热泵型纯电动汽车空调系统特性

本文以R134a为制冷剂并采用三换热器设计了热泵汽车空调系统,搭建了热泵系统台架,并在制冷和制热5种工况下进行了性能测试,研究了压缩机转速、风量及环境工况对系统的影响,分析了该系统用于电动汽车的可行性。测试结果表明:温度越低,系统效率越低。-20℃压缩机转速为3 000 r/min时,系统性能系数COP约为1.5;相同工况下,系统COP随压缩机转速的增加而先增大后减小;相同工况下,系统COP随换热器风量的增加而增加。压缩机采用热泵系统,可以节约电能从而提高电动汽车续航里程。     

基于中间补气压缩机的地暖系统制热性能实验研究

本文将中间补气涡旋式压缩机应用于地暖制热系统,以解决地暖制热系统在低温环境下制热性能不佳、机组运行不稳定等问题,并建立补气地暖样机实验系统,研究了在不同运行工况下中间补气地暖系统的压缩机排气温度、制热量、功耗及制热COP等参数,分析了中间补气地暖系统制热性能与常规热泵制热性能之间的关系。实验结果表明:当环境温度处于-20~7℃之间时,带中间补气系统的地暖机组的制热量相比于普通热泵平均提升约26.2%,制热COP平均提升约为8.7%,功耗仅平均增加约16%;当室外环境温度为-20℃时,压缩机排气温度降低了12℃。可见采用中间补气技术的地暖系统在低能耗的条件下更能满足低环境温度的需求。     

车用热泵用小管径管片式换热器性能研究

目前车用空调冷凝器均为平行流冷凝器,作为热泵蒸发器时易结霜,且化霜时排水不畅。而圆管翅片换热器换热性能较差,难以满足结构布置要求。开发了Ф5管径的小管径换热器,与平行流换热器进行了性能对比测试。结果表明:采用小管径管片式换热器时,制冷模式下COP提高了17.4%~23.7%,热泵模式下COP提高12.6%~35.8%,且在热泵模式下可降低压缩机排气温度15~28℃。小管径管片式换热器在电动汽车热泵系统应用前景广阔。     

纯电动公交车热泵型空调系统设计与实验研究

针对纯电动公交车设计了一套热泵型空调系统,并对其运行特性进行了实验研究,分析了环境温度、压缩机转速和室内外风速对制冷/制热量、COP/EER和排气温度的影响。研究结果表明,设计的热泵型空调系统具有较好的制冷/制热性能,在制冷工况转速为2700r/min时COP最高,而制热工况下EER随转速增加而减小。在制热工况下,EER随室外风机转速增加而降低,因此较低的室外风机转速更有利于系统的节能。     

电动汽车引射热泵空调系统性能实验研究

针对已提出的电动汽车引射热泵空调(EHPAC)系统进行改进，将车内、外侧换热器设计成前后排分离的形式，并加设引射器，形成梯级蒸发并回收膨胀功，从而提高系统的性能。实验研究了夏季及冬季工况下车内、外温度对EHPAC系统制冷及制热性能的影响，验证了引射器的使用可大幅提高汽车热泵系统的制热性能。将EHPAC系统与传统热泵系统(THPAC)进行对比，结果表明：对不同的车内、外温度工况，EHPAC系统的制冷及制热性能均优于THPAC系统，制冷量提高约21.5%～35.7%、制冷COP提高约13.1%～21.7%、制热量提高约4.4%～14.5%、制热COP提高约11.3%～18.3%。同时表明车内温度的改变对EHPAC系统性能的影响比车外温度的影响更大。     

R290电动汽车热泵空调性能实验研究

本文搭建了带水环路的R290电动汽车热泵空调实验台,研究了不同工况下系统的制冷性能和制热性能。实验结果表明:35℃常规制冷工况时,压缩机转速从1 800r/min增加6 600r/min,系统制冷量从1 789W提升至4 027W,而系统COP从3.65下降至1.82;45℃高温制冷工况时,压缩机转速从2 700 r/ min增加到4 500 r/min, 系统制冷量从1 973 W提升至3 031 W,而系统COP从2.10下降至1. 88;在-20 ℃/20 ℃低温制热工况.压缩机转速6 000 r/min时,系统制热量为2 911 W ,对应的系统COP为1.80;在-25 ℃/20 ℃低温制热工况、压缩机转3600r/min时,对应的系统制热量为1 658 W、系统COP为2.16。同时发现采用水环路的系统形式,提高了系统的安全可靠性,但与常规循环系统相比,系统性能存在-定程度的衰减,制冷量衰减300~500 W。制热量衰减200~400 W。     

电动汽车二次回路热泵空调系统性能试验研究

为了研究制冷剂充注量和环境温度对电动汽车二次回路热泵空调系统的影响规律,笔者设计并搭建了带有二次回路的热泵空调系统试验台。针对不同转速下,制冷量/制热量、COP和压缩机排气温度等参数随充注量及环境温度的变化趋势进行了试验研究,并确定标准制冷和制热工况的最佳充注量。结果表明：随着充注量的增加,蒸发器出口过热度和排气温度逐渐降低,而排气压力逐渐升高;制冷量/制热量和COP随充注量的增加而增大,并在最佳充注量处达到峰值,之后保持小幅变化。综合考虑,制热和制冷模式下系统最佳充注量分别为650 g和1 100 g。基于最佳充注量、压缩机转速为2 000 r/min时,制热模式环境温度由0℃升至12℃,制热量增加48.4%,COP_h升高8.3%;制冷环境温度由27℃升高至43℃时,制冷量和COP分别降低12.3%和44.4%。     

