基于Simulink 的汽車空調(diào)系統(tǒng)建模與性能分析

于號(hào)，李征濤，王智楷

（200082 上海市 上海理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院）

0 引言

在節(jié)能減排與“雙碳”的大背景下，電動(dòng)汽車憑借其節(jié)能環(huán)保、良好的駕駛體驗(yàn)及智能駕駛科技的應(yīng)用，迎來了發(fā)展的黃金期[1-2]。作為為乘員艙營造舒適駕乘溫濕度環(huán)境以及整車熱管理提供冷熱源的核心設(shè)備，電動(dòng)汽車空調(diào)熱泵憑借著較高的工作效率減少了因使用PTC加熱器對電量的消耗，增加了續(xù)航里程，逐漸成為行業(yè)的研究熱點(diǎn)[3]。

學(xué)者們對汽車空調(diào)低溫環(huán)境下的制熱性能進(jìn)行了研究。張磊等[4]對使用R410a 制冷劑的補(bǔ)氣增焓型電動(dòng)汽車空調(diào)進(jìn)行了制熱性能研究，結(jié)果表明，與使用R134a 制冷劑的普通型機(jī)組相比，新系統(tǒng)在-15 ℃與0 ℃環(huán)境下的制熱性能比普通型機(jī)組分別提升17%與21%；張海等[5]提出一種回收電機(jī)余熱為乘員艙制熱以減少空調(diào)能耗的系統(tǒng)，仿真及試驗(yàn)證明了模型的準(zhǔn)確性；Zhang 等[6]將電動(dòng)汽車回風(fēng)系統(tǒng)與防霧相結(jié)合，通過設(shè)置不同的回風(fēng)與新風(fēng)比例對熱泵空調(diào)系統(tǒng)展開研究，結(jié)果表明，在室外環(huán)境溫度為-20～ -5 ℃時(shí)，新系統(tǒng)比原系統(tǒng)的制熱需求降低了46.4%～ 62.1%；Lee 等[7]在低溫環(huán)境下在汽車空調(diào)系統(tǒng)中加入空空換熱器，以降低車內(nèi)開啟新風(fēng)系統(tǒng)時(shí)熱泵系統(tǒng)的能耗，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，系統(tǒng)開啟再循環(huán)時(shí)熱負(fù)荷和除濕負(fù)荷降低了12.3%與12.9%。

熱泵空調(diào)系統(tǒng)因其較高的工作效率及節(jié)能的特點(diǎn)適用于電動(dòng)汽車，但汽車空調(diào)系統(tǒng)的室外換熱器在寒冷環(huán)境下較易結(jié)霜，進(jìn)而降低了系統(tǒng)的工作效率、增加了能耗，這是急需解決的問題[8-9]。在基于使用R1234yf 制冷劑的電動(dòng)汽車熱泵平臺(tái)上，王芳[10]對室外換熱器的結(jié)霜與融霜特性進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)融霜時(shí)間隨著車外環(huán)境溫度、壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速、車內(nèi)風(fēng)機(jī)風(fēng)量的增大而減小，且中壓補(bǔ)氣可有效縮短26.25%的融霜周期；武衛(wèi)東等[11]針對空調(diào)換熱器結(jié)霜問題提出低壓熱氣除霜和高壓熱氣除霜2 種模式，發(fā)現(xiàn)低壓熱氣除霜不僅所需時(shí)間長，且壓縮機(jī)能耗較大，高壓熱氣融霜速度較快，排氣壓力最高0.65 MPa，且能耗最小。

綜上所述，汽車空調(diào)的效率與能耗以及各子系統(tǒng)的性能逐漸提升優(yōu)化，但系統(tǒng)各部件的性能匹配以及運(yùn)行策略仍需進(jìn)一步研究?；赟imulink 對物理模型的建立有著結(jié)構(gòu)簡單且準(zhǔn)確性較高的特點(diǎn)，本文基于MATLAB/simulink 的物理建模平臺(tái)，對汽車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行建模并仿真，研究室外環(huán)境溫度、壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速等變量對系統(tǒng)制冷量與整體能耗的影響。

