R134a汽車(chē)空調(diào)回?zé)嵯到y(tǒng)熱力性能參數(shù)的優(yōu)化分析

岳鎮(zhèn)宇陳煥新鐘昌

（1華中科技大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 武漢 430074；2東風(fēng)貝洱熱系統(tǒng)有限公司 武漢 430058）

R134a汽車(chē)空調(diào)回?zé)嵯到y(tǒng)熱力性能參數(shù)的優(yōu)化分析

岳鎮(zhèn)宇1陳煥新1鐘昌2

（1華中科技大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院 武漢 430074；2東風(fēng)貝洱熱系統(tǒng)有限公司 武漢 430058）

理論上在R134a汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)中使用回?zé)峁芸娠@著提升制冷性能，但有實(shí)驗(yàn)研究表明回?zé)峁艿氖褂脤?duì)系統(tǒng)產(chǎn)生了不利影響，抵消了收益，使得制冷性能提升不明顯且存在一定安全性風(fēng)險(xiǎn)。本文使用空調(diào)系統(tǒng)綜合性能實(shí)驗(yàn)臺(tái)對(duì)不同長(zhǎng)度回?zé)峁苓M(jìn)行對(duì)比實(shí)驗(yàn)研究，得到了系統(tǒng)不利影響與管長(zhǎng)的關(guān)系。此外，本文通過(guò)膨脹閥調(diào)節(jié)實(shí)驗(yàn)、冷凝風(fēng)量控制實(shí)驗(yàn)和油量控制實(shí)驗(yàn)，得到對(duì)該不利影響的規(guī)避方法，為回?zé)嵯到y(tǒng)匹配調(diào)節(jié)提供了一定的理論依據(jù)。

回?zé)嵫h(huán)；汽車(chē)空調(diào)；回?zé)峁?；R134a；優(yōu)化

在最初的研究中，回?zé)峁芏啾挥糜贑O2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)。Tao Y B等［1］將帶回?zé)峁芘c不帶回?zé)峁艿腃O2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)用于家用空調(diào)器并分別進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明回?zé)峁苣軌蚪档拖到y(tǒng)的節(jié)流損失，但仍然有5%的節(jié)流損失。王洪利等［2］也進(jìn)行了同樣的實(shí)驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)帶回?zé)峁艿腃O2跨臨界循環(huán)系統(tǒng)具有更好的性能。

Klein SA等［3］及Mastrullo R等［4］通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn)回?zé)峁懿粌H是對(duì)CO2跨臨界循環(huán)制冷系統(tǒng)有益，在其他制冷劑系統(tǒng)中仍有較好的效果。對(duì)于制冷劑R1234yf和CO2，由于各方面的博弈，世界各國(guó)仍然未就一種確定的制冷劑替代產(chǎn)品達(dá)成一致［5-6］，且R134a仍然是我國(guó)絕大多數(shù)汽車(chē)空調(diào)使用的制冷劑，因而研究回?zé)峁茉赗134a系統(tǒng)的性能影響仍有較大的價(jià)值。

通過(guò)分析回?zé)峁苤兄评鋭┑膲航岛唾|(zhì)量流量［7-9］，R134a空調(diào)系統(tǒng)使用回?zé)峁苡欣谥评湫阅艿奶嵘?。吳曉敏等?0］通過(guò)制冷系統(tǒng)中回?zé)峁芗捌渌考睦碚摲治?，討論了回?zé)峁艹鋈肟跅l件的改變對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的影響。

錢(qián)銳等［11］通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究發(fā)現(xiàn)，R134a汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)使用回?zé)峁芎髸?huì)產(chǎn)生諸多不利影響。這些不利影響一定程度上抵消了回?zé)峁軒?lái)的收益。

由于回?zé)峁芙Y(jié)構(gòu)緊湊，其成本與普通管基本相同，理論上可直接通過(guò)將汽車(chē)管路更換為回?zé)峁芤蕴嵘评湫阅?，無(wú)須更換已匹配好的組件，有較大的工業(yè)價(jià)值。目前汽車(chē)行業(yè)中，回?zé)峁軐?duì)系統(tǒng)產(chǎn)生的不利影響已經(jīng)成為回?zé)峁芡茝V使用的主要障礙，而該不利影響的大小，缺乏定量分析，且該不利影響的解決方法，缺乏系統(tǒng)的研究。本文通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究，全面分析回?zé)峁軐?duì)系統(tǒng)主要參數(shù)的不利影響，并提出解決方法。

