回热器在R1234yf汽车空调系统中的应用与优化

2019-01-19张耘张科官郭沁顾屹戚东纬陈江平李宴辉

制冷技术 2018年5期

张耘，张科，官郭沁，顾屹，戚东纬，陈江平∗，李宴辉

（1-上海交通大学制冷与低温工程研究所，上海 200240；2-上海加冷松芝汽车空调股份有限公司，上海 201108）

0 引言

汽车空调系统是整个汽车中重要的组成部分，综合性能优异的汽车空调系统不但可以提升驾乘的舒适感，还能大幅减少汽车的排放和能耗。这主要是由于在一般的汽车空调中，压缩机直接由发动机带动，空调的运行会增加发动机的工作载荷，从而增加汽车的油耗。所以提高汽车空调系统的性能是未来汽车发展的一个重要方向，寻找更合适高效的制冷剂就是一大突破口。

人们习惯用臭氧破坏指数（ODP）和温室效应指数（GWP）描述制冷剂的环境可接受性[1]。目前在汽车空调上广泛使用的是HFC类制冷剂R134a[2]，其GWP值为1,420。2006年，欧盟通过了温室气体排放法案，规定从 2011年开始，所有新开发平台的汽车空调系统中将不能再使用 GWP大于 150的制冷剂，并且从2017年1月1日起，在欧洲境内生产和销售的所有汽车，将禁止使用GWP大于150的制冷剂[3]。因此需要寻找一种可替代 R134a的新型汽车空调制冷剂。

目前可考虑的替代 R134a制冷剂主要为R1234yf[4]。R1234yf的物理性质与R134a相近，将它应用到汽车空调系统上时，不需要对现有的系统作较大的改动，其ODP为0、GWP为4，具备良好的环保性，能满足欧盟的法案要求[5]。综合来看，目前R1234yf对R134a具有良好的替代可行性。

中间换热器（Internal Heat Exchanger，IHX）又称回热器。其主要作用是在制冷循环中将冷凝器出口的高温高压液体与蒸发器出口的低温低压蒸汽再进行一次热量交换，可以同时增大冷凝器出口过冷度与蒸发器进出口的焓值差，以达到改善系统性能的目的[6]。

用 R1234yf直接替代，系统性能稍差于原R134a系统，理论上加入IHX可以弥补此缺陷。然而实际测试时，加入IHX的直接替代系统换热性能往往会下降[7]。因此设计符合R1234yf直接替代系统特性的IHX是系统优化的重点。

目前，对于 R1234yf的基本物理研究，国内外研究者已经开展了大量工作，覆盖了大多数应用领域[8]。国外研究者 TANAKA 等[9]和 NICOLA 等[10]最早开始对 R1234yf的物理性质进行实验研究，得到了一些关于 R1234yf临界压力、临界温度、临界密度以及一定范围内饱和压力的实验数据。PERKINS等[11]对R1234yf的导热系数也进行了实验测定。

根据这些实验数据，可以验证几个常用的物理性质状态方程对制冷剂的适用性比如 Peng-Robinson方程、Martin-Hou方程和Patel-Teja方程[12]等。LECK[13]选用了Martin-Hou方程来计算R1234yf的物理性质，并分析了在典型工况时的理论制冷循环性能。BROWN等[14]选用Peng-Robinson方程计算R1234yf的物理性质。AKASAKA等[15]采用的是Patel-Teja方程和它的扩展状态方程（ECS）来计算R1234yf的物理性质，得到R1234yf的压焓图和温熵图。

现有的对 IHX的研究主要集中在 CO2跨临界循环上。KIM等[16]分析了CO2系统中IHX的换热性能，认为管长、管数、质量流量、运行工况和结构形式是影响性能的主要因素。KWO等[17]在同样的实验条件下发现，回热器高温侧的压降小于低温侧。BOEWE等[18]提出一种新型微通道回热器，可以在节省50%材料的同时提高10%的效率。邓建强等[19]未采用传统的套管式和微通道管式回热器，而是提出了新型的板翅式结构 IHX并分析了其安全性。

