電動客車跨臨界CO2空調系統充注量優化及性能研究

魏香羽，宋昱龍，曹 鋒

(西安交通大學能源與動力工程學院，陜西 西安 710049)

1 引言

隨著石油資源逐漸短缺，溫室效應日益加劇，國家節能減排的力度越來越大，傳統的汽車行業受到能源和環境保護的雙重壓力，新能源電動汽車因其顯著的環保性得到國家的大力推廣，且隨著大電池容量的發展，能量密度高的鋰離子電池也開始被應用在貨車及客車上。電動客車實際運行存在電池容量衰減、里程焦慮等問題。由于續航的限制，電動客車對能耗的要求變得更加苛刻，據官方數據統計，開啟空調會降低電動客車25%～30%的里程[1]，因此空調節能成為電動客車設計考慮的重要部分。目前，電動車的空調主要分為兩種：一種是單純制冷與PTC(Positive Temperature Coefficient，意為正的溫度系數，泛指正溫度系數很大的半導體材料或元器件)加熱相結合的空氣調節系統；另一種是冷熱雙制式熱泵空調系統。采用PTC電加熱需要消耗更多電能，導致冬季續航里程更低；熱泵空調系統主要通過吸收環境熱量將低品位熱能轉變為高品位熱能，節能環保而且制熱效率高，能夠彌補利用PTC電加熱導致車輛里程減小的缺點。因此，熱泵汽車空調成為電動汽車空調領域研究的重要內容。

對于空調系統而言，制冷劑的選擇十分重要。傳統制冷劑工質由于對環境不友好面臨淘汰，世界各國致力于合成高性能的工質，由于制冷劑的用量在不斷增加，很難避免工質泄露的問題，這勢必會造成環境污染。高效、低毒、無害的自然工質的研究與應用已成為目前解決環境問題最重要的方案[2]。CO2制冷劑作為一種無毒、無害的自然工質，被認為是最有前景的替代制冷劑之一[3]。由于CO2臨界溫度較低(31.1 ℃)，當熱源溫度過高時，傳統的亞臨界蒸汽壓縮循環將變成跨臨界CO2循環[4]。

跨臨界CO2循環系統在汽車空調系統中的應用最早由J.Petterson[5]等人提出，并在后續研究中取得巨大發展，越來越多的學者[6-7]開始研究跨臨界CO2系統。相關結論表明，CO2熱泵空調系統具備良好的制熱性能和較高的制熱效率，在低溫環境下CO2系統具有更高的制熱能力和COP，但在環境溫度較高時CO2系統制冷能力和 COP 均偏低一些，制冷性能較差[8]。為了使CO2熱泵空調系統綜合性能更優，必須提升系統制冷能力，深入研究制冷工況下空調系統的性能，而系統性能又與制冷劑充注量有密不可分的聯系。Choi[9]等人對CO2系統進行充注量研究，結果發現與傳統系統相比，CO2系統性能受充注量影響更大； Kim[5，10，13]等人的研究成果表明：如果制冷劑充注量不足，系統蒸發溫度和蒸發壓力都會下降，制冷劑的質量流量減小，蒸發器內部制冷劑液體未流完全程就蒸發為氣體，造成制冷量不足且出口過熱度過大，從而導致壓縮機吸氣、排氣溫度過高，造成壓縮機過熱保護；如果充注量過多，會造成系統蒸發壓力、排氣壓力過高，易引起壓縮機高壓保護，同時可能會造成壓縮機液擊，影響壓縮機壽命；D.Y.Goswami[13]， Eric B.Ratts[14]等人對汽車空調系統的充注量進行了研究，結果表明隨著工質充注量減小，系統制冷量下降，當充注量小于最佳充注量的90%時，系統制冷能力降低3.5%；劉洪勝[15]等人也研究了CO2充注量對汽車空調性能的影響，結果顯示CO2對跨臨界空調系統性能影響巨大，存在一個最佳充注量使系統性能最優。關于跨臨界CO2熱泵空調系統的充注量研究還有很多[16-18]，但大都局限于小型電動汽車(轎車)[19-20]，電動客車空調系統的制冷劑仍以R407C為主[21]，跨臨界CO2客車空調系統仍在研究階段，相關結論較少。