R417A热泵热水器性能及螺旋套管冷凝器换热研究

本文以R417A为工质,在冷凝器不同进水温度、不同进水体积流量时,测试了空气源热泵热水器的运行性能及螺旋套管冷凝器的换热特性,为制冷空调及热泵系统的工质替代提供参考。实验工况为:冷凝器入口水温20～55℃,冷凝器进水体积流量为0.6～1.0 m~3/h,环境温度分别为15、29℃。结果表明:冷凝器进水体积流量一定时,随入口水温的升高,冷凝器总换热量、总传热系数减小,压缩机排气压力、输入功率增大,热泵热水器制热量、制热性能系数COP下降。冷凝器入口水温一定时,随进水体积流量的增加,冷凝器总换热量、总传热系数增大,压缩机排气压力、输入功率减小,热泵热水器制热量、COP增大。实验工况范围内,与环境温度为15℃相比,环境温度为29℃时的冷凝器总换热量、总传热系数、排气压力、吸气压力、输入功率、制热量、COP均较高。     

采用喷水螺杆式水蒸气压缩机的高温热泵设计及性能分析

针对高温热泵的工业需求,设计并分析以水为介质的闭式高温热泵系统,系统引入喷水螺杆式水蒸气压缩机,利用喷水实现压缩机排气为饱和状态,满足工业应用高温升(高压比)的技术要求的同时,克服高排气温度会导致的机械及安全问题。计算结果表明:系统在蒸发温度为90℃,冷凝温度为100℃时,COP高达31.48,压缩机喷水注入比为0.019;蒸发温度为75℃,冷凝温度为100℃工况下,系统COP为5.99,对应的压缩机压比为7,注入比为0.103;压缩机比功率随压缩机压比升高而增加,增加幅度随蒸发温度的升高而增大;系统COP随注入水温度的升高而降低,但变化趋势并不大。     

高温压缩机变转速的复叠式热泵系统性能实验研究

为研究变转速压缩机对复叠式热泵系统的影响,本文搭建了高温压缩机变转速的复叠式热泵实验台。通过实验研究了不同运行工况下系统排气温度、中间温度、制热量、功率及COP随高温压缩机转速的变化规律。结果表明:在冷凝温度为46℃,蒸发温度为-35℃～-10℃时,压缩机运行安全可靠;在冷凝温度为46℃,蒸发温度为-25℃,高温压缩机转速从1 200 r/min增至6 000 r/min,制热量提升了129. 7%,低温压缩机功率减少43.4%; COP随高温压缩机转速的增加呈先增大后减小的趋势,存在最大COP和对应的最佳高温压缩机转速。     

两种换热器在车用四通阀热泵系统中的对比研究

PTC加热效率较低对电动汽车行驶里程影响较大,因此开发效率更高的热泵系统十分必要。实验搭建了四通阀热泵系统,并将两种不同流程排布的小管径换热器与微通道换热器分别被用于室外侧,在制冷、制热模式下进行了实验对比,由实验结果可知,在制热模式低风速下,小管径换热器相比微通道换热器,能力可以高出10.5%,而COP与微通道换热器相近;在制冷模式低风速下,小管径换热器样件能力可高出3.8%,COP可高出22.8%。但随风速的提高,小管径换热器能力和COP提升并不明显,而微通道换热器随风速提升幅度较大,由上可知,在风速较低的怠速和城市工况中,使用小管径换热器作为车用热泵的外侧换热器使用拥有一定的优势。     

车用热泵空调系统制热工况车内冷凝器温度控制策略研究

对热泵空调系统制热工况下的性能进行了研究,基于热泵空调系统制热工况与制冷工况的差异性,提出制热时以车内冷凝器温度作为目标温度的控制策略。基于Simcenter Amesim搭建了热泵空调系统制热循环模型,利用Simulink建立了控制策略仿真模型,并联合仿真对比研究了以车内冷凝器温度和车内传感器温度分别作为目标温度时的系统性能。与控制车内传感器温度相比,以车内冷凝器温度作为目标温度时,前600 s系统COP高出5%以上,车内温度调节时间较长,舒适性较差。     

滑板补气滚动转子式压缩机性能试验研究

针对采用常规滚动转子式压缩机的空气源热泵系统冬季制热量不足,在极限制冷、制热工况下制热与制冷性能较差的问题,研发带有滑板补气结构的滚动转子式压缩机并对其进行测试。结果表明:与相同气缸容积的单级压缩机相比,在蒸发温度为-10℃,冷凝温度为45℃和过冷度为5℃的条件下,滑板补气滚动转子式压缩机的制热量提升12.4%,制热COP提升2%,制冷量提升13%,制冷EER提升1.3%。     

