基于Matlab的跨臨界二氧化碳汽車空調(diào)系統(tǒng)仿真模擬研究

卓 婧，黃曉峰

(1.浙江機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院，浙江 杭州 310053；2.杭州海事局船舶監(jiān)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(diào)普遍使用的R134a)的淘汰時間作出了規(guī)定CO2作為優(yōu)良的天然工質(zhì)再次受到重視，使制冷劑的發(fā)展步入了一個新的階段。當(dāng)前，跨臨界CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)逐漸成為汽車空調(diào)系統(tǒng)應(yīng)用研究的熱點(diǎn)[1，2]。

近年來，微通道換熱器大量應(yīng)用于汽車空調(diào)系統(tǒng)，而CO2微通道換熱器的優(yōu)勢在于不僅換熱性能高，而且使用對環(huán)境友好的制冷劑。制冷劑側(cè)的換熱系數(shù)比常規(guī)制冷劑要高得多，可以補(bǔ)償減少的內(nèi)表面換熱面積[3]。但對于微通道換熱器在系統(tǒng)內(nèi)如何協(xié)調(diào)、如何使得它在系統(tǒng)內(nèi)更好地工作，從而使得系統(tǒng)性能達(dá)到最優(yōu)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(huán)保，具有傳熱性能好、絕熱指數(shù)大、運(yùn)動黏度低，單位容積制冷量大的自然工質(zhì)制冷劑[4]。其優(yōu)異的特性彌補(bǔ)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(jié)合，可大大減小蒸發(fā)器的尺寸，提高其換熱性能，達(dá)到優(yōu)勢互補(bǔ)的效果。

2 跨臨界二氧化碳汽車空調(diào)系統(tǒng)仿真計(jì)算流程

圖1所示為跨臨界二氧化碳汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)制冷劑流程，將該圖中所有部件串聯(lián)起來就構(gòu)成了系統(tǒng)模型。

系統(tǒng)主程序即為，在滿足一定的系統(tǒng)運(yùn)行條件時，根據(jù)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(fā)器和微通道氣冷器的跨臨界二氧化碳汽車空調(diào)系統(tǒng)，由于模型建立之初系統(tǒng)的壓縮機(jī)、微通道氣冷器、節(jié)流閥、微通道蒸發(fā)器、氣液分離器等所有部件都處于穩(wěn)態(tài)穩(wěn)流狀態(tài)，所以整個系統(tǒng)處于穩(wěn)態(tài)穩(wěn)流狀態(tài)。對系統(tǒng)仿真有如下假設(shè)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(cè)壓降；③與壓縮機(jī)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(jì)。

圖1 跨臨界二氧化碳汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)制冷劑流程

根據(jù)前期建立穩(wěn)態(tài)仿真模型開發(fā)的Matlab程序，校核了系統(tǒng)的能量平衡，在驗(yàn)證模型正確性的基礎(chǔ)上，可實(shí)現(xiàn)固定壓縮機(jī)吸氣壓力和固定壓縮機(jī)排氣壓力兩種情形下的運(yùn)行分析。本文主要討論涉及高壓側(cè)壓力對系統(tǒng)運(yùn)行的影響，因?yàn)楦邏簩υO(shè)備性能、制造水平和材質(zhì)等的影響加大，故采用控制壓縮機(jī)排氣壓力的系統(tǒng)仿真算法(圖2)。

3 設(shè)定車輛參數(shù)對系統(tǒng)的影響

設(shè)定初始參數(shù)，分別為：車室內(nèi)溫度tae=25 ℃；車室內(nèi)相對濕度RHe=65%；車室外風(fēng)速為vag=3.5 m/s；壓縮機(jī)功率為Wc=1.63 kW；壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速nR=1800 r/min。

3.1 車室內(nèi)參數(shù)對系統(tǒng)的影響

3.1.1 車室內(nèi)溫度對系統(tǒng)的影響

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

圖2 系統(tǒng)仿真流程(固定壓縮機(jī)吸氣壓力)

當(dāng)車室內(nèi)溫度tae升高時，蒸發(fā)器側(cè)空氣入口溫度升高，于是蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑的平均溫度升高，壓縮機(jī)吸氣過熱度增大。同時，蒸發(fā)器側(cè)傳熱溫差增大，即用于驅(qū)動傳熱的勢能增大，使得蒸發(fā)器側(cè)換熱量Qe增大。由于壓縮機(jī)軸功率Wc不變，則系統(tǒng)COP增大。