1　回?zé)嵫h(huán)理論分析

回?zé)峁艿脑砣鐖D1所示，將蒸發(fā)器出口處的低溫氣態(tài)制冷劑與冷凝器出口處的高溫液態(tài)制冷劑進(jìn)行換熱，使得制冷循環(huán)中的過(guò)冷度增加。由于蒸發(fā)器出口的氣態(tài)制冷劑可通過(guò)回?zé)峁苓M(jìn)行換熱，提升壓縮機(jī)進(jìn)口的過(guò)熱度，從而可以通過(guò)調(diào)節(jié)膨脹閥開(kāi)度進(jìn)一步降低蒸發(fā)器出口的過(guò)熱度，不必?fù)?dān)心有液態(tài)制冷劑進(jìn)入壓縮機(jī)產(chǎn)生液擊的風(fēng)險(xiǎn)，可進(jìn)一步提高蒸發(fā)器的換熱效率。

圖1　回?zé)嵯到y(tǒng)流程圖Fig.1 Structure diagram of heat regeneration system

如圖2所示，1-2-3-4為傳統(tǒng)制冷循環(huán)，1′-2′-3′-4′為帶回?zé)峁艿闹评溲h(huán)。冷凝器出口的過(guò)冷液態(tài)制冷劑與蒸發(fā)器出口的飽和氣態(tài)制冷劑換熱，過(guò)冷度提升。理論上使用回?zé)峁苣軌蛱嵘到y(tǒng)COP及制冷量Q。

圖2　回?zé)嵯到y(tǒng)理論壓焓圖Fig.2 p-h diagram of heat regeneration system in theory

2　實(shí)驗(yàn)準(zhǔn)備

空調(diào)系統(tǒng)綜合性能實(shí)驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)圖如圖3所示，實(shí)驗(yàn)臺(tái)在換熱器出口均勻布16個(gè)點(diǎn)，使用焓差法［12］測(cè)量換熱器性能，在蒸發(fā)器中回收冷凝水，通過(guò)對(duì)測(cè)量潛熱使實(shí)驗(yàn)結(jié)果更為精確［13］?？照{(diào)系統(tǒng)的風(fēng)量分配為實(shí)車(chē)狀態(tài)時(shí)三檔風(fēng)速。流量計(jì)可測(cè)量制冷劑流量及系統(tǒng)含油率，計(jì)算方法可參見(jiàn)文獻(xiàn)［14］。

圖3　空調(diào)系統(tǒng)綜合性能實(shí)驗(yàn)臺(tái)Fig.3 AC system com prehensive performance test bench

實(shí)驗(yàn)工況如表1所示，使用驅(qū)動(dòng)電機(jī)通過(guò)皮帶輪帶動(dòng)壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)，整個(gè)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)取中轉(zhuǎn)速（2 668 r/min）工況作為系統(tǒng)的額定工況，在實(shí)驗(yàn)中將重點(diǎn)關(guān)注，并取低轉(zhuǎn)速（1 027 r/min）和高轉(zhuǎn)速（3 790 r/min）工況的實(shí)驗(yàn)狀態(tài)參數(shù)作為參考。電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)功率為系統(tǒng)功耗W，制冷量Q為蒸發(fā)器氣側(cè)散熱量，系統(tǒng)COP為制冷量與系統(tǒng)功耗的比值。

表1　空調(diào)系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)工況Tab.1 AC system test conditions

圖4　實(shí)驗(yàn)用回?zé)峁蹻ig.4 Internal heat exchanger used in the experiment

回?zé)峁軐?shí)物圖如圖4所示，取壓點(diǎn)及取溫點(diǎn)在壓縮機(jī)吸氣口處（測(cè)點(diǎn)1）、冷凝器出口處（測(cè)點(diǎn)2）、回?zé)岫胃邏哼M(jìn)（測(cè)點(diǎn)3）、出口處（測(cè)點(diǎn)4）、回?zé)岫蔚蛪哼M(jìn)（測(cè)點(diǎn)5）、出口處（測(cè)點(diǎn)6）共六個(gè)點(diǎn)，由于膨脹閥入口與回?zé)峁芨邏簜?cè)出口位置接近，膨脹閥出口與回?zé)岫蔚蛪簜?cè)入口位置接近，故不再額外取點(diǎn)。

