流体机械

项目	参数
电动涡旋压缩机	型号:BET27B；制冷量:4.6 kW；直流电压:144 V；排量:27 cm³
室内冷凝器	换热器类型:微通道式；扁管数:50；尺寸（W×H×D）:200 mm×180 mm×30 mm；流程布置:15-10-15-10
室外换热器	换热器类型:微通道式；扁管数:75；尺寸（W×H×D）:630 mm×360 mm×20 mm；流程布置:20-25-30
室内蒸发器	换热器类型:微通道式；扁管数:50；尺寸（W×H×D）:250 mm×247 mm×48 mm；流程布置:12-13-12-13
电子膨胀阀	型号:MEVX01-005；名义容量:5.28 kW；驱动电压:12V±10%；最大通过流量:0.055 kg·s^-1

项目	参数
电动涡旋压缩机	型号:BET27B；制冷量:4.6 kW；直流电压:144 V；排量:27 cm³
室内冷凝器	换热器类型:微通道式；扁管数:50；尺寸（W×H×D）:200 mm×180 mm×30 mm；流程布置:15-10-15-10
室外换热器	换热器类型:微通道式；扁管数:75；尺寸（W×H×D）:630 mm×360 mm×20 mm；流程布置:20-25-30
室内蒸发器	换热器类型:微通道式；扁管数:50；尺寸（W×H×D）:250 mm×247 mm×48 mm；流程布置:12-13-12-13
电子膨胀阀	型号:MEVX01-005；名义容量:5.28 kW；驱动电压:12V±10%；最大通过流量:0.055 kg·s^-1

参数	数值
室内送风风量/(m³·h^-1)	300
室内送风干球温度/°C	18
室内送风相对湿度(%)	60，70，80，90
室外换热器迎面风速/(m·s^-1)	4.5
室外环境温度/°C	7
室外空气相对湿度(%)	60
压缩机转速/(r·min^-1)	2 000，3 000，4 000

参数	数值
室内送风风量/(m³·h^-1)	300
室内送风干球温度/°C	18
室内送风相对湿度(%)	60，70，80，90
室外换热器迎面风速/(m·s^-1)	4.5
室外环境温度/°C	7
室外空气相对湿度(%)	60
压缩机转速/(r·min^-1)	2 000，3 000，4 000

电动汽车双蒸发器热泵系统除湿制热性能研究

谭明飞 ¹^,² , 胡家云 ¹^,² , 苗言明 ¹^,² , 谷晓阳 ¹^,² , 李超 ³ , 何其泽 ⁴ , 张天娇 ¹^,² , 李康 ¹^,²

流体机械 | 试验研究 2025,53(3): 9-16

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流体机械 |试验研究 2025 , 53 (3) : 9 -16

电动汽车双蒸发器热泵系统除湿制热性能研究

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谭明飞¹^,², 胡家云¹^,², 苗言明¹^,², 谷晓阳¹^,², 李超³, 何其泽⁴, 张天娇¹^,², 李康¹^,²

作者信息

¹上海理工大学新能源车辆热管理综合评估试验室，上海 200093

²上海理工大学能源与动力工程学院，上海 200093

³上海勘测设计研究院有限公司，上海 200093

⁴应急管理部上海消防研究所，上海 200032

通讯作者:

李康（1989），男，副教授，研究方向为汽车热管理系统、热泵空调技术、涡旋式压缩机、储能热管理及安全技术，通信地址：200093上海市杨浦区军工路516号上海理工大学能源与动力工程学院，E-mail：lklk789@usst.edu.cn。

作者简介:

谭明飞（2001），男，硕士研究生，主要从事新能源汽车热泵空调系统的研究，通信地址：200093上海市杨浦区军工路516号上海理工大学能源与动力工程学院，E-mail：233410232@st.usst.edu.cn。

Research on dehumidification and heating performance of dual‑evaporator heat pump system for electric vehicle

Mingfei TAN¹^,², Jiayun HU¹^,², Yanming MIAO¹^,², Xiaoyang GU¹^,², Chao LI³, Qize HE⁴, Tianjiao ZHANG¹^,², Kang LI¹^,²

Affiliations

¹Integrated New Energy Vehicle Thermal Management Evaluation Laboratory，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai 200093，China