3.1.2 車室內(nèi)風(fēng)速對系統(tǒng)的影響

車室內(nèi)風(fēng)速即為汽車空調(diào)系統(tǒng)蒸發(fā)器側(cè)風(fēng)速，它不僅影響空調(diào)系統(tǒng)性能，而且影響車內(nèi)人體吹風(fēng)舒適度。如圖5、6所示，當(dāng)車室內(nèi)風(fēng)速vae較大時，蒸發(fā)器換熱量Qe、系統(tǒng)COP均比較大。其它參數(shù)保持不變。

車室內(nèi)風(fēng)速vae較大時空調(diào)系統(tǒng)蒸發(fā)器空氣側(cè)傳熱系數(shù)較大，則蒸發(fā)器換熱量Qe增大。另外壓縮機(jī)軸功率Wc固定不變，當(dāng)空調(diào)系統(tǒng)取熱(Qe)增大時，則系統(tǒng)排熱(Qg)增大，同時，系統(tǒng)COP增大。

圖3 車室內(nèi)溫度對蒸發(fā)器換熱量的影響

圖4 車室內(nèi)溫度對系統(tǒng)COP的影響

圖5 車室內(nèi)風(fēng)速對蒸發(fā)器換熱量的影響

圖6 車室內(nèi)風(fēng)速對系統(tǒng)COP的影響

3.1.3 車室內(nèi)相對濕度對系統(tǒng)的影響

其它參數(shù)保持不變，由圖7、8可見，當(dāng)車室內(nèi)相對濕度RHe較大時蒸發(fā)器換熱量Qe、系統(tǒng)COP均比較大。

車室內(nèi)的相對濕度RHe和蒸發(fā)器換熱管的空氣側(cè)壁面溫度決定著空氣側(cè)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(fā)生相變換熱，既有顯熱交換又有潛熱交換，所以傳熱系數(shù)更大一些。當(dāng)車室內(nèi)相對濕度逐漸增大時，空氣的露點(diǎn)溫度逐漸增大，當(dāng)換熱管壁溫低于露點(diǎn)溫度時，空氣側(cè)換熱由干工況變?yōu)闈窆r，傳熱系數(shù)增大，則蒸發(fā)器側(cè)換熱量Qe增大。由于壓縮機(jī)定軸功率運(yùn)行，則當(dāng)系統(tǒng)取熱Qe增大時，系統(tǒng)排熱Qg也隨之增大，同時，系統(tǒng)COP增大。

圖7 車室內(nèi)相對濕度對蒸發(fā)器換熱量的影響

圖8 車室內(nèi)相對濕度對系統(tǒng)COP的影響

3.2 車室外參數(shù)對系統(tǒng)的影響

3.2.1 車室外溫度對系統(tǒng)的影響

車室外溫度對于汽車空調(diào)系統(tǒng)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(diào)系統(tǒng)排熱環(huán)境溫度的高低，即排熱的難易程度。如圖9、10所示為蒸發(fā)器換熱量Qe、系統(tǒng)COP隨車室外溫度tag的變化，其余參數(shù)保持不變。由圖可見，隨著車室外溫度tag的升高，蒸發(fā)器換熱量Qe和系統(tǒng)COP逐漸減小，且遞減速率在車室外溫度達(dá)到38 ℃左右時開始減緩；而制冷劑質(zhì)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(dǎo)致空調(diào)系統(tǒng)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(fā)器側(cè)傳熱溫差減小，導(dǎo)致蒸發(fā)器換熱量Qe減小，壓縮機(jī)吸氣過熱度增大，電子膨脹閥調(diào)節(jié)制冷劑質(zhì)量流量Mr使其增大。由于壓縮機(jī)軸功率Wc固定不變，則系統(tǒng)COP逐漸減小。

圖9 車室外溫度對蒸發(fā)器換熱量的影響

圖10 車室外溫度對系統(tǒng)COP的影響

3.2.2 車室外風(fēng)速對系統(tǒng)的影響

車室外風(fēng)速對于汽車空調(diào)系統(tǒng)而言就是氣冷器側(cè)空氣流速，由于汽車在運(yùn)行過程中氣冷器側(cè)風(fēng)速取決于車速及行車環(huán)境，變化劇烈且具有一定的不確定性，對于空調(diào)系統(tǒng)性能的影響具有一定的隨機(jī)性。由圖11、12可見，當(dāng)室外風(fēng)速vag較大時，蒸發(fā)器換熱量Qe、系統(tǒng)COP都比較大。

