泵是一种更高效节能的解决方案。在热泵模式下，热交换器的表面作为制冷剂的蒸发器。在较低的环境温度条件下，热交换器表面的温度会降到0以下，因此这将导致热交换器的表面温度低于水的结晶点。这就是热交换器表面霜形成的前提条件。由于热交换器较低的热导率，越来越多的霜层会减弱了热交换器的性能，这导致了其加热能力以及热泵性能系数的减弱。因此，有时除去热交换器表面上的霜是必要的，而且一个有效的除霜方法是受益于热泵结霜工况下的关键。Dong 1 中提到的测量结果，除霜能量消耗占空气源热泵制热运行操作时总能耗的10%。考虑能源效率，通过热除霜制冷剂将热交换器表面上的霜除去的除霜方法被认为应该是最

8、有效的方法 2 。所建立的两个方法采用这种原理：、逆循环除霜：使用换向阀，制冷剂可以在加热模式和制冷模式之间周期性转化。然而在加热模式下，热交换器的外部作为蒸发器而且会在其表面形成霜；在制冷模式下，它作为气体冷却器或者冷凝器。因此，高温的冷却剂从压缩机中到热交换器的表面可以除去其表面的霜。高温气体除霜：压缩机中的高温气体经过旁通阀直接扩散到热交换器表面除去其表面的霜。应用于汽车中，逆循环除霜的方法有部分较高温度除霜方法的性能优点，原因在于环境空气或舱室空气可以被作为热源。然而高温气体除霜仅使用来自压缩机的能量。更进一步来说，可逆冷却和加热系统不需要额外的阀或者旁通阀来控制逆循环除霜。这个方法的

9、局限性在于在除霜过程中会在室内的热交换器中形成冷凝水或者霜，当切换至加热模式时，会导致闪光灯雾化并且冷空气通过室内热交换器，不能进入到车厢内，起不到明显的降温效果。因此，有必要在空调箱上安装一个装置来将室内热交换器产生的气体排放到车厢内。对逆循环除霜的一些研究陈列如下：Huang et al. 3研究表明不同风机的起动方法对空气性水源热泵性能的影响；Wenju et al4 讨论了利用热能对空气源热泵蓄逆循环除霜的方法；Dong et al 1 研究了在逆循环除霜操作中的热供应和能源消耗；为城市电动汽车设计一项使用自然工质CO2作为工作流体的可逆冷却和加热系统（第2部分）。Steiner an

10、d Rieberer 5 讨论了该系统在结霜工况下的性能。在本文中，将呈现该系统在逆循环除霜过程中的测量结果和仿真模拟结果。由于结霜和除霜原本就是个瞬变的现象，在结霜工况下，我们常使用稳态模型去预测其性能是不具备足够说服力。因此，为了模拟和优化除霜过程，使用the Modelica “AirConditioning” library 7 来建立一个瞬态仿真模型。、以CO2 为自然工质的可逆冷却和加热的系统 可逆的冷却和加热系统的组成部分见原理图(图1)所示:电动径向活塞式压缩机的最大排量6cm3/r和最高转速每分钟6000转。两个开关阀，一个置于高压区，另一个置于低压区，目的为了在冷却和加热模

11、式之间可以相互转换.热交换器的吸收管路膨胀阀蓄电池在加热模式中，压缩机的速度由PID控制器来调节，使内部热交换器的进口温度保持在60。在除霜过程中，压缩机的转速保持在1500r/min.1.1 测量过程 在文中3.1所描述的实验部分来主导逆循环除霜的测量，实验程序在文中3.2部分描述。1.2 实验部分实验部分如图2所示，该项实验由外室、内室组成，这两室所能适应的温度范围在-15到50。温度、湿度以及质量流或者传感器的排量在内、外部热交换器饿上部分管路中测量。之后在内、外部热交换器下部分管路中的要素中温度用温度计来测量。另外，在外部热交换器的前面放置一台相机，去记录霜的形成。在冷却一侧，每个元件