3　回?zé)峁軐?duì)系統(tǒng)的不利影響

實(shí)驗(yàn)中使用500 mm長(zhǎng)度回?zé)峁芘c普通管路做對(duì)比實(shí)驗(yàn)，系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)結(jié)果如表2所示。使用回?zé)峁茉诘娃D(zhuǎn)速時(shí)制冷量?jī)H提升了40 W，COP低于普通管路空調(diào)系統(tǒng)。在中轉(zhuǎn)速和高轉(zhuǎn)速時(shí)，帶回?zé)峁芟到y(tǒng)COP比普通管系統(tǒng)略高，但制冷量均低于普通管路系統(tǒng)?？傮w來(lái)說(shuō)回?zé)峁艿氖褂貌⑽磳?duì)空調(diào)系統(tǒng)帶來(lái)收益，這與熱力計(jì)算中轉(zhuǎn)速時(shí)690 W的制冷量提升有很大偏差。

表2　系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)Tab.2 Performance test of AC system

為了進(jìn)一步研究實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，直接使用500 mm回?zé)峁?，?shí)際壓焓圖如圖5所示，與圖2理論上使用回?zé)峁苡休^大區(qū)別。使用回?zé)峁芎?，系統(tǒng)產(chǎn)生了諸多不利影響:

1）冷凝壓力升高。冷凝壓力的正常范圍在1.40 ～1.55 MPa之間，實(shí)驗(yàn)中冷凝壓力均超過(guò)1.6 MPa。冷凝壓力升高會(huì)使得壓縮機(jī)單位軸功率增大、制冷系數(shù)下降，同時(shí)給高壓部件帶來(lái)潛在的風(fēng)險(xiǎn)，對(duì)系統(tǒng)的密封性、壽命、安全性都產(chǎn)生了影響。

2）蒸發(fā)壓力下降。正常蒸發(fā)壓力在0.29 MPa以上，而回?zé)嵯到y(tǒng)蒸發(fā)壓力小于0.29 MPa時(shí)，蒸發(fā)溫度在0℃以下，蒸發(fā)器有結(jié)霜的風(fēng)險(xiǎn)，影響換熱性能。而且當(dāng)蒸發(fā)壓力降低，管路壓降后的壓縮機(jī)吸氣壓力降低，當(dāng)吸氣壓力小于0.27 MPa時(shí)，壓縮機(jī)內(nèi)控閥控制制冷劑減排，目的是為了控制蒸發(fā)溫度防止蒸發(fā)器結(jié)霜，此時(shí)制冷劑流量減少了9.5%。

3）排氣溫度升高。正常排氣溫度在80～90℃之間，回?zé)嵯到y(tǒng)中轉(zhuǎn)速排氣溫度達(dá)到98℃，高轉(zhuǎn)速達(dá)到113℃。當(dāng)排氣溫度升高時(shí)，增加了壓縮機(jī)功耗，同時(shí)導(dǎo)致系統(tǒng)的COP下降。且過(guò)高的排氣溫度使?jié)櫥托阅軠p弱甚至失效［15］，甚至導(dǎo)致壓縮機(jī)燒結(jié)事故。

4）系統(tǒng)含油率升高。正常系統(tǒng)含油率為2.5% ～5.5%，回?zé)嵯到y(tǒng)中含油率均高于8.7%，對(duì)蒸發(fā)器、冷凝器的散熱產(chǎn)生了很大的影響［16］，影響壓縮機(jī)運(yùn)行性能［17］。

圖5　實(shí)驗(yàn)中回?zé)嵯到y(tǒng)壓焓圖Fig.5 p-h diagram of heat regeneration system in experimental

通過(guò)使用普通管及350 mm，500 mm和600 mm回?zé)峁茏鰧?duì)比實(shí)驗(yàn)進(jìn)一步分析，可得到系統(tǒng)主要影響參數(shù)與回?zé)峁荛L(zhǎng)度的關(guān)系，如圖6～圖9所示。

