基于Matlab的跨临界二氧化碳汽车空调系统仿真模拟研究

卓 婧，黄晓峰

(1.浙江机电职业技术学院，浙江 杭州 310053；2.杭州海事局船舶监督处，浙江 杭州 310000)

1 引言

《京都议定书》对HCFC类制冷剂(其中包括目前汽车空调普遍使用的R134a)的淘汰时间作出了规定CO2作为优良的天然工质再次受到重视，使制冷剂的发展步入了一个新的阶段。当前，跨临界CO2汽车空调系统逐渐成为汽车空调系统应用研究的热点[1，2]。

近年来，微通道换热器大量应用于汽车空调系统，而CO2微通道换热器的优势在于不仅换热性能高，而且使用对环境友好的制冷剂。制冷剂侧的换热系数比常规制冷剂要高得多，可以补偿减少的内表面换热面积[3]。但对于微通道换热器在系统内如何协调、如何使得它在系统内更好地工作，从而使得系统性能达到最优等方面的研究工作还比较少见。二氧化碳(R-744)，是一种安全无毒环保，具有传热性能好、绝热指数大、运动黏度低，单位容积制冷量大的自然工质制冷剂[4]。其优异的特性弥补了微通道压降大、容易堵塞等问题，因此微通道和二氧化碳的结合，可大大减小蒸发器的尺寸，提高其换热性能，达到优势互补的效果。

2 跨临界二氧化碳汽车空调系统仿真计算流程

图1所示为跨临界二氧化碳汽车空调制冷系统制冷剂流程，将该图中所有部件串联起来就构成了系统模型。

系统主程序即为，在满足一定的系统运行条件时，根据若干给定的已知条件，解系列方程组。本文针对采用微通道蒸发器和微通道气冷器的跨临界二氧化碳汽车空调系统，由于模型建立之初系统的压缩机、微通道气冷器、节流阀、微通道蒸发器、气液分离器等所有部件都处于稳态稳流状态，所以整个系统处于稳态稳流状态。对系统仿真有如下假设与说明[5]。①各部件之间的连接管路用保温材料包裹，故不考虑连接管的热损失；②忽略连接管路的制冷剂侧压降；③与压缩机功耗和换热器换热量相比，制冷剂在连接管路及各部件中流动时的动能和势能相对较小，故忽略不计。

图1 跨临界二氧化碳汽车空调制冷系统制冷剂流程

根据前期建立稳态仿真模型开发的Matlab程序，校核了系统的能量平衡，在验证模型正确性的基础上，可实现固定压缩机吸气压力和固定压缩机排气压力两种情形下的运行分析。本文主要讨论涉及高压侧压力对系统运行的影响，因为高压对设备性能、制造水平和材质等的影响加大，故采用控制压缩机排气压力的系统仿真算法(图2)。

3 设定车辆参数对系统的影响

设定初始参数，分别为：车室内温度tae=25 ℃；车室内相对湿度RHe=65%；车室外风速为vag=3.5 m/s；压缩机功率为Wc=1.63 kW；压缩机转速nR=1800 r/min。

3.1 车室内参数对系统的影响

3.1.1 车室内温度对系统的影响

汽车车室内温度对于空调系统而言就是蒸发器侧入口空气温度。汽车对于空调的要求之一就是当空调系统开启时可在短时间内迅速将车室内温度降下来，而在不同的室外温度工况下，车室内温度的变化对于系统性能有不同的影响。图3、4分别给出了当汽车车室内温度tae分别为25 ℃、27.5 ℃和30 ℃时，蒸发器换热量Qe、系统COP随汽车车室外温度tag的变化。其它参数保持不变。由图可见，当汽车车室内温度tae较高时，蒸发器换热量Qe、系统COP均比较高。

图2 系统仿真流程(固定压缩机吸气压力)

当车室内温度tae升高时，蒸发器侧空气入口温度升高，于是蒸发器内制冷剂的平均温度升高，压缩机吸气过热度增大。同时，蒸发器侧传热温差增大，即用于驱动传热的势能增大，使得蒸发器侧换热量Qe增大。由于压缩机轴功率Wc不变，则系统COP增大。

3.1.2 车室内风速对系统的影响

车室内风速即为汽车空调系统蒸发器侧风速，它不仅影响空调系统性能，而且影响车内人体吹风舒适度。如图5、6所示，当车室内风速vae较大时，蒸发器换热量Qe、系统COP均比较大。其它参数保持不变。

车室内风速vae较大时空调系统蒸发器空气侧传热系数较大，则蒸发器换热量Qe增大。另外压缩机轴功率Wc固定不变，当空调系统取热(Qe)增大时，则系统排热(Qg)增大，同时，系统COP增大。