本文在制冷工況下對純電動客車跨臨界CO2空調系統進行了最優充注量的研究，分析了不同充注量下系統性能達到最優時系統各狀態點參數的變化。在最優充注量基礎上研究環境溫度、壓縮機轉速以及氣冷風量對系統性能的影響。

2 循環介紹

圖1為客車空調系統循環圖，主要包括制冷循環系統、送風系統以及邏輯控制系統。其中，制冷循環部分包括壓縮機、氣體冷卻器、回熱器、節流閥、蒸發器以及儲液器等，其中蒸發器和氣體冷卻器均為2片，采用并聯進風方式排布。制冷過程中，CO2先經過壓縮機被壓縮成高溫高壓的氣體，流經氣體冷卻器后變為高壓低溫狀態，經過回熱器進一步冷卻后，節流至低壓兩相狀態，繼續通過蒸發器與室內空氣進行換熱達到降低車廂溫度的目的，然后通過儲液器再次進入壓縮機完成制冷劑的循環。送風系統包括氣冷送風和蒸發器送風，主要調節氣冷器以及蒸發器的送風量和送風狀態。邏輯控制部分包括蒸發器氣側出風溫度PID控制以及排氣壓力PID控制。其中，通過改變蒸發器送風量調節出風溫度，通過改變閥開度控制排氣壓力。

圖1 客車空調系統循環圖

CO2空調系統中絕大部分的制冷劑主要存在蒸發器、氣冷器以及儲液器中，相對而言，節流裝置、壓縮機和管路中的制冷劑非常少，可以忽略不計，采用額定工況法[22-21]可以初步得到系統所需要的CO2充注量。即當空調系統在額定工況運行時，通過refprop查詢得到系統內部制冷劑各個的狀態參數，計算后獲得主要部件內CO2量，相加得到系統總充注量。表1顯示了客車空調系統的設計工況點參數，圖2為設計工況的循環圖。

表1 設計工況點參數

對于設計工況而言，蒸發器中的制冷劑均處于兩相流狀態，制冷劑的狀態按照蒸發溫度下的飽和狀態確定，其充灌量可以按照式1獲得，對于氣冷器、回熱器而言，充灌量可以根據式2得到。其中，為保證制冷劑存在一定富裕，儲液器內部充灌量按照整體容積大小的40%計算。

(1)

(2)

其中，公式1中X1，X2分別為蒸發器進出口干度，Ve為蒸發器內部的結構容積，ρl，ρg分別為蒸發溫度所對應的飽和液體密度和飽和氣體密度；公式2中ρ1，ρ2分別為部件進出口的制冷劑密度，V為部件容積。

表2顯示了蒸發器、氣冷器以及回熱器的結構參數。其中，蒸發器、氣冷器的容積分別為2.4 L、4.72 L，回熱器的大小相對而言可以忽略不計，模型中儲液器容積為4 L。計算可得設計工況下蒸發器內部制冷劑量為1.659 kg，氣冷內部制冷劑量為3.742 kg，儲液器內部制冷劑質量為1.708 kg，相加后得到設計的總充灌量為7.11 kg。由于理論計算忽略了壓縮機、連接管路以及節流裝置的制冷劑量，計算結果存在一定的誤差，實際中需要通過定量研究，分析系統性能，才能確定最佳充注量。本文在設計充注量的基礎上擴大充注范圍，對系統充注量進行定量研究。