目前很多公司的专利中有新型IHX结构，其中德国Behr公司[20]和日本 Denso公司[21-22]提出了几种新型IHX的结构形式。

R1234yf作为车用空调R134a的主要替代环保制冷剂，可直接灌注替代原有车用空调中的 R134a[23]。若直接将R1234yf灌注于R134a系统中则会造成一定程度的系统性能下降。目前国内外研究者已经进行了一系列实验。

LEE等[24]做了直接替代的台架实验，发现在夏季和冬季工况时的性能系数（COP）比原系统降低了 0.8%～2.7%，制冷量比原系统降低了 4%，排气温度低 6.4 ℃～6.7 ℃。JARALL[25]对直接替代做了理论分析和直接替代实验，理论分析的结论是COP与原系统接近，制冷量比原系统下降 5%，排气温度比原系统低6 ℃。直接替代实验的结果是制冷量比原系统降低 3.4%～13.7%，COP比原系统下降0.35%～11.88%，排气温度比原系统下降6 ℃～15 ℃。

根据以上研究可以得出，引入 IHX是优化R1234yf汽车空调系统综合性能的一个有效手段。而不同型号参数的回热器对R1234yf系统的综合影响好坏不一。CHO等[26]的实验结果表明，采用了IHX的 R1234yf系统的 COP比 R134a系统低1.8%～2.9%，而同样实验条件下，不加 IHX的R1234yf系统的COP比R134a系统要低4.5%～7%。MATHUR[27]在 R1234yf系统中加入了一种螺旋槽结构的中间换热器，COP提高 8%～9%。因此本文设计并优化符合R1234yf直接替代系统特性的IHX，以达到提升系统综合制冷性能的目的。

1 IHX原理分析与影响参数

1.1 IHX的原理作用分析

在制冷循环中，IHX的主要作用是将冷凝器出口的高温高压液体与蒸发器出口的低温低压蒸汽进行再一次热量交换。既可以增大冷凝器出口过冷度，又能增大蒸发器进出口的焓值差，以达到改善系统性能的目的。此外，引入IHX会导致压缩机吸气过程的过热度显著增加，使压缩机排气温度上升[28]。

图1中，循环1-2-3-4是无IHX系统的理论制冷循环，循环中的蒸发器和冷凝器中压降为 0，但冷凝器出口的过冷度和蒸发器出口的过热度都很有限。循环1’-2’-3’-4’是引入了IHX系统的理论制冷循环。3’-3代表了IHX提供的过冷度所致的焓增，这部分焓增能够增加相同质流量下的制冷量。因此，吸气处蒸汽的焓也上升了 h1’-h1=h3’-h3的量。这部分吸气处增加的热量会提升压缩机进口处的温度。此外，IHX内的压降会导致吸入蒸汽的密度和压力下降，进而导致制冷剂质流量、制冷量、冷凝器压力和压缩机扭矩下降[29]。

图1 有无IHX 系统的制冷循环

1.2 IHX部件参数对系统性能的影响

同轴管式IHX的主要尺寸参数有长度、外径、内径、外管半径、通道（肋片）数。图2为典型同轴管IHX截面图。同轴管式IHX由内外管构成。一般而言，同轴管式IHX多为对流式换热器，即内外管中流体流动方向相反。两相分布有两种，内液外气较为常见——内管流通面积大，通低温流体；外管通高温流体，与内管流向相反。外管道被肋片分为多个通道，其目的是促进湍流产生，提高换热效率。通道数常取值3至8。肋片这一设计同时也减少了热量从高温发动机舱向吸入管路中制冷剂的传递。