图3 车室内温度对蒸发器换热量的影响

图4 车室内温度对系统COP的影响

图5 车室内风速对蒸发器换热量的影响

图6 车室内风速对系统COP的影响

3.1.3 车室内相对湿度对系统的影响

其它参数保持不变，由图7、8可见，当车室内相对湿度RHe较大时蒸发器换热量Qe、系统COP均比较大。

车室内的相对湿度RHe和蒸发器换热管的空气侧壁面温度决定着空气侧换热是干工况还是湿工况。干工况不涉及相变换热，只有显热换热，而湿工况则发生相变换热，既有显热交换又有潜热交换，所以传热系数更大一些。当车室内相对湿度逐渐增大时，空气的露点温度逐渐增大，当换热管壁温低于露点温度时，空气侧换热由干工况变为湿工况，传热系数增大，则蒸发器侧换热量Qe增大。由于压缩机定轴功率运行，则当系统取热Qe增大时，系统排热Qg也随之增大，同时，系统COP增大。

图7 车室内相对湿度对蒸发器换热量的影响

图8 车室内相对湿度对系统COP的影响

3.2 车室外参数对系统的影响

3.2.1 车室外温度对系统的影响

车室外温度对于汽车空调系统而言就是气冷器入口空气温度。车室外温度的高低直接决定着空调系统排热环境温度的高低，即排热的难易程度。如图9、10所示为蒸发器换热量Qe、系统COP随车室外温度tag的变化，其余参数保持不变。由图可见，随着车室外温度tag的升高，蒸发器换热量Qe和系统COP逐渐减小，且递减速率在车室外温度达到38 ℃左右时开始减缓；而制冷剂质量流量Mr则随车室外温度tag的升高而逐渐增大。

车室外温度升高导致空调系统排热温差减小，造成气冷器换热量Qg减小，使得制冷剂平均温度升高，于是蒸发器侧传热温差减小，导致蒸发器换热量Qe减小，压缩机吸气过热度增大，电子膨胀阀调节制冷剂质量流量Mr使其增大。由于压缩机轴功率Wc固定不变，则系统COP逐渐减小。

图9 车室外温度对蒸发器换热量的影响

图10 车室外温度对系统COP的影响

3.2.2 车室外风速对系统的影响

车室外风速对于汽车空调系统而言就是气冷器侧空气流速，由于汽车在运行过程中气冷器侧风速取决于车速及行车环境，变化剧烈且具有一定的不确定性，对于空调系统性能的影响具有一定的随机性。由图11、12可见，当室外风速vag较大时，蒸发器换热量Qe、系统COP都比较大。

当气冷器侧风速vag增大时，空气侧传热系数增大，导致气冷器侧换热量Qg增大。同样，压缩机轴功率Wc不变，则当蒸发器换热量Qe增大时，系统COP增大。

图11 车室外风速对蒸发器制冷量的影响

3.3 压缩机轴功率及高压侧压力对系统的影响

3.3.1 压缩机轴功率对系统的影响

当汽车空调系统的冷负荷较大时，自控系统调节电子膨胀阀使其开度增大，使得制冷剂质量流量增大，同时联动调节使得压缩机轴功率增大。由图13、14可见，当压缩机轴功率Wc较大时，蒸发器换热量Qe较大，而系统COP较小。当压缩机轴功率Wc增大时制冷剂流速增大，导致CO2侧换热系数增大，同时压缩机吸气过热度减小，于是蒸发器换热量Qe增大。由于压缩机轴功率Wc的增大时，其增幅大于蒸发器侧换热量Qe，于是COP降低。

图12 车室外风速对系统COP的影响

图13 压缩机轴功率对蒸发器换热量的影响

图14 压缩机轴功率对系统COP的影响

3.3.2 高压侧压力对系统的影响

二氧化碳汽车空调系统放热过程发生在高压侧的气冷器，制冷剂在这里处于超临界区，温度与压力是相互独立的。当汽车空调系统冷负荷较大时，压缩机轴功率增大，使得压缩机排气量增大，导致高压侧压力上升。高压侧压力上升会影响蒸发器和气冷器的换热量，因此会影响系统COP。如图15～17所示，蒸发器换热量Qe、制冷剂质量流量Mr和压缩机轴功率Wc均随高压侧压力的升高而逐渐增大。但持续升高的压力也为系统安全带来隐患，故在每个工况下系统高压侧压力应有一个控制值。

图15 高压侧压力对蒸发器换热量的影响

图16 高压侧压力对系统制冷剂质量流量的影响

图17 高压侧压力对压缩机轴功率的影响

4 结论

利用已开发的系统仿真程序，分别计算、分析了车室内、外侧参数及压缩机轴功率和高压侧压力对系统的影响。模拟结果显示，当车室内温度、风速和相对湿度增大时，蒸发器侧换热量及系统COP均增大，当车室内温度升高5 ℃时，系统COP可提升约0.5，当车室内风速增大0.5 m/s时系统COP可提升将近0.4。当车室外温度升高约10 ℃时，系统COP降低约1，蒸发器侧换热量减少约1.75 kW。当车室外风速增大约0.5 m/s时，系统COP可增大约0.2，蒸发器侧换热量可增大将近0.5 kW。压缩机轴功率增大约0.25 kW时，系统COP降低约0.2，蒸发器侧换热量则升高0.4 kW。高压侧压力升高约3 MPa时，蒸发器侧换热量最大可升高约6 kW。而当高压侧压力进一步升高时，同等增幅的轴功率输入量下所获得的蒸发器侧换热量逐渐降低，

同时高压也会带来一定的安全隐患，故在不同工况下高压侧压力应有一个控制值。