电动汽车的一个可逆热泵系统除霜过程的参数分析

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

[10]

Kandlikar ，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 Wagner[12]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 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。霜层在一个以集中的方式，温度均匀的、可变霜层厚度，集成在离散化的空气电池的换热器模型。它是基于假设冷凝水结冰时的温度低于冰点。冷凝水流量的计算根据式

，其中周围空气的湿度比与浓度饱和湿空

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气在管壁温度上的驱动力是不同的。依据heat and mass transfer [14]，传质系数B，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,avg =250 kg/m。

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3、结果与讨论

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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。

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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。

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