²School of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai 200093，China

³Shanghai Investigation Design & Research Institute Co.，Ltd.，Shanghai 200093，China

⁴Shanghai Fire Research Institute Ministry of Emergency Management，Shanghai 200032，China

出版时间: 2025-03-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.002

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摘要

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为了研究电动汽车热泵系统的除湿制热性能，设计并搭建了具备2种除湿制热模式（单蒸发器模式和双蒸发器模式）的电动汽车双蒸发器热泵系统，研究了2种模式在不同工况下的系统性能，对比分析了2种模式的运行特性。结果表明：在60%~90%的进风湿度，压缩机转速4 000 r/min的工况下，单蒸发器模式的除湿速率比双蒸发器模式高26.2%~62.8%，D_SMER高25.7%~43.9%；双蒸发器模式的有效制热量比单蒸发器模式高26.6%~67.6%，COP高11.2%~50.0%；在满足车内除湿需求的系统除湿速率下，双蒸发器模式的出风温度和COP分别比单蒸发器模式高43%和28%。研究可为拓展电动汽车热泵系统的应用场景提供借鉴，对推动电动汽车热泵系统的发展与普及具有积极意义。

关键词

电动汽车 / 热泵系统 / 除湿制热 / 双蒸发器 / 性能系数

Abstract

收起

This study investigates the dehumidification and heating performance of a dual‑evaporator heat pump system for electric vehicles，which operates in two modes：Single‑evaporator mode （SEM） and dual-evaporator mode （DEM）.Experimental evaluations were conducted under varying operating conditions to compare system characteristics.Results demonstrate that at 60%~90% inlet air humidity and 4 000 r/min compressor speed，SEM achieves 26.2%~62.8% higher dehumidification rates and 25.7%~43.9% greater D_SMER than DEM. Conversely，DEM exhibits 26.6%~67.6% superior effective heating capacity and 11.2%~50.0% higher COP compared to SEM.When maintaining equivalent dehumidification performance，DEM delivers 43% higher outlet air temperature and 28% improved COP over SEM. These findings provide critical insights for expanding application scenarios of electric vehicle heat pump systems and advancing their technological development.

Key words

electric vehicle / heat pump system / dehumidification and heating / dual‑evaporator / coefficient of performance

引用本文

谭明飞, 胡家云, 苗言明, 谷晓阳, 李超, 何其泽, 张天娇, 李康. 电动汽车双蒸发器热泵系统除湿制热性能研究. 流体机械, 2025 , 53 (3) : 9 -16 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.002

Mingfei TAN, Jiayun HU, Yanming MIAO, Xiaoyang GU, Chao LI, Qize HE, Tianjiao ZHANG, Kang LI. Research on dehumidification and heating performance of dual‑evaporator heat pump system for electric vehicle[J]. Fluid Machinery, 2025 , 53 (3) : 9 -16 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.002

正文

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0　引言

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传统燃油汽车在冬季可利用发动机余热为乘员舱供暖，而电动汽车的可用余热不足^［1-4］。因此，在冬季低温高湿的环境下，电动汽车需要采取有效的除湿和供暖措施^［5］。除湿和制热会消耗大量的电池电量，这严重影响了电动汽车冬季的续航^［6］。夏季通常通过制冷模式来除湿^［7］，但这种方法在冬季会显著降低乘客的舒适度。目前，电动汽车普遍使用PTC电加热器或热泵系统来进行冬季制热^［8］，PTC电加热器的热电效率在0.8~0.95之间^［9］，冬季制热使电动车续航里程最多减少50%^［10］。与PTC电加热器相比，热泵系统通过从室外环境吸收热量，提高供暖能效，平均节能40%^［11］，有效延长了电动汽车的冬季续航里程。