1 系統(tǒng)模型的建立

1.1 系統(tǒng)工作原理

汽車空調(diào)主要分為三換熱器系統(tǒng)與雙換熱器系統(tǒng)。三換熱器系統(tǒng)主要由電動(dòng)壓縮機(jī)、車外換熱器、車內(nèi)蒸發(fā)器、車內(nèi)冷凝器、膨脹閥與傳感器等組成，通過系統(tǒng)中各個(gè)電磁閥的開閉實(shí)現(xiàn)制冷與制熱模式的切換，有著穩(wěn)定且耐久性好的特點(diǎn)。雙換熱器系統(tǒng)與前者不同的是車內(nèi)僅包含一個(gè)熱交換器，由四通換向閥的轉(zhuǎn)換實(shí)現(xiàn)冷暖模式的切換。

系統(tǒng)的工作原理為逆卡諾循環(huán)，基本工作循環(huán)包括4 個(gè)過程：制冷劑以低溫低壓的過熱蒸汽狀態(tài)進(jìn)入壓縮機(jī)，經(jīng)壓縮機(jī)壓縮成為高溫高壓蒸汽后進(jìn)入室外冷凝器，經(jīng)與空氣換熱被冷凝為高壓過冷液體，高壓過冷液態(tài)的冷媒后經(jīng)過電子膨脹閥等節(jié)流裝置壓力降低，狀態(tài)變?yōu)闅庖簝上嗷旌衔?，此時(shí)進(jìn)入蒸發(fā)器與室內(nèi)空氣換熱，冷媒蒸發(fā)吸熱進(jìn)而為室內(nèi)輸送冷量，經(jīng)蒸發(fā)器出口進(jìn)入壓縮機(jī)完成一個(gè)制冷循環(huán)。其循環(huán)原理圖如圖1 所示。

圖1 空調(diào)系統(tǒng)制冷循環(huán)示意圖Fig.1 Schematic diagram of refrigeration cycleof air conditioning system

1.2 系統(tǒng)模型的搭建

本文采用MATLAB/Simulink 對汽車空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行模型搭建，電動(dòng)汽車空調(diào)的各子系統(tǒng)如圖2 所示。蒸發(fā)器子系統(tǒng)模型如圖2（a）所示，冷媒與空氣分別從蒸發(fā)器的兩端進(jìn)出，經(jīng)換熱器完成熱交換，冷媒從A 端口進(jìn)入經(jīng)蒸發(fā)吸熱從B 端口進(jìn)入壓縮機(jī)，制冷后的空氣經(jīng)循環(huán)風(fēng)機(jī)驅(qū)動(dòng)進(jìn)入車艙內(nèi)為車內(nèi)提供冷量。壓縮機(jī)子系統(tǒng)模型如圖2（b）所示，驅(qū)動(dòng)信號(hào)由0 變?yōu)? 時(shí)壓縮機(jī)開始按照設(shè)定的轉(zhuǎn)速工作，冷媒蒸汽從端口A 進(jìn)入壓縮機(jī)以接近等熵壓縮的過程轉(zhuǎn)為高溫高壓蒸汽，同時(shí)布置于壓縮機(jī)出口的傳感器采集到冷媒的溫度與壓力參數(shù)。冷凝器模型及工作原理與蒸發(fā)器類似，如圖2（c）所示。由于汽車空調(diào)整體工作功率較低，經(jīng)過蒸發(fā)器時(shí)冷媒的壓降較小，因此選用內(nèi)平衡式熱力膨脹閥作為子系統(tǒng)的節(jié)流裝置，如圖2（d）所示。

圖2 汽車空調(diào)子系統(tǒng)示意圖Fig.2 Schematic diagram of vehicle air conditioning subsystem

乘員艙與車內(nèi)外環(huán)境熱傳遞網(wǎng)絡(luò)的建模如圖3所示。使用Constant Volume Chamber 模塊作為汽車的乘員艙環(huán)境，乘員的熱、濕負(fù)荷由相應(yīng)的增益模塊表示，如圖3（a）所示。車身整體與外界換熱部分經(jīng)簡化后包括車頂、車窗玻璃與車門，車內(nèi)空氣與車外環(huán)境通過熱對流與熱傳導(dǎo)方式傳遞，換熱過程由相應(yīng)的熱傳遞網(wǎng)絡(luò)表示，如圖3（b）所示?？照{(diào)系統(tǒng)工作后，車艙內(nèi)溫度開始降低，當(dāng)溫度傳感器檢測到的溫度低于或高于設(shè)定溫度時(shí)，信號(hào)轉(zhuǎn)換器將此溫差信息傳遞到控制器，控制器向系統(tǒng)壓縮機(jī)、循環(huán)風(fēng)機(jī)等運(yùn)動(dòng)部件發(fā)送關(guān)閉或開啟信號(hào)，以此來保證乘員艙內(nèi)溫度一直處于所設(shè)定的目標(biāo)溫度的合理區(qū)間。