表2 換熱器結構參數

3 結果分析

3.1 系統性能及狀態參數隨充注量的變化情況

如圖3(a)所示，為40 ℃環境溫度下，系統達到最優時的蒸發壓力、排氣壓力、壓縮機吸排氣溫度以及吸氣過熱度隨充注量的變化情況。圖中可以看出，隨著制冷劑充注量的增加，壓縮機入口壓力以及壓縮機排氣壓力先上升然后保持一定再繼續上升；排氣溫度和壓縮機進口溫度則先降低然后保持穩定再繼續下降；蒸發器出口過熱度迅速降低直至出口飽和，而后無過熱度存在。圖3(b)為系統性能、壓縮機耗功、制冷量隨充注量的變化情況?？梢钥闯?，隨著制冷劑充注量的增加，系統制冷量先迅速增加后維持穩定再有所降低；壓縮機耗功先增然后不變再繼續增加；系統COP在綜合作用下先增后不變再減小。圖3(c)為系統內部質量流量、閥開度以及儲液器液位隨充注量的變化情況，可以看出，不同充注量下系統獲得最優性能時，節流閥的開度幾乎不變，均保持在18%左右；質量流量的變化趨勢和壓縮機耗功趨勢一致；系統內儲液器的液位最初為0，后逐漸增加至90%，然后保持在90%以上不變，由于此模型中儲液器的閾值設置為90%，因此當液位達到90%時即可認為儲液器溢滿。根據上述現象可以將整個充注量范圍可以分為三部分：充注量在6 kg以下，充注量在6～8 kg之間，充注量大于8 kg。

當充注量小于6 kg時，系統處于欠充狀態。由于充注量較小，蒸發壓力和排氣壓力也較低，制冷劑在蒸發器出口已經存在明顯過熱度，進而導致壓縮機吸氣溫度較高，排氣也保持較高溫度。隨著制冷劑的進一步增加，蒸發器出口過熱度逐漸減小，蒸發器的換熱增強，系統COP呈上升趨勢。當蒸發器出口過熱度為0時，整個蒸發段制冷劑保持兩相狀態，蒸發器換熱達到最優，此時充注量也達到了最優。本試驗系統中由于存在儲液器，可以保證充注量在6～8 kg之間時，系統均維持穩定，各狀態參數幾乎不發生變化，性能保持最優。當充注量充滿整個儲液器后，繼續增加制冷劑充注量會導致壓縮機入口帶液，吸氣壓力和排氣壓力均有所上升，吸氣溫度和排氣溫度則明顯降低，壓縮機耗功增大，系統COP減小。

實際運行中，壓縮機帶液會導致壓縮機壽命大幅降低，儲液器的存在使得過充的幾率大幅降低，因而制冷劑將主要處于欠充和適宜的狀態。圖4所示為系統制冷劑在欠充和正常境況下的T-s圖以及p-h圖。制冷劑充注量在1.5 kg時，制冷劑處于嚴重欠充狀態，系統排氣壓力低于臨界壓力，整個循環圖處于過熱狀態。

圖4 制冷劑欠充和適宜情況下系統p-h圖及T-s圖

幾乎沒有制冷量；隨著充注量的增加，系統的蒸發壓力和排氣壓力逐漸上升，蒸發器入口狀態接近氣態飽和點，但此時蒸發器制冷量依舊很?。焕^續增加制冷劑充注量，蒸發壓力和排氣壓力繼續增加，CO2節流至兩相區，蒸發器入口干度小于1，出口過熱，制冷量增加；隨著CO2充注量進一步增加，系統循環圖繼續左移，蒸發壓力和排氣壓力繼續增加，但增加的幅度減小，制冷劑在蒸發器出口逐漸飽和，整個蒸發段均為兩相區狀態，系統制冷量達到最大值；再繼續增加制冷劑，蒸發器出口仍為飽和狀態，多余的制冷劑存儲在儲液罐中，系統各狀態參數點幾乎保持不變，循環曲線變得密集，這一階段系統制冷劑充注量達到最佳。通過循環曲線圖可以更加直觀的確定最佳充注量的范圍，曲線密集區對應的充注量即為最佳充注量，當小于最佳充注量時，系統循環曲線變化比較明顯。可以看出欠充狀態下，壓縮機吸氣壓力、排氣壓力均隨充注量增加而增加，且吸氣壓力在初始階段增加幅度較大，而后增加幅度減小，排氣壓力的增加幾乎成線性，壓比先減小后增大；壓縮機吸氣過熱度則隨充注量增加緩慢減?。慌艢鉁囟仁芪鼩鉁囟群蛪罕裙餐绊懗氏陆第厔?；蒸發溫度受過熱度和吸氣壓力影響先降低再增加；系統閥前溫度幾乎沒有變化，與環境溫度接近；此外，隨充注量增加，系統節流階段的熵增緩慢減小，節流損失降低。