使用回?zé)峁芎?，系統(tǒng)的過(guò)冷度、過(guò)熱度均增加，同時(shí)壓縮機(jī)的負(fù)載增加，造成原有系統(tǒng)的“超載”，導(dǎo)致冷凝壓力升高、蒸發(fā)壓力降低及排氣壓力升高，且回?zé)峁荛L(zhǎng)度越長(zhǎng)，影響越明顯。圖6所示為冷凝壓力與回?zé)峁荛L(zhǎng)度的關(guān)系，冷凝壓力隨著熱管長(zhǎng)度的增加而增加。圖7所示為蒸發(fā)壓力與回?zé)峁荛L(zhǎng)度的關(guān)系，隨著回?zé)峁荛L(zhǎng)度的增加蒸發(fā)壓力發(fā)生下降。圖8所示為壓縮機(jī)排氣溫度與回?zé)峁荛L(zhǎng)度的關(guān)系，可看出隨著回?zé)峁荛L(zhǎng)度的增加，排氣溫度逐漸增加。

理論上來(lái)說(shuō)，系統(tǒng)中潤(rùn)滑油會(huì)在溫度較低處聚集，回?zé)峁茉黾恿讼到y(tǒng)的過(guò)冷段長(zhǎng)度，使得更多的潤(rùn)滑油積存在于系統(tǒng)中造成系統(tǒng)含油率上升，圖9為系統(tǒng)含油率與回?zé)峁荛L(zhǎng)度的關(guān)系，在350 mm，500 mm 和600 mm長(zhǎng)的回?zé)峁苤?，系統(tǒng)含油率在數(shù)值上基本相同，且均比不帶回?zé)峁埽? mm）的系統(tǒng)含油率高，可得出含油率僅與是否使用回?zé)峁苡嘘P(guān)，與回?zé)峁荛L(zhǎng)度無(wú)關(guān)的結(jié)論。

圖7　回?zé)峁荛L(zhǎng)度對(duì)蒸發(fā)壓力的影響Fig.7 Relationship between evaporation pressure and the tube length

圖8　回?zé)峁荛L(zhǎng)度對(duì)排氣溫度的影響Fig.8 Relationship between discharge tem perature and the tube length

圖9　回?zé)峁荛L(zhǎng)度對(duì)含油率的影響Fig.9 Relationship between oil ratio and the tube length

4　回?zé)嵯到y(tǒng)中各參數(shù)調(diào)節(jié)的影響分析

系統(tǒng)中調(diào)節(jié)膨脹閥開(kāi)度、初始油含量和冷凝風(fēng)量［18］能夠有效地對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行控制，通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究其對(duì)系統(tǒng)各參數(shù)的影響，從而得到膨脹閥度、初始油含量及冷凝風(fēng)量與系統(tǒng)各參數(shù)的關(guān)系，通過(guò)精確調(diào)節(jié)，能夠在一定程度上抵消回?zé)峁軐?duì)系統(tǒng)帶來(lái)的不利影響。

4.1膨脹閥開(kāi)度調(diào)節(jié)對(duì)系統(tǒng)的影響

圖10與圖11所示為系統(tǒng)蒸發(fā)壓力和冷凝壓力隨著膨脹閥開(kāi)度的變化。通過(guò)調(diào)節(jié)膨脹閥開(kāi)度可以看到系統(tǒng)蒸發(fā)壓力與冷凝壓力均開(kāi)始上升:在中轉(zhuǎn)速下，蒸發(fā)壓力由0.275 MPa開(kāi)始增加，當(dāng)開(kāi)度為2.2時(shí)，蒸發(fā)壓力大于0.29 MPa，達(dá)到正常水平；而冷凝壓力由1.639 MPa一直上升到1.671 MPa，冷凝壓力情況惡化；受到冷凝壓力升高的影響，壓縮機(jī)的排氣壓力及排氣溫度也同步升高。

圖10　膨脹閥開(kāi)度對(duì)蒸發(fā)壓力的影響Fig.10 Relationship between evaporation pressure and the expansion valve′s opening

圖11　膨脹閥開(kāi)度對(duì)冷凝壓力的影響Fig.11 Relationship between condensing pressure and the expansion valve′s opening

圖12所示為壓縮機(jī)排氣溫度隨膨脹閥開(kāi)度的變化，可以看出，在中轉(zhuǎn)速下，壓縮機(jī)的排氣溫度隨著膨脹閥開(kāi)度的增加開(kāi)始迅速下降，從98.8℃下降至81.5℃，達(dá)到正常范圍。