圖3 乘員艙與熱傳遞網(wǎng)絡(luò)模型示意圖Fig.3 Schematic diagram of cabin and heat transfer network model

仿真模型使用的制冷劑為R410a，系統(tǒng)參數(shù)設(shè)定：蒸發(fā)溫度為10 ℃，乘員艙內(nèi)設(shè)定溫度為24 ℃，蒸發(fā)器出口過熱度為5 ℃，冷凝溫度為45 ℃，冷凝器的過冷度為5 ℃，系統(tǒng)的連接管徑為0.008 m，蒸發(fā)與冷凝器外的風(fēng)量由進(jìn)出口溫差與制冷功率計(jì)算得出。汽車空調(diào)系統(tǒng)模型示意圖如圖4 所示。

圖4 汽車空調(diào)系統(tǒng)模型Fig.4 Vehicle air conditioning system model

1.3 數(shù)據(jù)處理

系統(tǒng)運(yùn)行過程中，布置在各部件進(jìn)出口的傳感器采集到的壓力和溫度數(shù)據(jù)在壓焓圖上表示的冷媒狀態(tài)轉(zhuǎn)化的過程如圖5 所示。

圖5 系統(tǒng)運(yùn)行過程中冷媒的壓焓圖Fig.5 Pressure enthalpy diagram of refrigerant during system operation

衡量系統(tǒng)性能指標(biāo)的計(jì)算公式分別為

系統(tǒng)制冷量：

壓縮機(jī)對冷媒做功：

系統(tǒng)理論能效比：

式中：hevap,out、hevap,in——蒸發(fā)器進(jìn)出口冷媒的焓值，kJ/kg；hcomp,out、hcomp,in——壓縮機(jī)進(jìn)出口冷媒的焓值，kJ/kg；Wfan,evap、Wfan,conds——蒸發(fā)器與冷凝器風(fēng)扇功耗，kW。

2 結(jié)果與分析

在搭建的汽車空調(diào)系統(tǒng)模型中，改變壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速與室外環(huán)境溫度，分別分析冷媒為R134a 與R410a 時(shí)系統(tǒng)總功耗（包含壓縮機(jī)、冷凝器側(cè)與蒸發(fā)器側(cè)的功耗）、能效比COP、制冷量等性能指標(biāo)，進(jìn)而對系統(tǒng)特性和運(yùn)行策略作進(jìn)一步研究。

2.1 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)的影響

系統(tǒng)初始條件：乘員艙內(nèi)溫度為22 ℃、室外環(huán)境溫度為35 ℃，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速1 800～4 600 r/min情況下系統(tǒng)性能指標(biāo)變化趨勢如圖6 所示。制冷量隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化如圖6（a）所示，不同轉(zhuǎn)速下系統(tǒng)使用冷媒為R134a 的制冷量高于使用冷媒R410a 的情況，在轉(zhuǎn)速為3 200 r/min 時(shí)使用R134a冷媒的制冷量為2.47 kW，較后者高0.145 kW，提升約6.1%。在使用不同冷媒隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的提高制冷量皆以一定的斜率升高，這是由于轉(zhuǎn)速升高，單位時(shí)間內(nèi)增大了系統(tǒng)冷媒的循環(huán)量，在單位制冷量不變的情況下使得制冷量升高；如圖6（b）所示，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，包含壓縮機(jī)功率在內(nèi)的系統(tǒng)總功率也隨之增大，且使用R134a 冷媒的系統(tǒng)能耗低于使用R410a 的。轉(zhuǎn)速2 500 r/min 時(shí)使用R134a 冷媒的能耗為653 W，比使用R410a 低31 W；由圖6（c）可見，冷媒R134a 系統(tǒng)能效比隨轉(zhuǎn)速的增大從3.59 減小到2.8，即系統(tǒng)能效比隨轉(zhuǎn)速增大而降低，且使用R134a 的系統(tǒng)COP 較高，由此說明R134a 冷媒的熱物理性質(zhì)比R410a 更適合用于汽車空調(diào)系統(tǒng)。

圖6 系統(tǒng)性能指標(biāo)參數(shù)隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化Fig.6 Variation of system performance index parameters with compressor speed