12、的上下部分都需测量其温度和压力。在冷却一侧，用coriolis质量流测量仪器来测量其质量流速率。外室包含连接外部热交换器的真空管。1.3 实验过程该系统在热泵模式的条件下进行，直到外部热交换器被覆盖上霜为止。然后，压缩机停止工作，直到压力值大致保持不变（约20s）同时切换阀起作用，切换至逆循环除霜的A/C模式。随后压缩机再次起动，以1500r/min的速度工作。热交换器的径向流风机在测量过程中保持恒定的速度。2、仿真模型2.1和2.2部分描述了用于模拟制冷剂循环和霜层模型的基本原理。2.1 制冷剂循环的组件模型压缩机通过测量得到其性能图来获得容积效率（方程1），等熵效率（方程2）和取决于压缩机

13、速度和压缩比的有效等熵效率（方程3）。压缩机内部的发热忽略不计。热交换器模型是以Modelica AirConditioning Library 7模板为基础来计算内部热交换器真空管侧的the correlation of Haaf 8 ，从而来计算其相关系数Nusselt-number。对于外部热交换器。the correlation fromChang andWang 9 来计算真空管侧热传递的相关系数。在冷却侧，蒸发和单向流的热传递的实现已经应用在内部热交换器。根据Kandlikar 10，它采用两相沸腾传热相关系数和数值化的单相传热。由于数值稳定性的原因，两个常量的单相、双向区已经被应

14、用于外部热交换器。冷却侧的压力是通过在二次损失函数测量的基础上计算出其压力值。产生的热量流向霜层，这一热量Qfront是通过计算湿空气和墙之间的能量平衡来得到其数值。根据DIN EN 60534-2-1 11，膨胀阀模型所确定的质量流量为可压缩流体流动。在亚临界状态下，它已被证明在除霜过程中能给予系统的反馈。冷却剂质量流量是根据来计算有效流量。计算二氧化碳冷却剂的性能，随着the short equation of state proposed from Span and Wagner12以及增强一样的样条插值之间的相和使有效的边界起动动态模拟的效果。2.2 结霜模型The Modelica

15、library AirConditioning包含了热用有限体积的空气流模型，把霜的生长考虑在内。结霜模型是以著作Proelss and Schmitz 13为基础。越来越多生长着的霜层的性能取决于很多参数（例如形成冰晶体等），从文献的实证相关性来看，Proelss and Schmitz 13描述了不同的现象。霜层modeled in a lumped manner with homogeneous temperature在一个以集中的方式，温度均匀的and variable frost thickness, is integrated in the air cell of the disc

16、retised、可变霜层厚度，集成在离散化的空气电池的heat exchanger model. It is based on the assumption that换热器模型。它是基于假设condensing water freezes when the resulting temperature is below冷凝水结冰时的温度低于the freezing point. The condensing water flow rate is calculated冰点。冷凝水流量的计算according to Eq. (5), where the driving force is the di

17、fference in根据式，其中周围空气的湿度比与浓度saturated moist air at wall temperature. Based on the analogy of饱和湿空气在管壁温度上的驱动力是不同的concentration between the humidity ratio of the ambient air and。依据heat and mass transfer 14，传质系数Bcomputed from the heat transfer coefficient a (Eq. (6).，计算出的传热系数进一步的参数关于霜的表面密度决定了霜的生长层。霜表面面密

18、度的计算在the empirical correlation from Hayashi et al. 15 中有介绍，这面密度取决于表面温度。所用到的霜模型是没有水的扩散而冻结成型，因此这将形成致密的霜层。整个水在霜层表面流动被认为是改变了霜层的厚度。 霜层的热导率取决于各种参数，如冰晶体的形状和排列方向，使建立其物理模型较为困难。虽然，许多作者认为霜层的厚度对导热系数的影响在于用霜模型的相关性来体现。Yonko and Sepsy 16 用来计算霜层平均密度的热导率。平均的霜密度射频pf,avg，可以由霜层的总质量和厚度来计算。产生的热流量流经霜层时，霜层的热量Q_ frost，它由湿空气与