电动汽车热泵系统基于蒸汽压缩循环，具有多种系统形式^［12-15］。根据热泵主体结构的差异，可分为两换热器热泵系统和三换热器热泵系统，三换热器热泵系统的加热和冷却分别采用不同的室内换热器，在除湿除雾方面具有更大的优势^［16-17］。文献［18］研究了一种与PTC电加热器相结合的三换热器热泵系统，结果表明，所设计热泵系统的除湿制热性能均优于传统空调，在车内空气干/湿球温度为20 ℃/13 ℃时，达到目标制热量的双蒸发器除湿模式比单蒸发器除湿模式的单位功耗除湿速率和性能系数分别高53%和62%。文献［19］进一步针对电动汽车低占用率的应用场景，提出了利用电池电机余热的热泵除湿制热空调系统，试验中根据乘员舱的人员占用率，除湿制热模式与制热模式交替运行，以满足除湿需求。在测试工况下，余热源相比空气源在交替运行时的压缩机功耗、制热量和COP平均提高15.8%，10.0%和5.2%。YU等^［20］提出了一种应用于电动汽车乘员舱除湿制热的双蒸发温度热泵系统，研究结果表明，双蒸发温度除湿制热模式具有更好的系统性能，并且在不同环境条件下，控制系统的运行模式可减少能耗。LEE等^［21］建议使用带有空气流热交换器（ARHX）的热泵系统，解决通风不良或除湿过程中能源效率低的问题，研究结果表明，建议的热泵系统将再循环模式下的加热负荷和除湿负荷分别降低12.3%和12.9%，将室外空气模式下的加热负荷降低20.2%；压缩机功耗在再循环模式下可减少10.6%，在室外空气模式下可减少55%。

目前，对于双蒸发器热泵系统的研究虽然在除湿和制热效果上取得了一定进展，但如何优化除湿过程中的能效，特别是在不同进风湿度下的除湿效率，还未充分探讨。因此，本文设计并搭建一套具有2种除湿制热模式的双蒸发器热泵系统，通过试验探究不同进风湿度下2种模式的除湿效率，并对比分析2种模式的运行特性。研究结果对推动电动汽车热泵系统的发展与普及具有积极意义。

1　试验装置和方法

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1.1　试验装置

试验在新能源车辆热管理综合评估实验室内进行，实验室及所搭建系统布局如图1所示。

实验室的室内环境室和室外环境室分别负责模拟车内和车外的送风环境。每个环境室均配有独立的环境控制系统和风洞系统，以满足测试所需的环境工况要求。搭建的电动汽车热泵空调系统由电动涡旋压缩机、室外换热器、室内蒸发器、室内冷凝器、电子膨胀阀等组成。

通过控制电磁阀的通断来进行不同除湿制热模式的切换。在室内单蒸发器运行的除湿制热模式下，电磁阀1，4开启，电磁阀2，3，5，6关闭，首先，压缩机排出的高温高压制冷剂进入冷凝器放热液化，随后经电子膨胀阀1节流后进入室内蒸发器，吸收湿空气的热量，同时进行除湿处理，吸热气化后的过热制冷剂回到压缩机吸气口完成循环。在双蒸发器运行的除湿制热模式下，电磁阀1，3开启，电磁阀2，4，5，6关闭，压缩机排出的高温高压制冷剂进入室内冷凝器进行换热，室内空气被加热后吹向乘员舱供暖，高温高压制冷剂被冷却液化后进入电子膨胀阀1发生第一次节流，经节流降压为中间压力的制冷剂首先进入室内蒸发器蒸发吸热，室内空气在该过程中降温减湿，而制冷剂则在部分气化后进入电子膨胀阀2进一步节流，二次节流后的低温低压制冷剂进入室外换热器，从环境中吸收热量，随后回到压缩机吸气口完成循环。系统中所充注的制冷剂为R134a，使用的各零部件的详细参数见表1。

1.2　试验方法

试验中，首先将实验室的室内外空气处理到所需状态，当送风空气参数达到设定值并保持稳定后启动电动压缩机，调节电子膨胀阀开度，以保持蒸发器出口制冷剂具有适当的过热度（2~5 ℃）。当系统压力波动维持在±0.005 MPa以内时，认为系统达到稳定状态。连续记录系统稳态下的参数2 min，数据记录间隔为10 s，各工况性能计算取所采集数据的平均值。各测点数据记录完毕后，改变试验变量并重复上述步骤，完成设计工况下的所有试验。试验工况如表2所示。

1.3　数据处理

除湿速率（moisture extraction rate，MER）用来衡量系统的除湿能力，与通过室内蒸发器前后的空气含湿量有关，计算方法如式（1）所示。换热器的换热量取空气侧换热量Q_a，计算方法如式（2）所示。室内蒸发器显热换热量Q_s与蒸发器进出风空气的温度有关，计算方法如式（3）所示；潜热换热量Q_l为总换热量减去显热换热量，计算方法如式（4）所示。有效制热量Q代表热泵净加热能力，计算方法如式（5）所示。压缩机功耗W_comp的计算方法如式（6）所示。单位能耗除湿速率（specific moisture extraction rate，SMER）与性能系数（coefficient of performance，COP）用来表征系统的除湿效率和制热效率，计算方法如式（7）（8）所示。