根據上述研究，系統最優充注量范圍為6～8 kg。接下來研究最佳充注量下的系統性能時，制冷劑充注量固定為7 kg。

3.2 壓縮機轉速對系統性能的影響

本小節主要內容為系統在最優充注量下的變轉速試驗，轉速范圍取1000 r/min到3500 r/min。通過調節閥開度可以得到不同排氣壓力、不同轉速下系統的制冷量、壓縮機耗功以及系統COP的變化曲線，如圖5所示。可以看出不同轉速下系統參數隨著排氣壓力的變化趨勢大體相同。隨著排氣壓力由8.5～12 MPa變化，壓縮機耗功以及制冷量均有所增加，系統COP呈現出先迅速增加后逐漸減小趨勢。隨著轉速的增加，壓縮機耗功呈比例增大，排壓越高，增加越多；排壓較小時，轉速越高制冷量越小，排壓較高時，轉速越大制冷量越大，但制冷量隨轉速增大而增加的幅度逐漸減小；隨著轉速的增加，系統COP呈下降趨勢，且系統最優COP對應的排氣壓力隨轉速減小而降低。

圖6為不同轉速下最優COP所對應狀態點各參數的變化情況。圖中可以看出，隨著轉速的增加，蒸發溫度和蒸發壓力下降，排氣壓力和排氣溫度上升，氣冷出口溫度在微小范圍內增加；系統內質量流量隨轉速增加而增大，壓縮機耗功、制冷量也增加；系統COP隨轉速增加而降低，這是因為壓縮機轉速的增加導致壓縮機的壓比增加，系統蒸發壓力下降而排氣壓力上升，壓縮機耗功的增加程度大于制冷量增加程度。

3.3 環境溫度對系統性能的影響

在最優充注量下，通過改變閥開度，研究不同環境溫度下系統最優性能的變化趨勢。如圖7所示，分別為不同排氣壓力下，系統COP、制冷量、壓縮機耗功、儲液器液位以及質量流量隨環境溫度的變化情況。可以看出，不同環境溫度下的各參數隨排氣壓力的變化趨勢一致。隨著環境溫度的上升，不同排氣壓力下系統COP均呈下降趨勢，當排氣壓力為9 MPa時，COP衰減十分劇烈，42 ℃時COP只有1.2左右；當排氣壓力為10 MPa以上時，不同環境溫度下系統COP均保持在1.8以上，排氣壓力越高，系統性能隨環境溫度的下降上升趨勢減小；隨著環境溫度的降低，系統達到最優時的排氣壓力也減小。系統制冷量及壓縮機耗功隨著排氣壓力的增加而增大；在不同排氣壓力下，系統制冷量隨著環境溫度的下降有明顯增加，且排氣壓力越低，增加程度越大；壓縮機耗功隨環境溫度的變化不十分明顯，在低排壓時，耗功隨環境溫度降低而增大，隨著排氣壓力的增加，壓縮機耗功在不同環境溫度下幾乎保持不變。從圖7(c)可以看到不同環境溫度下系統質量流量和儲液器液位隨排氣壓力變化趨勢幾乎相同，隨著排氣壓力升高，系統質量流量逐漸減小，變化速率先迅速后緩慢，儲液器液位隨著排氣壓力升高線性減少；在不同排氣壓力下，質量流量隨著環境溫度的降低而減小，下降幅度隨著排氣壓力增大而減??；儲液器液位在不同排壓下隨著環境溫度的上升而增加，不同排壓下增加幅度幾乎一致。