圖13所示為系統(tǒng)含油率隨著膨脹閥開(kāi)度的變化趨勢(shì)，從最高值8.7%緩慢下降在 2.2開(kāi)度時(shí)的8.1%，達(dá)到最低點(diǎn)后緩慢上升。含油率整體浮動(dòng)不大，在膨脹閥開(kāi)度為2.2時(shí)有最優(yōu)值但仍然很高。這說(shuō)明膨脹閥開(kāi)度的調(diào)節(jié)并不能有效地對(duì)系統(tǒng)含油率進(jìn)行控制。

圖12　膨脹閥開(kāi)度對(duì)排氣溫度的影響Fig.12 Relationship between discharge temperature and the expansion valve′s opening

圖13　膨脹閥開(kāi)度對(duì)含油量的影響Fig.13 Relationship between oil ratio and the expansion valve′s opening

4.2冷凝風(fēng)量控制實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

圖14所示為冷凝壓力與風(fēng)速的關(guān)系，可以看出隨著冷凝風(fēng)速的逐步提高，冷凝壓力先迅速降低，而后緩慢降低，在3.3 m/s處達(dá)到1.545 MPa，低于1.55 MPa，冷凝壓力達(dá)到正常。

圖14　冷凝風(fēng)速對(duì)冷凝壓力的影響Fig.14 Relationship between air flow and the condensing pressure

圖15所示為蒸發(fā)壓力與冷凝風(fēng)速的關(guān)系，隨著冷凝風(fēng)速的提高，蒸發(fā)壓力緩慢下降，在2.9 m/s的風(fēng)速時(shí)蒸發(fā)壓力已經(jīng)達(dá)到0.288 MPa，小于0.29 MPa，在風(fēng)速為3.1 m/s時(shí)，壓縮機(jī)吸氣壓力小于0.27 MPa。

圖15　冷凝風(fēng)速對(duì)蒸發(fā)壓力、吸氣壓力的影響Fig.15 Relationship between evaporation pressure/ suction pressure and the air flow

圖16所示為壓縮機(jī)排氣壓力、排氣溫度均隨著冷凝風(fēng)速的變化關(guān)系，受到冷凝壓力的影響，壓縮機(jī)排氣壓力有較大幅度的下降，對(duì)空調(diào)系統(tǒng)有利。但同時(shí)排氣溫度開(kāi)始升高，但即使在風(fēng)速達(dá)到3.7 m/s時(shí)，排氣溫度為88.12℃，仍在正常范圍內(nèi)。

圖16　壓縮機(jī)排氣壓力、排氣溫度與風(fēng)速的關(guān)系Fig.16 Relationship between com pressor discharge pressure/temperature and the air flow

4.3初始含油量對(duì)系統(tǒng)含油率的影響

通過(guò)減少壓縮機(jī)內(nèi)的初始潤(rùn)滑油加注量，可以達(dá)到降低系統(tǒng)含油率的目的。為了進(jìn)一步研究系統(tǒng)含油率與初始油量的關(guān)系，通過(guò)不斷的減少油加注量進(jìn)行系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)。圖17所示為中轉(zhuǎn)速工況下壓縮機(jī)初始油量與系統(tǒng)含油率的關(guān)系，可以看出通過(guò)降低壓縮機(jī)初始油量，系統(tǒng)的含油率迅速下降，每減少10 g初始油量能夠降低系統(tǒng)含油率1.5%。在初始油量減少26 g時(shí)含油率低于5.5%，達(dá)到正常范圍。

圖17　初始油量減少對(duì)系統(tǒng)含油率的影響Fig.17 Relationship between oil ratio and the oil amount reduction

系統(tǒng)在高轉(zhuǎn)速工況時(shí)壓縮機(jī)的運(yùn)行工況最為惡劣，需要考察該狀態(tài)下的壓縮機(jī)油量是否達(dá)到潤(rùn)滑需求。在減少26 g初始油量后，對(duì)高轉(zhuǎn)速工況下壓縮機(jī)進(jìn)行稱(chēng)量，由于已知壓縮機(jī)最初標(biāo)定的油量和壓縮機(jī)的裸重（無(wú)潤(rùn)滑油），可得到壓縮機(jī)內(nèi)殘余的潤(rùn)滑油量為50 g，該油量能夠滿(mǎn)足壓縮機(jī)的潤(rùn)滑需求。通過(guò)與供應(yīng)商工程師的溝通，了解到該壓縮機(jī)初始油減少量在30 g以?xún)?nèi)均可正常運(yùn)行。故認(rèn)為該油量減少措施可行。