19、墙之间的能量平衡来计算得到的，公式：墙上的热流量Qwall的计算是根据导热系数以及霜层温度梯度的计算得到，公式：在真空管一侧，由于水分和冷凝水的原因引起明显和潜在的发热。该模型采用一种算法，这一算法可以根据霜表面的温度来判断出其是冻结还是融化状态。用热量去除霜层的办法可以改变霜层的温度或者质量的变化。融化热或者凝固热是与冰的融化或水的凝结有关。融霜层的温度假定不变（0）并且近似Q_ frost =Q_ melt当作用来融化霜层的热量。仿真模型不考虑水的积累，它假定冰融化后，水立即流走。因此，冷冻或融化的水再蒸发模型是不可能的。初始霜层的均匀边界条件是df = 0.55mm并且射频平均密度为pf

20、,avg =250 kg/m3。3、结果与讨论图显示了在除霜过程中外部热交换器的状况。在左上图片4，冷却剂的流动方向做了标记。根据视频数据记录，逆循环工艺过程完成大约需要1分35秒。使用测量压缩机的转速作为模拟输入，仿真模型预测整个霜在融化1分30秒后的状况，这与视频记录的数据一致。图6描绘了排气压力以及在除霜过程中，外部热交换器的冷却剂，其入口和出口的排气温度的实验结果和仿真结果。通过仿真模型预测初始排气压力时其压力值变化较大，原因在于仿真模型没有包括管的体积和切换阀。压缩机工作的排气压力达到37bar大约15秒后，此时对应2的饱和温度。在除霜过程中，这一压力值会略有增加，在2分30秒后，压

21、力值会达到38bar.除霜过程中吸收管的压力大致保持在21bar，这相当于18的饱和温度。1分钟后，外部热交换器的进口温度从-10增加至40.融霜过程良好的传热造成外部热交换器的出口排气温度略高于0。1分30秒后，对比测量结果，模拟放电压力以及外部热交换器的进口和出口温度都有明显的增加，造成这一现象的原因是由于假设的仿真模型是霜融化成水后立即排出，然而实际。测量的过程中有相当大的一部分水仍然在热交换器里。当系统切换回热泵模式时，热交换器中剩余的水会导致结霜的速度更快。因此在除霜后，吹干热交换器的附加措施也可能是一种方法。图显示了再除霜过程中，压缩机的功率和制冷剂的质量流量。启动压缩机的功率大约

22、为270 W 。制冷剂的质量流量在达到24Kg/h几乎恒定后，会略有下降到20Kg/h。制冷剂质量流量的仿真模型结果表明与实际测量有存在21%的最大相对误差和6.8%的平均相对误差。压缩机的功率最大相对误差为19%，平均相对误差为4.9%。以下的简化为了增加数据的稳定性以及避免仿真模型的失效，这可能会引起些误差： 忽略管道和切换阀的体积和质量。 简化外部热交换器的传热方式 假设霜融化后的水立即排出然而，模拟压缩机的工作压力Wdefrost 作为确定除霜效率最为重要的值，其引起的相对误差仅为1.6%。因此，依据这些参数分析的仿真结果可以看出，不同的节气门开度（对应于不同阀的开度）似乎是合理的，因

23、为可以通过该仿真模型预测数据的走向。图显示了节气门开度在0.005到0.015范围内与除霜时间的结果，这与使用膨胀阀的开度范围相一致。显然，除霜时间随着阀门开度的增加而增加，但是根据仿真结果，过小的节气门开度会抑制快速的除霜进程。为了找到导致一现象的原因，对以下3个阀门开度作了更深一步的研究： 最低除霜时间的阀门开度，参考“Kvopt”值 85%的“Kvopt”表明了过小节气门开度的影响。 150%的“Kvopt”表明过大节气门开度的影响。图显示了上述所提到3个阀门开度的冷却过程对比结果。明显，开度为85%的阀，在除霜过程中，冷却剂在外部热交换器的出口已经被冷却。由于较低的质量流量，这将降低了

