基于Matlab的跨臨界二氧化碳汽車空調系統仿真模擬研究

卓 婧，黃曉峰

(1.浙江機電職業技術學院，浙江 杭州 310053；2.杭州海事局船舶監督處，浙江 杭州 310000)

1 引言

《京都議定書》對HCFC類制冷劑(其中包括目前汽車空調普遍使用的R134a)的淘汰時間作出了規定CO2作為優良的天然工質再次受到重視，使制冷劑的發展步入了一個新的階段。當前，跨臨界CO2汽車空調系統逐漸成為汽車空調系統應用研究的熱點[1，2]。

近年來，微通道換熱器大量應用于汽車空調系統，而CO2微通道換熱器的優勢在于不僅換熱性能高，而且使用對環境友好的制冷劑。制冷劑側的換熱系數比常規制冷劑要高得多，可以補償減少的內表面換熱面積[3]。但對于微通道換熱器在系統內如何協調、如何使得它在系統內更好地工作，從而使得系統性能達到最優等方面的研究工作還比較少見。二氧化碳(R-744)，是一種安全無毒環保，具有傳熱性能好、絕熱指數大、運動黏度低，單位容積制冷量大的自然工質制冷劑[4]。其優異的特性彌補了微通道壓降大、容易堵塞等問題，因此微通道和二氧化碳的結合，可大大減小蒸發器的尺寸，提高其換熱性能，達到優勢互補的效果。

2 跨臨界二氧化碳汽車空調系統仿真計算流程

圖1所示為跨臨界二氧化碳汽車空調制冷系統制冷劑流程，將該圖中所有部件串聯起來就構成了系統模型。

系統主程序即為，在滿足一定的系統運行條件時，根據若干給定的已知條件，解系列方程組。本文針對采用微通道蒸發器和微通道氣冷器的跨臨界二氧化碳汽車空調系統，由于模型建立之初系統的壓縮機、微通道氣冷器、節流閥、微通道蒸發器、氣液分離器等所有部件都處于穩態穩流狀態，所以整個系統處于穩態穩流狀態。對系統仿真有如下假設與說明[5]。①各部件之間的連接管路用保溫材料包裹，故不考慮連接管的熱損失；②忽略連接管路的制冷劑側壓降；③與壓縮機功耗和換熱器換熱量相比，制冷劑在連接管路及各部件中流動時的動能和勢能相對較小，故忽略不計。

圖1 跨臨界二氧化碳汽車空調制冷系統制冷劑流程

根據前期建立穩態仿真模型開發的Matlab程序，校核了系統的能量平衡，在驗證模型正確性的基礎上，可實現固定壓縮機吸氣壓力和固定壓縮機排氣壓力兩種情形下的運行分析。本文主要討論涉及高壓側壓力對系統運行的影響，因為高壓對設備性能、制造水平和材質等的影響加大，故采用控制壓縮機排氣壓力的系統仿真算法(圖2)。

3 設定車輛參數對系統的影響

設定初始參數，分別為：車室內溫度tae=25 ℃；車室內相對濕度RHe=65%；車室外風速為vag=3.5 m/s；壓縮機功率為Wc=1.63 kW；壓縮機轉速nR=1800 r/min。

3.1 車室內參數對系統的影響

3.1.1 車室內溫度對系統的影響

汽車車室內溫度對于空調系統而言就是蒸發器側入口空氣溫度。汽車對于空調的要求之一就是當空調系統開啟時可在短時間內迅速將車室內溫度降下來，而在不同的室外溫度工況下，車室內溫度的變化對于系統性能有不同的影響。圖3、4分別給出了當汽車車室內溫度tae分別為25 ℃、27.5 ℃和30 ℃時，蒸發器換熱量Qe、系統COP隨汽車車室外溫度tag的變化。其它參數保持不變。由圖可見，當汽車車室內溫度tae較高時，蒸發器換熱量Qe、系統COP均比較高。

圖2 系統仿真流程(固定壓縮機吸氣壓力)

當車室內溫度tae升高時，蒸發器側空氣入口溫度升高，于是蒸發器內制冷劑的平均溫度升高，壓縮機吸氣過熱度增大。同時，蒸發器側傳熱溫差增大，即用于驅動傳熱的勢能增大，使得蒸發器側換熱量Qe增大。由于壓縮機軸功率Wc不變，則系統COP增大。

3.1.2 車室內風速對系統的影響

車室內風速即為汽車空調系統蒸發器側風速，它不僅影響空調系統性能，而且影響車內人體吹風舒適度。如圖5、6所示，當車室內風速vae較大時，蒸發器換熱量Qe、系統COP均比較大。其它參數保持不變。

車室內風速vae較大時空調系統蒸發器空氣側傳熱系數較大，則蒸發器換熱量Qe增大。另外壓縮機軸功率Wc固定不變，當空調系統取熱(Qe)增大時，則系統排熱(Qg)增大，同時，系統COP增大。

圖3 車室內溫度對蒸發器換熱量的影響

圖4 車室內溫度對系統COP的影響

圖5 車室內風速對蒸發器換熱量的影響

圖6 車室內風速對系統COP的影響

3.1.3 車室內相對濕度對系統的影響

其它參數保持不變，由圖7、8可見，當車室內相對濕度RHe較大時蒸發器換熱量Qe、系統COP均比較大。

車室內的相對濕度RHe和蒸發器換熱管的空氣側壁面溫度決定著空氣側換熱是干工況還是濕工況。干工況不涉及相變換熱，只有顯熱換熱，而濕工況則發生相變換熱，既有顯熱交換又有潛熱交換，所以傳熱系數更大一些。當車室內相對濕度逐漸增大時，空氣的露點溫度逐漸增大，當換熱管壁溫低于露點溫度時，空氣側換熱由干工況變為濕工況，傳熱系數增大，則蒸發器側換熱量Qe增大。由于壓縮機定軸功率運行，則當系統取熱Qe增大時，系統排熱Qg也隨之增大，同時，系統COP增大。