图2 典型同轴管IHX 截面图（HP高压侧；LP低压侧）

根据以上分析可以看出，在模拟汽车运行工况时：

1）外管分多个通道能够加强内外管间的热传递，且在一定范围内，通道数越多，热传递效果越好；但当通道数大于6时，对热传递的影响已经不再明显；

2）热传递能力在IHX长度900 mm左右达到饱和点；当IHX长度不大于600 mm时，传热效率会随着IHX的长度增加而持续地增长；当IHX的长度超过600 mm，再增加其长度所带来的收益会有所下降；

3）由于汽车内安装空间有限，且具体安装环境较为复杂，IHX不可避免地会存在弯曲的部分，在选择IHX时，应充分结合实际环境进行合理的外形匹配，在保证系统性能的同时，兼顾安装等实际问题；此外，同轴管的弯曲半径应不小于50 mm，以保证内外管不发生失圆现象，使弯曲部分的压降与直管部分类似。本文着重研究IHX的不同长度、不同肋片数量、不同加工方式以及不同的气液两相分配带来的性能影响。

2 R1234yf系统中IHX部件开发

2.1 IHX单体性能仿真平台

在EES软件中编程建立仿真计算界面式模型。计算从蒸发器出口状态开始，到阀后状态结束。首先输入蒸发温度，结合蒸发器出口的干度假设值和制冷剂物理性质计算蒸发器出口的压力、焓值和熵值；根据冷凝温度的输入值计算冷凝压力，利用理想状态下压缩机的等熵过程计算得到压缩机排气口的焓值，再利用等熵效率计算得到实际的压缩机排气口焓值，继而得到压缩机的排气温度和单位耗功。之后，根据节流等焓方程、IHX中的能量守恒方程等基本原理，以IHX几何参数等作为边界条件，可求解出 IHX高低压侧出口状态，进而求得 IHX单位换热量和单位制冷量，完成整个求解过程；最终用以仿真R1234yf汽车空调系统中各结构类型的IHX的换热性能。

2.2 系统性能仿真

本文主要使用KULI软件搭建系统仿真平台，通过ESS软件完成IHX单体参数的调整与计算后，将结果参数设置在IHX的KULI仿真模型中，之后在R1234yf系统仿真模型中对系统优化效果进行测试。

KULI仿真系统中主要包括制冷剂侧的内循环和空气侧的外循环两个回路。系统各部件参数按照实际实验中所用的部件参数设置。将各部件按照蒸发器（EVP）、气液分离器（STO）、IHX 低压侧（ACPFC）、压缩机（COM）、冷凝器（CND）、IHX高压侧（ACPFC）、膨胀阀（EXV）的顺序进行连接，搭建形成制冷剂侧内循环，如图3所示。

图3 R1234yf系统KULI仿真模型空气侧循环

2.3 IHX实验结果与仿真结果对比

在使用仿真系统研究 IHX结构参数对系统性能影响之前，首先要保证仿真软件的可靠性。因此在完成R1234yf系统的KULI仿真计算模型搭建之后，将计算结果与实测数据进行对比与校正。

R1234yf系统回热器单体实验于汽车空调综合性能实验台上完成。该实验系统主要包含了室内侧和室外侧两个房间，各环境室内均有独立控制工作的环境控制设备（包含有制冷机组、加热和加湿设备）。环境室内的参数可控，各项热力学参数均可由配套的实验仪器测出。图4为汽车空调综合性能实验台。

图4 汽车空调综合性能试验台

实验使用的系统部件主要为车用微通道蒸发器、车用平行流微通道冷凝器、电子膨胀阀和车用涡旋式压缩机。相应实验结果可通过标准焓差台测定得出。实验所采用的系统部件参数如表1。