圖8為系統最優排壓下的狀態參數隨環境溫度的變化情況?？梢钥闯?，隨著環境溫度的上升，蒸發壓力及壓縮機進口溫度幾乎保持一定，排氣壓力和排氣溫度有明顯上升，氣體冷卻器出口溫度也緩慢增加；系統質量流量幾乎不隨環境溫度發生變化，環境溫度的增高，使得閥前溫度升高，蒸發器前后焓差減小，系統制冷量下降；而壓縮機由于壓比的增加耗功也隨之增大，系統COP在2個因素作用下隨著溫度升高直線下降。

3.4 氣冷風量對系統性能的影響

在充注量、閥開度給定，同時保證蒸發側送風溫度10℃情況下，研究了定壓縮機轉速下氣體冷卻器的送風量對系統性能的影響，結果如圖9所示。圖9(a)顯示了制冷量、壓縮機耗功、壓比以及COP隨氣冷風量的變化曲線；9(b)圖顯示了系統穩定時蒸發器、儲液器以及氣冷中的制冷劑質量和儲液器液位情況；9(c)小圖展示了系統內部蒸發溫度、排氣溫度、氣冷制冷劑出口溫度、氣冷風側出風溫度以及保證蒸發側出風溫度10 ℃下的送風量。可以看出，隨著氣冷送風量的增加，壓縮機壓比降低，耗功減小，制冷量增加，COP在綜合效果下近線性增加；同時，氣冷風量的增加導致氣體冷卻器中集聚的制冷劑量增多，儲液器中制冷劑量減小，而蒸發器內制冷劑量增加的幅度可忽略不計；氣冷制冷劑和風量的增加會使得氣冷換熱效果增加，雖然氣冷空氣側出風溫度增加幅度減小，但整體換熱量增加，制冷劑的出口溫度會降低，在相同節流閥開度情況下，蒸發段的焓差增大，制冷量增加，可以獲得的低溫風量變多；除此之外，隨氣冷風量的增加，蒸發溫度的減小幅度可忽略不計，由于循環中的制冷劑流量幾乎不變，排氣溫度受壓縮機壓比變化也隨之減小。

4 結論

對跨臨界CO2客車空調系統進行了充注量的模擬研究，并在最優充注量下研究了壓縮機轉速、環境溫度以及氣冷風量對系統性能的影響。

(1)系統欠充時，制冷劑充注量的多少對系統排氣壓力、蒸發壓力、排氣溫度及蒸發溫度有明顯影響；儲液器的存在使系統最優充注量存在一個范圍，在該范圍內系統各轉態參數隨充注量的變化不明顯；系統過充會導致吸排氣壓力繼續上升，同時會造成壓縮機帶液，實際中應該避免壓縮機帶液。

(2)制冷劑在最佳充注量下，通過改變節流閥開度獲得不同轉速下的最優性能，得到系統性能隨著壓縮機轉速變化的規律。當轉速從1000 r/min增加到4000 r/min時，壓縮機耗功和制冷量均增加；系統COP降低。

(3)充注量一定時，隨著環境溫度的增加，最優排氣壓力增加，蒸發壓力幾乎恒定，制冷量下降，壓縮機耗功增加，系統COP降低。

(4)給定閥開度時，隨著氣冷風量的增加，系統蒸發壓力、排氣壓力均降低，壓比減小，壓縮機耗功減小，制冷量增加，系統COP增加。