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，空調系統(tǒng)中增設了內部冷凝器，專用于熱泵循環(huán)，實現(xiàn)空調箱內制冷/制熱換熱器分離。傳統(tǒng)采用換向閥的熱泵空調系統(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'對應的焓值，kJ/kg；W2'-3為壓縮機補氣后單位質量制冷劑壓縮耗功，kJ/kg；h2'為壓縮機補氣狀態(tài)點2與壓縮機內氣體混合后狀態(tài)點2' 對應焓值，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（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據進行處理，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，對應電機轉速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。為了分析問題的產生機理和類型，須結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 

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

表2 實驗工況具體參數表

2.2 實驗結果分析

1）結霜對外部蒸發(fā)器的影響

從圖4 中可以看出，隨著時間的推移，空氣側換熱系數減小，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，導致空氣側部分水蒸氣凝結成霜，阻塞了換熱通道，空氣側流阻增大，換熱系數下降，換熱量減小。隨著換熱系數的下降，蒸發(fā)溫度也隨之下降，從而導致蒸發(fā)壓力下降，蒸發(fā)器出口壓力下降。

圖4 結霜對空氣側對流換熱系數影響 

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。結霜雖然導致低壓下降，增大換熱溫差，但是由于結霜導致空氣側換熱流阻增加，相同背壓下風量減少，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，導致壓縮機耗功增大，制冷劑冷媒流量也下降。 

圖5 結霜對空氣側能力影響 

2）結霜對壓縮機的影響

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，導致排氣過熱度也增大。 

圖6 結霜對壓縮機性能影響

圖7 結霜對內部冷凝器出風影響 

3）結霜對內部冷凝器的影響

由于外部蒸發(fā)器結霜，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，進而導致內部冷凝器入口壓力不斷下降。由于進入內部冷凝器的制冷劑冷媒壓力減小，流量減小，換熱溫差變小，從而導致出風溫度逐漸下降。

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

圖8 結霜對內部冷凝器性能影響 

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扇處于關閉狀態(tài)。系統(tǒng)剛開始運行時，由于換熱器結霜，導致空氣側流阻增大。隨著除霜開始，空氣側流阻逐漸減小，高壓壓力逐漸升高，除霜結束后，壓力逐漸恢復正常，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霜，換熱系數較低，系統(tǒng)流量較小，壓縮機輸入功率低，隨著除霜結束，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，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