24、除霜性能。在热交换器表面上的一个可视的仿真霜厚度在图体现。在85%的“Kvopt”到“Kvopt”之间，每隔30秒，依次从左到右排列。然而“Kvopt”值的阀门开度对应均匀快速的除霜过程，过小的阀门开度由于冷却剂的冷却导致除霜过程耗时多，这引起不均匀的除霜过程。4、结论测量结果外部热交换器在选定操作条件下的除霜比逆循环除霜耗时少2分钟。在除霜过程中，压缩机的压力值达到37 bar 后会略有涨幅。在压缩机启动后，吸管的压力值总是保持着21 bar 。在压缩机启动2分30秒后，外部热交换器的冷却剂进口温度大约达到50.启动后，压缩机的功率保持在270W，速度保持在1500r/min，平均冷却剂流量

25、21Kg/h.含有一个热交换器的制冷剂循环的模型，模拟压缩机的工作功率Wdefrost与测量结果相比较显示的相对误差为1.6%。因此，根据这些仿真结果，不同节流阀参数分析似乎是合理的，原因在于该模型的可预测性。仿真结果表明，存在一个最佳的Kvalue 值使得除霜的运行时间和效率处于最佳。大的节流阀开度使得除霜时间增加和效率低。但是过小的Kvalue 值会更加加剧时间的增加，效率降低。这是由于较低的冷却剂质量流量所引起的结果，这将会引起冷却剂在交换器的最后阶段冷却。从而导致了不平衡的除霜过程。对逆循环除霜过程的研究，表明在亚临界系统条件下使用二氧化碳作为工作流体（恒温冷凝），得到的结果也可能被转

26、移到其他的除霜制冷剂中，如逆循环除霜过程与R134a，除霜热量很大一部分来自于过冷制冷剂冷凝，也可能导致不均匀的低效率的除霜过程。因此，优化膨胀阀开度（大小）的类似建议值得采纳。5、参考文献：1 J. Dong, S. Deng, Y. Jiang, L. Xia, Y. Yao, An experimental study on defrostingheat supplies and energy consumptions during a reverse cycle defrost operationfor an air source heat pump, Applied Thermal

27、Engineering 37 (2012)380e387.2 Y. Ding, G. Ma, Q. Chai, Y. Jiang, Experiment investigation of reverse cycledefrosting methods on air source heat pump with TXV as the throttle regulator,International Journal of Refrigeration 27 (2004) 671e678.3 D. Huang, X. Yuan, X. Zhang, Effects of fan-starting met

28、hods on the reversecycledefrost performance of an air-to-water heat pump, International Journalof Refrigeration 27 (2004) 869e875.4 H. Wenju, J. Yiqiang, Q. Minglu, N. Long, Y. Yang, D. Shiming, An experimentalstudy on the operating performance of a novel reverse-cycle hot gasdefrosting method for a

29、ir source heat pumps, Applied Thermal Engineering 31(2011) 363e369.5 A. Steiner, R. Rieberer, Investigation of a reversible cooling and heating systemfor electric vehicles using CO2 as working fluid under frosting conditions, in:10th IIR Gustav Lorentzen Conference Proceedings, Delft, Netherlands, 2

30、012,pp. 889e896.6 S. Padhmanabhan, D. Fisher, L. Cremaschi, E. Moallem, Modeling non-uniformfrost growth on a fin-and-tube heat exchanger, International Journal ofRefrigeration 34 (2011) 2018e2030.7 A.B. Modelon, AirConditioning Library (Version 1.8) e Users Guide, 2010.Lund, Sweden.8 S. Haaf, Heat

31、Transfer in Air Coolers, in: Handbook of Refrigeration, vol. 6,Springer, Berlin, Germany, 1988. Chapter Heat Exchangers, (in German).9 Y.-J. Chang, C.-C. Wang, A generalized heat transfer correlation for louverfin geometry, International Journal of Heat and Mass Transfer 40 (1997)533e544.10 S. Kandlikar, A general correlation for saturated two-phase flow boiling heattransfer inside horizontal and vertical tubes, ASME Journal of Heat Transfer(1990).11 DIN EN 60534-2-1Control Valves for Process Control e Part