D M E R = V a ρ a (d a, i n - d a, o u t)

（1）

Q a = V a ρ a | h a, i n - h a, o u t | ∕ 3.6

（2）

Q s = V a ρ a C p | T a, i n - T a, o u t | ∕ 3.6

（3）

Q l = Q e v a, h - Q s

（4）

Q = Q c o n, h - Q s

（5）

W c o m p = U I

（6）

S M E R = D M E R W c o m p

（7）

C O P = Q n e t W c o m p

（8）

式中，D_MER为除湿速率，kg/h；V_a为空气体积流量，m³/h；ρ_a为空气密度，kg/m³；d_a，in，d_a，out分别为室内蒸发器进出口空气含湿量，kg/kg；h_a，in，h_a，out分别为换热器进出口空气焓值，kJ/kg；T_a，in，T_a，out分别为室内蒸发器进出口空气温度，℃；Q_eva，h，Q_con，h分别为室内蒸发器换热量和冷凝器换热量，W；U为压缩机运行时的电压，V；I为压缩机运行时的电流，A；D_S_MER为单位能耗除湿速率，kg/（kW·h）。

2　试验结果及分析

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2.1　系统运行特性对比

图2示出2种除湿制热模式在进风温湿度18 ℃/80%、压缩机转速4 000 r/min工况下的热力学循环压焓图。其中，点1为压缩机吸气口，点2为压缩机排气口，点3为冷凝器出口，点4为室内蒸发器进口，点5为室内蒸发器出口，点6为室外蒸发器进口。

从图2可以看出，在相同工况下，双蒸发器除湿制热模式（以下简称双蒸模式）因二次节流增加了制冷剂流动阻力，致使室内蒸发器的蒸发压力高于单蒸发器除湿制热模式（以下简称单蒸模式），室内蒸发器进出口制冷剂的焓差减少，导致室内蒸发器换热量减少，使其除湿性能有所降低。

2.2　系统零部件性能对比

室内蒸发器是除湿过程发生的主要部件，图3示出2种除湿制热模式在不同工况下的室内蒸发器蒸发压力与换热量。可以看出，在相同的压缩机转速下，2种除湿制热模式的室内蒸发器蒸发压力与换热量均随着进风湿度的降低而降低。这是因为在进风温度不变时，空气湿度的降低导致空气显热换热比增加，从而导致室内蒸发器出口空气温度降低，以及参与换热的平均空气温度减小，进而使得室内蒸发器蒸发压力降低。而蒸发器发生的对流换热是由流体间的温差所推动的^［22］，空气侧平均温度减小，导致流体间的换热温差减小，蒸发器换热量随之减小。保持进风空气湿度不变，压缩机转速的提高致使压缩机吸气压力降低，系统的蒸发器蒸发压力随之降低，制冷剂与空气之间的换热温差增加，从而使室内蒸发器换热量相应增加。另外，在相同运行条件下，双蒸模式因二次节流增加了制冷剂流动阻力，致使室内蒸发器蒸发压力高于单蒸模式，而更高的蒸发压力导致了更高的蒸发温度及更小的换热温差，进而使得双蒸模式的室内蒸发器换热量低于单蒸模式。在试验工况下，双蒸模式的室内蒸发器蒸发压力比单蒸模式高12.5%~13.8%，换热量少17.4%~20.4%。

图4示出2种除湿制热模式在不同工况下的冷凝器换热量。在相同的压缩机转速下，随着进风湿度降低，2种模式的冷凝器换热量随之降低。这是因为进风湿度的降低，导致系统的制冷剂循环流量减小，而冷凝器进出口制冷剂的焓差变化较小，致使流经冷凝器的制冷剂放热量减小，冷凝器换热量随之减小。

同理，在进风空气湿度相同的情况下，压缩机转速提高，系统内制冷剂循环流量增加，冷凝器换热量随之增加。相比单蒸模式，双蒸模式的冷凝器换热量要高6.7%~11.4%，并且压缩机转速越高，双蒸模式相比单蒸模式的冷凝器换热量差值越大。