表1 R1234yf系统主要部件参数

本文将 IHX单体性能的实验研究结果作为参照，将实验工况作为仿真系统工况输入，分析仿真结果的准确性。表2为实验工况，同时也作为仿真工况输入。

表2 实验工况表

2.4 IHX各参数的优化

依据上述的实验工况进行测试，并将实验测得的R1234yf系统的制冷量和COP与仿真结果进行对比。仿真计算所得结果如图6所示，制冷量和COP的仿真值都与实验结果的变化趋势相吻合。就制冷量而言，工况1时的仿真值和实验值最为接近，相差1.9%，工况3时的仿真值和实验值偏差最大，相差9.8%；COP也呈现相似趋势，工况1时的仿真值比实验值仅相差2.0%，工况3时则相差14%。随着系统低压下降，过热度增加，制冷剂流量变大，仿真模型计算结果偏差变大，但是最大偏差能够控制15%以下，故仿真模型在实验工况范围内可靠性良好。

确保了仿真系统可靠性后，本文通过仿真系统探究IHX的各个参数对系统的影响。

图6 实验工况时的仿真结果与实验值对比图

2.4.1 肋片数量对换热性能的影响

在液体侧入口温度50 ℃、压力1,300 kPa，气体侧入口温度15 ℃、压力350 kPa，质量流量设为106 kg/h时，通过对IHX换热量与肋片数的仿真结果分析可得出以下结论：

1）两相分布不同的两种IHX的换热量，均会随着肋片数量增加而上升；

2）IHX采用液内气外（液体在内管、气体在外管）分布方式时，对肋片数量变化的响应比采用液外气内分布方式时更为剧烈；

3）当肋片数为3时，液外气内（液体在外管、气体在内管）分布方式的IHX换热性能更好，而液内气外分布方式受肋片数影响更明显，适用于多肋片结构的IHX；

4）从图7可以看出，液外气内分布方式的换热量呈线性增长，因此再增加肋片数还存在提升换热量的可能，而液内气外分布方式的增长速度有一个明显的下降，再增加肋片数量对换热量提升的贡献并不大甚至可能会有反作用，这说明肋片数并不是越多越好，对于特定IHX的肋片数存在最适值。

图7 IHX换热量与肋片数关系的仿真结果

2.4.2 管长对换热性能的影响

在液体侧入口温度 50 ℃、压力1,300 kPa，气体侧入口温度15 ℃、压力350kPa，质量流量设为106 kg/h时，通过对IHX换热量与其长度的仿真结果（图8）分析可得出以下结论：

1）随着 IHX长度的增加，两种结构IHX的换热量均有增加，并且呈现线性趋势，增长速度无明显衰减；

2）液外气内结构的换热量平均增加55.6%；液内气外结构的换热量平均增加58.8%。因此采用液内气外结构的IHX换热性能略优于液外气内结构。

2.4.3 两相分布对换热性能的影响

在液体侧入口温度50 ℃、压力1,300 kPa，气体侧入口温度15 ℃、压力350 kPa，质量流量设定在75 kg/h至110 kg/h时，通过对IHX换热量与其两相分布形式的仿真结果（图9）分析可得出以下结论：

1）采用液外气内结构分布方式的IHX两相分布的换热量优于液内气外结构；

2）在体积比相同的情况下，采用液内气外分布的IHX有更大的换热面积；而采用液内气外分布的IHX受肋片数的影响并不明显。

利用田口方法分析直肋片式IHX各参数对其换热性能的影响效果，可以得到以下结论：分配方式、肋片数量和IHX长度对直肋片式IHX换热性能的影响程度依次增大；且有最优组合，即管长为600 mm，肋片数为6，采取液外气内分配方式。

图8 I HX换热量与其长度关系的仿真结果

图9 I HX换热量与其两相分布的仿真结果

2.5 R1234yf的系统性能优化结果

根据最终设计方案，求出最优参数组合的IHX的效率，并作为部件参数设置在IHX的KULI仿真模型中，在R1234yf系统仿真模型中对系统优化效果进行测试，结果如图10和图11所示。经过IHX结构设计优化的R1234yf系统（R1234yf+ IHX）的制冷量比同工况R1234yf直接替代系统（R1234yf）提升15.7%，COP提升10.0%；与R134a系统（R134a）相比，制冷量提升 3.2%，COP提升2.7%。