4.4實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

為了確定上述各調(diào)節(jié)參數(shù)的影響程度，在此將各被調(diào)節(jié)參數(shù)單次調(diào)節(jié)的變化平均值與其在合適范圍時(shí)的值域長(zhǎng)度之比，作為評(píng)價(jià)影響程度的指標(biāo)。當(dāng)比值大于0.5時(shí)認(rèn)為影響顯著，在0.1～0.5范圍時(shí)認(rèn)為有影響，小于0.1時(shí)認(rèn)為影響很小。如果在曲線(xiàn)圖上出現(xiàn)一定范圍內(nèi)的振蕩波動(dòng)時(shí)，則認(rèn)為基本無(wú)影響。

在考察調(diào)節(jié)膨脹閥開(kāi)度對(duì)蒸發(fā)壓力的影響中，單次調(diào)節(jié)膨脹閥開(kāi)度，蒸發(fā)壓力平均升高0.08MPa，而蒸發(fā)壓力的合適范圍為0.29～0.31 MPa。故計(jì)算比值0.4，比值0.4在0.1～0.5范圍內(nèi)，故可認(rèn)

為有改善。同理可計(jì)算其他各參數(shù)的影響，見(jiàn)表3。

表3　調(diào)節(jié)量對(duì)系統(tǒng)參數(shù)的影響Tab.3 Relationship between ad justment amount and the parameters of the system

由表3可知，在帶回?zé)峁芸照{(diào)系統(tǒng)中，若要調(diào)節(jié)系統(tǒng)恢復(fù)正常狀態(tài)，有以下結(jié)論:

1）若調(diào)節(jié)蒸發(fā)壓力在正常范圍內(nèi)，將主要依靠調(diào)節(jié)膨脹閥開(kāi)度實(shí)現(xiàn)。而回?zé)峁荛L(zhǎng)度的增加、冷凝風(fēng)量和初始油含量均有不利的影響。

2）降低冷凝壓力主要依靠冷凝風(fēng)量的提升實(shí)現(xiàn)，而回?zé)峁荛L(zhǎng)度的增加對(duì)冷凝壓力不利，膨脹閥開(kāi)度的增加對(duì)系統(tǒng)冷凝壓力也有較小的不利影響。

3）系統(tǒng)含油率的調(diào)節(jié)完全可依靠調(diào)節(jié)初始含油量來(lái)實(shí)現(xiàn)。使用回?zé)峁軙?huì)使系統(tǒng)含油率升高，但回?zé)峁艿拈L(zhǎng)度增加對(duì)系統(tǒng)含油率并無(wú)明顯影響。

4）排氣溫度的調(diào)節(jié)將主要依靠調(diào)節(jié)膨脹閥開(kāi)度?；?zé)峁荛L(zhǎng)度的增加對(duì)排氣溫度極為不利，而增加冷凝風(fēng)量也有較小的不利影響。

5　結(jié)論

1）由于回?zé)峁軙?huì)對(duì)系統(tǒng)產(chǎn)生不利影響，系統(tǒng)中直接使用回?zé)峁懿⒉荒軐?duì)R134a汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)帶來(lái)收益，實(shí)驗(yàn)發(fā)現(xiàn)使用回?zé)峁芎螅到y(tǒng)COP和制冷量Q反而有所下降。

2）隨著回?zé)峁荛L(zhǎng)度的增加，蒸發(fā)壓力逐漸下降，低于0.29 MPa后，制冷劑流量也開(kāi)始降低；高轉(zhuǎn)速下冷凝壓力超過(guò)1.6 MPa，排氣溫度高達(dá)113℃，系統(tǒng)存在安全性風(fēng)險(xiǎn)；系統(tǒng)含油率只與是否使用回?zé)峁苡嘘P(guān)，與回?zé)峁艿拈L(zhǎng)度無(wú)關(guān)。

3）使用回?zé)峁芎?，需要?duì)系統(tǒng)進(jìn)行一定的調(diào)節(jié)，使其規(guī)避不利影響。對(duì)系統(tǒng)的調(diào)節(jié)應(yīng)按以下順序:先調(diào)節(jié)膨脹閥使中轉(zhuǎn)速下蒸發(fā)壓力在0.29～0.31 MPa范圍內(nèi)，使系統(tǒng)能夠正常運(yùn)行（不再發(fā)生結(jié)霜和壓縮機(jī)減排現(xiàn)象），然后調(diào)節(jié)冷凝風(fēng)量，使中轉(zhuǎn)速下冷凝壓力低于1.55 MPa；最后改變初始含油量，使中轉(zhuǎn)速下含油率低于5.5%，并考察排氣溫度是否正常。在上述參數(shù)中，如果在調(diào)節(jié)范圍內(nèi)均不能達(dá)到正常，則需要改變回?zé)峁荛L(zhǎng)度。

［1］ Tao Y B，He Y L，TaoW Q，etal.Experimental study on the performance of CO2residential air conditioning system with an internal heat exchanger［J］.Energy Conversion and Management，2010，51（1）:64-70.