2.3　除湿制热能力对比

图5示出2种除湿制热模式在压缩机转速4 000 r/min下的除湿速率和出风温度。可以看出，单蒸模式具有更高的除湿速率，双蒸模式具有更高的出风温度。室内蒸发器和冷凝器分别作为除湿过程和加热过程的发生部件，相比单蒸模式，双蒸模式的二次节流增加了室内蒸发器蒸发压力，减少了室内蒸发器换热量，使得除湿速率更低。而双蒸模式在对湿空气进行除湿吸热的同时，室外蒸发器进一步从室外环境中吸收热量，导致冷凝器换热量更高，相应的出风温度也更高。除此之外，双蒸模式更小的室内蒸发器换热量也导致了更高的冷凝器进风温度，这在相同条件下，使得出风温度进一步提高。

另外，随着进风湿度降低，两种模式的除湿速率和出风温度均减小。进风湿度降低，湿空气在相同冷却量下的显热换热量增加，潜热换热量减小。除湿速率与湿空气的潜热换热量有着直接关联^［23］，因而系统除湿速率随着进风湿度的降低而减小。此外，湿空气显热换热量的增加，导致除湿过程中的温差更大，降低了室内冷凝器进风空气温度，相应的出风温度也降低。进风空气湿度的降低，使得系统除湿制热能力出现衰减。在60%~90%的进风湿度，压缩机转速4 000 r/min的工况下，单蒸发器模式的除湿速率为0.70~1.78 kg/h，而双蒸发器模式的为0.43~1.41 kg/h，单蒸发器模式的除湿速率比双蒸发器模式高26.2%~62.8%。

图6示出2种除湿制热模式在压缩机转速4 000 r/min下的有效制热量和能量来源。有效制热量定义为系统的冷凝器换热量减去蒸发器除湿过程的显热换热量，即空气经蒸发器除湿和冷凝器加热后的显热增加量，代表着系统的净加热能力。可以看出，2种模式的有效制热量均随着进风湿度的降低而减小，并且双蒸模式的有效制热量恒高于单蒸模式。在单蒸模式运行时，进风空气除湿过程的显热换热在室内蒸发器与冷凝器中相互抵消，系统有效制热量包括蒸发器与湿空气进行的潜热换热及压缩机做功两部分。此外，双蒸模式还通过室外换热器吸收了外界环境热量，使得有效制热量更高。在压缩机转速固定时，进风湿度降低，2种模式的压缩机做功变化较小，室内蒸发器潜热吸收量的减小，导致系统有效制热量减小。在压缩机转速4 000 r/min下，单蒸发器模式的有效制热量为1 298~2 083 W，而相应双蒸发器的为2 176~2 638 W，双蒸发器模式的有效制热量比单蒸发器模式高26.6%~67.6%。

2.4　热泵出风抑雾除雾能力对比

图7示出2种除湿制热模式在压缩机转速4 000 r/min下的热泵出风露点温度和相应的挡风玻璃内表面温度。可以看出，在试验工况下，2种除湿制热模式的热泵出风露点温度均低于挡风玻璃内表面温度，热泵系统具有良好的抑雾除雾能力。进风湿度越低，2种模式的出风露点温度与挡风玻璃内表面温度的差值越大，车窗的起雾风险越低。这说明随着进风湿度的降低，热泵出风的抑雾除雾更加有效。同时，在相同工况下，单蒸模式的挡风玻璃内表面温度与出风露点温度差值比双蒸模式更高，抑雾除雾能力更强。虽然单蒸模式更低的出风温度导致了更低的挡风玻璃内表面温度，但更高的除湿速率引起的出风露点温度降低使其仍具有更好的抑雾除雾作用，并且进风湿度越高，单蒸模式在抑雾除雾方面的优势越明显。相比出风温度，除湿速率是决定热泵系统抑雾除雾能力的更重要因素。