圖7 車室內相對濕度對蒸發器換熱量的影響

圖8 車室內相對濕度對系統COP的影響

3.2 車室外參數對系統的影響

3.2.1 車室外溫度對系統的影響

車室外溫度對于汽車空調系統而言就是氣冷器入口空氣溫度。車室外溫度的高低直接決定著空調系統排熱環境溫度的高低，即排熱的難易程度。如圖9、10所示為蒸發器換熱量Qe、系統COP隨車室外溫度tag的變化，其余參數保持不變。由圖可見，隨著車室外溫度tag的升高，蒸發器換熱量Qe和系統COP逐漸減小，且遞減速率在車室外溫度達到38 ℃左右時開始減緩；而制冷劑質量流量Mr則隨車室外溫度tag的升高而逐漸增大。

車室外溫度升高導致空調系統排熱溫差減小，造成氣冷器換熱量Qg減小，使得制冷劑平均溫度升高，于是蒸發器側傳熱溫差減小，導致蒸發器換熱量Qe減小，壓縮機吸氣過熱度增大，電子膨脹閥調節制冷劑質量流量Mr使其增大。由于壓縮機軸功率Wc固定不變，則系統COP逐漸減小。

圖9 車室外溫度對蒸發器換熱量的影響

圖10 車室外溫度對系統COP的影響

3.2.2 車室外風速對系統的影響

車室外風速對于汽車空調系統而言就是氣冷器側空氣流速，由于汽車在運行過程中氣冷器側風速取決于車速及行車環境，變化劇烈且具有一定的不確定性，對于空調系統性能的影響具有一定的隨機性。由圖11、12可見，當室外風速vag較大時，蒸發器換熱量Qe、系統COP都比較大。

當氣冷器側風速vag增大時，空氣側傳熱系數增大，導致氣冷器側換熱量Qg增大。同樣，壓縮機軸功率Wc不變，則當蒸發器換熱量Qe增大時，系統COP增大。

圖11 車室外風速對蒸發器制冷量的影響

3.3 壓縮機軸功率及高壓側壓力對系統的影響

3.3.1 壓縮機軸功率對系統的影響

當汽車空調系統的冷負荷較大時，自控系統調節電子膨脹閥使其開度增大，使得制冷劑質量流量增大，同時聯動調節使得壓縮機軸功率增大。由圖13、14可見，當壓縮機軸功率Wc較大時，蒸發器換熱量Qe較大，而系統COP較小。當壓縮機軸功率Wc增大時制冷劑流速增大，導致CO2側換熱系數增大，同時壓縮機吸氣過熱度減小，于是蒸發器換熱量Qe增大。由于壓縮機軸功率Wc的增大時，其增幅大于蒸發器側換熱量Qe，于是COP降低。

圖12 車室外風速對系統COP的影響

圖13 壓縮機軸功率對蒸發器換熱量的影響

圖14 壓縮機軸功率對系統COP的影響

3.3.2 高壓側壓力對系統的影響

二氧化碳汽車空調系統放熱過程發生在高壓側的氣冷器，制冷劑在這里處于超臨界區，溫度與壓力是相互獨立的。當汽車空調系統冷負荷較大時，壓縮機軸功率增大，使得壓縮機排氣量增大，導致高壓側壓力上升。高壓側壓力上升會影響蒸發器和氣冷器的換熱量，因此會影響系統COP。如圖15～17所示，蒸發器換熱量Qe、制冷劑質量流量Mr和壓縮機軸功率Wc均隨高壓側壓力的升高而逐漸增大。但持續升高的壓力也為系統安全帶來隱患，故在每個工況下系統高壓側壓力應有一個控制值。

圖15 高壓側壓力對蒸發器換熱量的影響

圖16 高壓側壓力對系統制冷劑質量流量的影響

圖17 高壓側壓力對壓縮機軸功率的影響

4 結論

利用已開發的系統仿真程序，分別計算、分析了車室內、外側參數及壓縮機軸功率和高壓側壓力對系統的影響。模擬結果顯示，當車室內溫度、風速和相對濕度增大時，蒸發器側換熱量及系統COP均增大，當車室內溫度升高5 ℃時，系統COP可提升約0.5，當車室內風速增大0.5 m/s時系統COP可提升將近0.4。當車室外溫度升高約10 ℃時，系統COP降低約1，蒸發器側換熱量減少約1.75 kW。當車室外風速增大約0.5 m/s時，系統COP可增大約0.2，蒸發器側換熱量可增大將近0.5 kW。壓縮機軸功率增大約0.25 kW時，系統COP降低約0.2，蒸發器側換熱量則升高0.4 kW。高壓側壓力升高約3 MPa時，蒸發器側換熱量最大可升高約6 kW。而當高壓側壓力進一步升高時，同等增幅的軸功率輸入量下所獲得的蒸發器側換熱量逐漸降低，

同時高壓也會帶來一定的安全隱患，故在不同工況下高壓側壓力應有一個控制值。