當(dāng)氣冷器側(cè)風(fēng)速vag增大時，空氣側(cè)傳熱系數(shù)增大，導(dǎo)致氣冷器側(cè)換熱量Qg增大。同樣，壓縮機(jī)軸功率Wc不變，則當(dāng)蒸發(fā)器換熱量Qe增大時，系統(tǒng)COP增大。

圖11 車室外風(fēng)速對蒸發(fā)器制冷量的影響

3.3 壓縮機(jī)軸功率及高壓側(cè)壓力對系統(tǒng)的影響

3.3.1 壓縮機(jī)軸功率對系統(tǒng)的影響

當(dāng)汽車空調(diào)系統(tǒng)的冷負(fù)荷較大時，自控系統(tǒng)調(diào)節(jié)電子膨脹閥使其開度增大，使得制冷劑質(zhì)量流量增大，同時聯(lián)動調(diào)節(jié)使得壓縮機(jī)軸功率增大。由圖13、14可見，當(dāng)壓縮機(jī)軸功率Wc較大時，蒸發(fā)器換熱量Qe較大，而系統(tǒng)COP較小。當(dāng)壓縮機(jī)軸功率Wc增大時制冷劑流速增大，導(dǎo)致CO2側(cè)換熱系數(shù)增大，同時壓縮機(jī)吸氣過熱度減小，于是蒸發(fā)器換熱量Qe增大。由于壓縮機(jī)軸功率Wc的增大時，其增幅大于蒸發(fā)器側(cè)換熱量Qe，于是COP降低。

圖12 車室外風(fēng)速對系統(tǒng)COP的影響

圖13 壓縮機(jī)軸功率對蒸發(fā)器換熱量的影響

圖14 壓縮機(jī)軸功率對系統(tǒng)COP的影響

3.3.2 高壓側(cè)壓力對系統(tǒng)的影響

二氧化碳汽車空調(diào)系統(tǒng)放熱過程發(fā)生在高壓側(cè)的氣冷器，制冷劑在這里處于超臨界區(qū)，溫度與壓力是相互獨(dú)立的。當(dāng)汽車空調(diào)系統(tǒng)冷負(fù)荷較大時，壓縮機(jī)軸功率增大，使得壓縮機(jī)排氣量增大，導(dǎo)致高壓側(cè)壓力上升。高壓側(cè)壓力上升會影響蒸發(fā)器和氣冷器的換熱量，因此會影響系統(tǒng)COP。如圖15～17所示，蒸發(fā)器換熱量Qe、制冷劑質(zhì)量流量Mr和壓縮機(jī)軸功率Wc均隨高壓側(cè)壓力的升高而逐漸增大。但持續(xù)升高的壓力也為系統(tǒng)安全帶來隱患，故在每個工況下系統(tǒng)高壓側(cè)壓力應(yīng)有一個控制值。

圖15 高壓側(cè)壓力對蒸發(fā)器換熱量的影響

圖16 高壓側(cè)壓力對系統(tǒng)制冷劑質(zhì)量流量的影響

圖17 高壓側(cè)壓力對壓縮機(jī)軸功率的影響

4 結(jié)論

利用已開發(fā)的系統(tǒng)仿真程序，分別計(jì)算、分析了車室內(nèi)、外側(cè)參數(shù)及壓縮機(jī)軸功率和高壓側(cè)壓力對系統(tǒng)的影響。模擬結(jié)果顯示，當(dāng)車室內(nèi)溫度、風(fēng)速和相對濕度增大時，蒸發(fā)器側(cè)換熱量及系統(tǒng)COP均增大，當(dāng)車室內(nèi)溫度升高5 ℃時，系統(tǒng)COP可提升約0.5，當(dāng)車室內(nèi)風(fēng)速增大0.5 m/s時系統(tǒng)COP可提升將近0.4。當(dāng)車室外溫度升高約10 ℃時，系統(tǒng)COP降低約1，蒸發(fā)器側(cè)換熱量減少約1.75 kW。當(dāng)車室外風(fēng)速增大約0.5 m/s時，系統(tǒng)COP可增大約0.2，蒸發(fā)器側(cè)換熱量可增大將近0.5 kW。壓縮機(jī)軸功率增大約0.25 kW時，系統(tǒng)COP降低約0.2，蒸發(fā)器側(cè)換熱量則升高0.4 kW。高壓側(cè)壓力升高約3 MPa時，蒸發(fā)器側(cè)換熱量最大可升高約6 kW。而當(dāng)高壓側(cè)壓力進(jìn)一步升高時，同等增幅的軸功率輸入量下所獲得的蒸發(fā)器側(cè)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(cè)壓力應(yīng)有一個控制值。