［2］ 王洪利，馬一太，姜云濤.CO2跨臨界單級(jí)壓縮帶回?zé)崞髋c不帶回?zé)崞餮h(huán)理論分析與實(shí)驗(yàn)研究［J］.天津大學(xué)學(xué)報(bào)，2009，42（2）:137-143.（WANG Hongli，MA Yitai，JIANG Yuntao.Theoretical analysis and experimental research on transcritical CO2single compression cycle withand without internalheatexchanger［J］.Journal of Tianjin University，2009，42（2）:137-143.）

［3］ Klein S A，Reindl D T，Brownell K.Refrigeration system performance using liquid suctionheat exchangers［J］.International Journal of Refrigeration，2000，23（8）:588-596.

［4］ Mastrullo R，Mauro AW，Tino S，et al.A chart for predicting the possible advantage of adopting a suction/liquid heat exchanger in refrigerating system［J］.Applied Thermal Engineering，2007，27（14）:2443-2448.

［5］ Takizawa K，Tokuhashi K，Kondo S.Flammability assessment of CH2=CFCF3:comparison with fluoroalkenes and fluoroalkanes［J］.Journal of Hazardous Materials，2009，172（2）:1329-1338.

［6］ Schuster P，Bertermann R，Snow T A，et al.Biotransformation of2，3，3，3 Tetrafluoropropene（HFO1234yf）［J］. Toxicology and Applied Pharmacology，2008，233（2）: 323-332.

［7］ 馬貞俊，晏剛，周晉，等.帶氣-液回?zé)崞鞯闹评湎到y(tǒng)性能研究［J］.流體機(jī)械，2003，31（4）:45-48.（MA Zhenjun，YAN Gang，ZHOU Jin，et al.Investigation on the performance of refrigeration system using liquidsuction heat exchangers［J］.Fluid Machinery，2003，31（4）:45-48.）

［8］ 向立平，曹小林，席占利，等.回?zé)崞鲗?duì)制冷循環(huán)性能影響的研究［J］.制冷與空調(diào)（四川），2005（4）:38-42. （XIANG Liping，CAO Xiaolin，XIZhanli，et al.A theoretical investigation on the performance of refrigeration system with liquid-suctin heat exchargers［J］.Refrigeration and Air-conditioning，2005（4）:38-42.）

［9］ 李國(guó)強(qiáng)，袁秀玲，徐洪濤，等.回?zé)嵫h(huán)在R134a汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)中的應(yīng)用［J］.制冷學(xué)報(bào)，2002，23（2）:56-59. （LIGuoqiang，YUAN Xiuling，XU Hongtao，etal.Application of suction line heat exchanger for R134a automotive air-conditioning system［J］.Journal of Refrigeration，2002，23（2）:56-59.）

［10］吳曉敏，R LWebb，王維城.回?zé)崞鲗?duì)制冷系統(tǒng)性能的影響［J］.上海理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2001，23（3）:247-251. （WU Xiaomin，R LWebb，WANGWeicheng.Effects of suction line heat exchanger on performance of refrigeration system［J］.Journal of University of Shanghai for Science and Technology，2001，23（3）:247-251.）

［11］錢(qián)銳，韓曉波，孟祥軍.帶回?zé)崞鞯恼?chē)空調(diào)系統(tǒng)性能實(shí)驗(yàn)研究及系統(tǒng)匹配法則［J］.制冷技術(shù)，2014，34（6）: 9-12.（QIAN Rui，HAN Xiaobo，MENG Xiangjun.Experimental study and system matching principles for the performance of vehicle air conditioning system with internal heat exchanger［J］.Chinese Journal of Refrigeration Technology，2014，34（6）:9-12.）

［12］郁夏夏，路陽(yáng)，張維加，等.空氣焓差法測(cè)量制冷量不確定度的理論與實(shí)驗(yàn)分析［J］.制冷學(xué)報(bào)，2013，33（4）: 15-18.（YU Xiaxia，LU Yang，ZHANG Weijia，et al. Theoretical and experimental analysis on uncertainty of cooling capacity tested by air enthalpy difference method ［J］.Journal of Refrigeration，2013，33（4）:15-18.）

［13］Moffat R J.Describing the uncertainties in experimental results［J］.Experimental Thermal and Fluid Science，1998，1（1）:3-17.