R417A热泵空调器运行特性分析

在焓差实验台和热泵性能测试系统中,对1台R417A热泵空调器在高/低温工况下的运行特性进行研究。通过改变蒸发器侧空气的温度、湿度等参数,测得压缩机吸/排气温度、蒸发温度、冷凝温度、制热性能系数,并用数码相机对室外侧翅片管蒸发器的结霜情况进行记录。实验数据和结果表明,在高/低温工况下,R417A热泵空调器的排气温度相对较低,制冷系统的冷凝温度、蒸发温度、制热系数和功耗在高温工况时变化不大,低温工况时,由于室外侧翅片管蒸发器结霜系统各性能变化较大,在结霜后期系统的性能有较大的衰减。     

空气源热泵自然冷源过冷制热性能实验研究

冬季我国北方室外环境蕴含大量天然冷源,热力学分析表明热泵工质过冷释放的热量可以在蒸发器的等温吸热过程中获得补偿。为了研究大气自然冷源对热泵制热性能的影响,增设室外过冷器,搭建利用自然冷源过冷的空气源热泵实验装置。实验结果表明：当室外环境温度大于0 ℃,冷凝温度小于45 ℃的条件下,自然冷源过冷对热泵制热量与制热COP影响均较小,系统制热量维持在6.22 ~ 6.70 kW,制热COP维持在3.03,压缩机排气温度维持在103 ℃以下;当室外环境温度小于 -10 ℃,冷凝温度大于50 ℃时,随过冷度的增加,压缩机功率增加、排气温度显著增高,系统制热量呈先缓慢增加后减小趋势,制热COP降至2.3。基于上述研究提出一种空气源热泵过冷融霜新型除霜方式,融霜同时不停止制热。     

蒸发对流式换热器空调机组计算与试验研究

为了提高空调COP,本文提出了一种在冷凝器前增加蒸发膜降温的蒸发对流式换热器空调系统,并对该空调系统进行试验研究,使用公式拟合的方法研究出了增加蒸发对流式换热器后,耗水量、回风空气温度、冷凝温度和COP的变化规律。试验结果表明:相对湿度在90%以下时,COP试验值与计算值的误差在6%以内。国标工况下,该空调系统COP从3.39提高到3.91,提升幅度为15.3%。蒸发对流式换热器空调系统可以解决水蒸发的结垢问题和超高环境温度下压缩机高压报警问题,并且对空调风机功率、风量和制热性能影响非常小。     

带闪蒸器补气的R134a准二级压缩制冷/热泵系统实验研究

为增加空气源热泵运行的稳定性及提高其性能系数,本文提出了以R134a为工质的涡旋压缩机闪蒸器补气制冷/热泵系统。搭建了实验台对压缩机排气温度、功耗、制冷量、制热量及制冷、制热性能系数进行研究。结果表明:当冷凝温度为45℃,蒸发温度为-20~0℃时,与采用相同工质的单级系统相比,补气系统的排气温度降低了6.2℃,功耗增加1.4%~2.8%,制冷量和制冷COPc分别提高19.8%和17.6%,制热量和制热COPh分别提高15.3%和13.2%。     

节能除湿型热泵空调机的性能研究

研究了进水温度、进风工况对节能除湿型热泵空调机性能的影响,实验结果表明:(1)在除湿模式下,进风工况对机组的制冷量、除湿量、压缩机功耗及其COP的影响比进水温度的影响要明显。(2)在热泵模式下,进水温度对机组的制热量、出风干球温度、压缩机功耗及其COP的影响比进风工况的影响要明显。     

应用于高温烘干热泵领域涡旋压缩机的研究

本文介绍了高温烘干热泵原理,并根据应用特点及压缩机结构分析,提出普通涡旋压缩机应用于高温烘干热泵的结构优化,主要包括改进涡旋型线、电机和排气结构等方面。对比分析优化前后涡旋压缩机的制热能力、制热能效等试验结果,得出结论:两者在AHRI工况制热性能相近,但在高温烘干热泵工况下,高温烘干热泵专用涡旋机制热COP提升4. 5%。此外,笔者还对高温烘干热泵领域环保制冷剂替换加以研究,分析R134a与R513A在多个工况下的测试结果。综合分析结果显示两种制冷剂表现能力相当,R513A制冷剂GWP低于R134a 56%,有利于环保制冷剂替换。     

水箱水温对CO2热泵热水器性能影响的实验研究

通过实验对比研究了循环加热和一次加热热水时,水箱水温对CO2热泵热水器性能的影响。循环加热工况时,随着水温的升高,压缩机的进、排气压力逐渐升高,功耗增加;气体冷却器的CO2进、出口温度升高,内侧CO2和外侧水的温差逐渐减小,换热量减小;CO2热泵系统的COP下降。一次加热工况时,进水温度一定,系统的各项运行参数稳定,COP基本保持不变。以水温度17℃为例,系统COP在3.5左右,远远高于循环加热的COP。实验结果表明水箱水温对系统的性能有一定影响。根据实验结果提出了水箱结构改进方案,使气冷器入口水温稳定在较低水平,可有效提高系统的性能。