在運(yùn)行策略方面，圖6（a）和圖6（c）表明，可在開啟系統(tǒng)時(shí)使壓縮機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)，產(chǎn)生較高的制冷功率，使乘員艙快速達(dá)到目標(biāo)溫度，此后，維持低轉(zhuǎn)速、較高能效比運(yùn)行，從而達(dá)到最優(yōu)節(jié)能目的。

2.2 車外環(huán)境溫度對系統(tǒng)的影響

壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)定為2 400 r/min，乘員艙內(nèi)溫度為22 ℃，性能指標(biāo)隨車外溫度30～38 ℃的變化情況如圖7 所示。由圖7（a）可見，使用2 種冷媒的系統(tǒng)制冷量皆隨環(huán)境溫度升高以一定斜率降低，主要是因?yàn)殡S著溫度的升高，乘員艙與室外環(huán)境的換熱溫差增大，使系統(tǒng)制冷負(fù)荷增大，同時(shí)冷媒與空氣的換熱溫差逐漸減小進(jìn)而導(dǎo)致?lián)Q熱量大幅度降低，使冷媒產(chǎn)生過冷度減小甚至不完全冷凝導(dǎo)致；圖7（b）所示系統(tǒng)功耗隨室外溫度的升高而增大也證明了這一點(diǎn)。相同環(huán)境下使用R134a 冷媒產(chǎn)生的制冷量高于R410a，在室外溫度為30 ℃時(shí)，前者的制冷量為2.28 kW，高于后者0.1 kW。如上文所述，這是由于前者熱物理性質(zhì)在小型制冷系統(tǒng)中優(yōu)于后者造成的。伴隨著系統(tǒng)能耗的增加與制冷功率的降低，由圖7（c）可得，系統(tǒng)在環(huán)境溫度逐漸升高時(shí)能效比COP 會(huì)有較大的損失。

圖7 系統(tǒng)性能指標(biāo)參數(shù)隨環(huán)境溫度的變化Fig.7 Variation of system performance parameters with ambient temperature

綜上所述，乘員艙外溫度的升高使車內(nèi)外換熱量增大，即增大了車內(nèi)的制冷負(fù)荷；環(huán)境溫度升高也會(huì)造成冷凝器中冷媒的散熱量不足導(dǎo)致過冷度不夠或不完全冷凝，系統(tǒng)制冷功率降低也意味著需要更長的運(yùn)行時(shí)間才能達(dá)到車內(nèi)所設(shè)定到的溫度。

3 結(jié)論

為探究與優(yōu)化汽車空調(diào)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與運(yùn)行策略，以提升系統(tǒng)運(yùn)行的能效比，本文基于MATLAB/Simulink 搭建空調(diào)制冷系統(tǒng)模型、汽車乘員艙內(nèi)環(huán)境模型與外界換熱的熱傳遞網(wǎng)絡(luò)模型，研究分析了室外環(huán)境溫度與壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的變化對分別使用冷媒R134a 與R410a 的空調(diào)系統(tǒng)能效的影響，結(jié)論如下：

（1）隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，制冷系統(tǒng)的制冷功率與能耗也隨之增加，但能效比呈現(xiàn)出降低的趨勢，使用R134a 冷媒的系統(tǒng)在制冷功率上較R410a 有約6%的提升，且能效比更高，說明R134a 憑借其較好的熱物理性質(zhì)更適用于小型制冷系統(tǒng)；在運(yùn)行策略方面得出，在開啟系統(tǒng)時(shí)使壓縮機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)，產(chǎn)生較高的制冷功率使乘員艙快速達(dá)到目標(biāo)溫度，再維持低轉(zhuǎn)速、較高能效比運(yùn)行狀態(tài)，達(dá)到最優(yōu)的節(jié)能目的；

（2）隨著環(huán)境溫度從30 ℃至38 ℃梯度升高，冷媒的冷凝效率降低，以致制冷量減小、壓縮機(jī)功耗增大，同時(shí)環(huán)境溫度的升高也會(huì)導(dǎo)致乘員艙與外界換熱量增大。因此，在設(shè)計(jì)制冷系統(tǒng)時(shí)需要使用換熱功率與效率更高的冷凝器、更高功率的冷凝風(fēng)機(jī)以增加系統(tǒng)的性能冗余，同時(shí)提升整車的隔熱保溫性以提升整體系統(tǒng)能耗表現(xiàn)。