［14］楊傳波，張薇，郭漪，等.制冷系統(tǒng)含油量對(duì)制冷壓縮機(jī)工作性能影響的理論分析和實(shí)驗(yàn)研究［J］.制冷學(xué)報(bào)，2005，26（2）:19-23.（YANG Chuanbo，ZHANGWei，GO Yi，et al.Theoretical and experimental study of lubricant influence on performance of refrigeration compressors［J］. Journal of Refrigeration，2005，26（2）:19-23.）

［15］繆道平，吳業(yè)正.制冷壓縮機(jī)［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2001.

［16］張興群，袁秀玲，黃東.PAG潤(rùn)滑油對(duì)R134a汽車(chē)空調(diào)制冷系統(tǒng)性能影響的研究［J］.潤(rùn)滑與密封，2005（4）: 141-144.（The research of effect of PAG lubrication oil on the performances of R134a refrigerator of automobile airconditioning system［J］.Lubrication Engneering，2005 （4）:141-144.）

［17］胡青，金立軍，謝金花.制冷劑含油對(duì)汽車(chē)空調(diào)壓縮機(jī)性能影響的實(shí)驗(yàn)研究［J］.流體機(jī)械，2004，32（4）:8-11. （HU Qing，JIN Lijun，XIE Jinhua.Experimental research for the effect refrigerant oilmixture on the performance of automotive air-conditioning compressor［J］.Fluid Machinery，2004，32（4）:8-11.）

［18］Yu FW，Chan K T.Part load performance of air-cooled centrifugal chillerswith variable speed condenser fan control［J］. Building and Environment，2007，42（11）:3816-3829.

Chen Huanxin，male，professor，School of Energy and Engineering，Huazhong University of Science and Technology，+86 27-87558330，E-mail:chenhuanxin@tsinghua.org.cn.Research fields:computer simulation and optimization of refrigeration and air conditioning system；refrigeration and air conditioning equipment development and new technology research；vehicle refrigeration and its control technology.

Optim ization of Thermodynam ic Properties of R134a Vehicle Air Conditioning System w ith Internal Heat Exchanger

Yue Zhenyu1Chen Huanxin1Zhong Chang2

（1.School of Energy and Power Engineering，Huazhong University of Science and Technology，Wuhan，430074，China；2.Dongfeng Behr Thermal System Co.，Ltd.，Wuhan，430058，China）

In theory，using internalheatexchanger in the R134a vehicle air conditioning system can improve the cooling performance significantly，butmany experimental studies demonstrates that the internal heat exchanger has a negative effect on the safety of the system. Therefore the advantage and the disadvantage trade off，whichmakes themerit not conspicuous.Aimed at this situation，the influence of different length of internal heat exchanger on the air conditioning system comprehensive performance is investigated in test bench in this paper.It shows that the adverse effects have certain relationshipswith the tube length on the basis of the experiments.In addition，this study also obtain amethod to avoid adverse effects，by adjusting the expansion valve，condenser air flow and oil，which provides theoretical foundation for thematching of heat regeneration system.

heat regenerative cycle；vehicle air conditioning system；internal heat exchanger；R134a；optimization

About the

TB61+1；U463.85+1；TQ051.5

A

0253-4339（2016）05-0026-07

10.3969/j.issn.0253-4339.2016.05.026

國(guó)家自然科學(xué)基金（51076048）資助項(xiàng)目。（The project was supported by the National Natural Science Foundation of China（No. 51076048）.）

2016年2月29日

簡(jiǎn)介

陳煥新，男，教授，華中科技大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，（027）87558330，E-mail:chenhuanxin@tsinghua.org.cn。研究方向:制冷空調(diào)系統(tǒng)計(jì)算機(jī)模擬及優(yōu)化；制冷空調(diào)設(shè)備開(kāi)發(fā)及新技術(shù)研究；車(chē)輛制冷及其測(cè)控技術(shù)。