2.5　除湿制热效率对比

图8示出2种除湿制热模式在不同工况下的系统COP和D_SMER。COP和D_SMER分别为系统有效制热量和除湿速率与压缩机功率之比。在压缩机转速一定时，压缩机功率变化不大，2种除湿制热模式的有效制热量和除湿速率随进风湿度的降低而降低，导致系统COP和D_SMER也随进风湿度的降低而降低。在进风湿度相同的情况下，压缩机转速提高，2种除湿制热模式的有效制热量、除湿速率和压缩机功率均增加。对于双蒸模式的各进风湿度下，有效制热量的增加速率小于压缩机功耗的增加速率，导致系统COP随压缩机转速的增加而减小。对于单蒸模式60%的进风湿度下，系统的有效制热量较小，压缩机转速的增加导致室内蒸发器潜热换热增加，此时系统的有效制热量增加速率大于压缩机功耗的增加速率，导致系统COP随压缩机转速的增加而略有上升。同理，对于2种除湿制热模式而言，随着压缩机转速增加，系统除湿速率的增加速率小于压缩机功率的增加速率，导致D_SMER随压缩机转速的增加而减少。另外，相较单蒸模式，相同工况下的双蒸模式显示出了更小的D_SMER，但具有更高的COP，这是由双蒸模式运行时更小的除湿速率和更高的有效制热量所造成的。热泵系统对空气除湿后的有效制热效率均大于1，高于PTC的电加热效率，说明热泵系统除湿制热在降低车窗起雾风险的同时，具有较好的节能效果。压缩机转速4 000 r/min下，单蒸除湿制热模式的COP和D_SMER分别为1.08~1.69和0.4~1.32 kg/（kW·h），相应双蒸除湿制热模式的为1.62~1.88和0.31~1.05 kg/（kW·h），同工况下单蒸发器模式的D_SMER高25.7%~43.9%，双蒸发器模式的COP高11.2%~50.0%。

2.6　不同除湿制热模式的系统性能参数比

当乘员舱内空气温湿度处于适宜区间时，热泵系统的除湿速率大于车内的产湿速率即可满足除湿要求。假定乘员舱内的空气干球温度和相对湿度分别为23 ℃，60%，车内乘客人数为本文研究车型的最大乘坐人数5人，热泵系统的蒸发器进风为乘员舱回风与部分新风相混合。汽车内的湿负荷主要由人体的代谢散湿产生，根据文献［24］计算出该条件下的车内人体产湿速率为0.48 kg/h，考虑到其他产湿因素，车内的湿负荷需乘以1.3的安全系数，即该条件下的乘员舱湿负荷为0.63 kg/h。车内回风与所需新风混合后干球温度降低而相对湿度升高，在车内所需新风量50 m³/h的条件下^［25］，蒸发器进风温/湿度分别为18 ℃/70%。图9示出该工况下，2种除湿制热模式在满足除湿要求且相同除湿速率下的系统性能参数比。其中，单蒸模式的运行条件为压缩机转速3 000 r/min，双蒸模式为4 000 r/min，分别对应0.82 kg/h和0.77 kg/h的系统除湿速率。可以看出，在满足乘员舱内除湿要求的系统除湿速率下，双蒸模式比单蒸模式的压缩机功耗W_comp增加55%，D_SMER减小37%，但热泵出风温度T_out、有效制热量Q_net和系统COP分别提高43%，110%和28%。双蒸模式在满足乘员舱除湿要求的条件下，具有更好的制热性能。

3　结论

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（1）相比双蒸模式，同工况下单蒸模式具有更好的除湿性能，试验工况下单蒸模式的除湿速率比双蒸模式高26.2%~62.8%，D_SMER高25.7%~43.9%。

（2）相比单蒸模式，同工况下双蒸模式具有更好的制热性能，试验工况下双蒸模式的有效制热量比单蒸模式高26.6%~67.6%，COP高11.2%~50.0%。

（3）在满足车内除湿要求且相近除湿速率下，双蒸模式的热泵出风温度和COP分别比单蒸模式高43%和28%。

参考文献

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文献

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排序方式：

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2025年第53卷第3期

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.002

接收时间：2024-07-29
首发时间：2026-10-20
出版时间：2025-03-30

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出版历史

收稿日期：2024-07-29
修回日期：2025-01-15

基金

作者信息

¹上海理工大学新能源车辆热管理综合评估试验室，上海 200093

²上海理工大学能源与动力工程学院，上海 200093

³上海勘测设计研究院有限公司，上海 200093

⁴应急管理部上海消防研究所，上海 200032

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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