跨临界CO2电动汽车空调系统性能分析

俞彬彬， 王丹东， 向 伟， 余浩弘， 陈江平

(1. 上海交通大学 制冷与低温工程研究所， 上海 200240； 2. 南京航空航天大学 能源与动力学院， 南京 210000)

随着国际社会对于环境影响的日益重视，传统的车用空调制冷剂面临着重大挑战，尽管二氧化碳制冷剂临界温度低、压力高，极大多数情况下系统需要跨临界运行，但二氧化碳(CO2)单位体积制冷能力远远高于R134a，CO2系统的尺寸和质量可以大大减小[1].文献[2]中研究了应用CO2的汽车空调系统，证明了CO2系统与R12系统具有相当的性能.文献[3]中研究了不同运行参数对于CO2空调系统性能的影响.文献[4]中预测了CO2汽车空调系统的最佳高压控制与气体冷却器出口制冷剂温度的相关性.文献[5]中研究了充注量对于CO2跨临界汽车空调性能的影响，分析了确定最佳充注量的指标.文献[6]中比较了多种低全球气候变暖潜能值(GWP)制冷剂，如R32、R1234yf和CO2分别应用于汽车空调的性能，分析了各自的优缺点.文献[7]中在KULI平台上搭建了CO2汽车空调模型，分析了中间换热器对系统性能的影响并开展了台架的实验验证.文献[8-12]中对CO2系统零部件进行了开发，包含模型建立或实验研究.这些现有的关于CO2系统的研究都集中于传统燃油车空调，积累了宝贵的经验，采用电动压缩机的CO2电动汽车空调系统性能受不同运行参数影响的规律尚未得到揭示，因此对CO2电动汽车空调系统的优化也没有明确的方向.

对于电动汽车而言，空调运行性能低下将严重降低电动车续航里程，本文根据CO2物性及实车需求设计开发了CO2专用的微通道蒸发器，微通道气冷器和电子膨胀阀，包括新型的结构设计满足CO2系统高压的需求，优化了换热性能，将他们与电动CO2压缩机及其他零部件进行匹配，构成完整的系统.

采用实验手段在标准汽车空调性能实验台上研究了不同运行参数对其性能的影响，分析了系统在各工况下的运行特征，以揭示CO2系统性能在各工况下的变化规律，为实车控制提供指导，为系统及零部件进一步优化提出方向.

1 跨临界CO2电动汽车空调系统

如图1所示，CO2跨临界循环由压缩、气体冷却、膨胀和蒸发这4个与常规蒸气压缩循环相似的过程组成.与常规制冷剂相比，CO2临界温度仅有31 ℃，排气压力处于临界点之上，压缩机压比较小，效率因此较高；气冷器中无相变，制冷剂温度变化较大，节流过程中超临界流体被节流到两相区，循环的节流损失大于常规制冷剂的节流损失，这些是与常规蒸气压缩循环最显著的区别.另外，离开气体冷却器的高温制冷剂通过内部热交换器与蒸发器出来的低温制冷剂换热，以在通过膨胀机构被节流到蒸发压力之前获得足够的过冷却效果，降低蒸发器入口制冷剂干度从而提升系统性能.

图1 跨临界CO2循环部件Fig.1 Components of trans-critical CO2 cycle

与传统燃油车相比，电动汽车压缩机不再由皮带轮带动，压缩机转速与车速独立，直流变频技术可以对电动汽车压缩机实现良好的控制以满足不同工况的需求.

2 CO2电动汽车空调系统及试验台

图2所示为系统及试验台示意图.图中：蒸发器和气冷器均为2排微通道平行流换热器，采用高耐压扁管材料、扁管折弯工艺以及新型集流管设计等，气冷器最大工作压力达到16 MPa，芯体尺寸为540 mm(宽)×325 mm(长)×12.5 mm(厚)，蒸发器芯体尺寸为275 mm(宽)×235 mm(长)×36 mm(厚)，压缩机排量为6 cm3，是直流变频的滚动转子式压缩机，可以实现 1 800～7 200 r/min的转速调节范围，压缩机油采用PAG润滑油；所用的电子膨胀阀(EXV)为CO2专用电子膨胀阀，口径 1.4 mm，开度调节范围500步，通过控制器手动调节；CO2质量流量计用来测量系统管路内制冷剂流量，从而可以获得蒸发器的制冷剂侧换热量，流量计量程0～650 kg/h，安装在EXV之前；蒸发器之后安装了储液罐，容积为600 mL；内部换热器为板式换热器，具有结构紧凑、体积小和耐压高的优点，外形尺寸为111 mm(宽)×310 mm(长)×28 mm(厚).此外，温度压力测点布置位置如图2所示.所有测量参数范围及精度如表1所示.由表计算得到的系统制冷量不确定度为±3%.

图2 CO2电动汽车空调系统试验简图Fig.2 Schematic diagram of CO2air conditioning performance test rig

表1 试验台测试范围及精度
Tab.1 Test range of the bench and accuracy

参数测量范围测量精度温度/℃-50～150±0.5高压侧压力/MPa0～20±30.0低压侧压力/MPa0～10±10.0制冷剂质量流量/(kg·h-1)0～650±0.2%空气侧压差/Pa0～500±2压缩机转速/(r·min-1)1800～7200±5

系统实验在汽车空调焓差性能试验台上进行，整个试验台分为气冷器室和蒸发器室2个环境室，每个环境室都有独立的制冷机、加热设备以及加湿设备，能够实现各环境室内的干球温度和湿球温度的精确控制，环境室内有标准风洞，通过标准喷嘴前后的压差测量来分别获得气冷器和蒸发器的风量大小，气冷器与蒸发器前后均有空气采集设备，对各换热器前后空气的干湿球温度进行采集和测量，从而得到换热器前后空气的焓差值，再通过喷嘴测出的空气流量，即可算出蒸发器的空气侧换热量.

3 结果与讨论

3.1 最佳充注量的确定

在室外气冷器进风温度为35 ℃、室内蒸发器进风干湿球温度分别为27和19.5 ℃的工况下，气冷器迎面风速 4.5 m/s，蒸发器进风风量420 m3/h，压缩机频率80 Hz，CO2充注量对系统性能的影响如图3所示.由图可见，随着制冷剂充注量的增加，制冷系统能效比(COP)呈现出先增后减的趋势.选择COP最高点同时保证一定的吸气过热度，蒸发器出口干度 0.95 时的充注量 1.6 kg作为试验的最佳充注量，并以此为基础进行接下来的试验.

图3 充注量的确定Fig.3 Determination of charge amount

3.2 不同参数对系统的影响

图4 不同高压变化的跨临界循环lg p-h图Fig.4 lg p-h diagram of trans-critical cycle varying with gas cooler inlet pressure

图5 气冷器入口压力对系统性能的影响Fig.5 Impacts of gas cooler inlet pressure on system performance

3.2.1气冷器入口压力对系统的影响 由图4所示的lgp-h图中可以清晰地看到跨临界CO2循环随气冷器入口压力pgc_in的变化情况(图中：p为压力；h为焓值)，在室外25 ℃、室内25 ℃、气冷器迎面风速2 m/s、蒸发器进风风量420 m3/h和压缩机频率50 Hz的工况下，通过手动调节电子膨胀阀开度实现高压调节.随着电子膨胀阀开度的逐渐减小，系统从亚临界循环转变到跨临界循环，当电子膨胀阀从380步关到100步的过程中，高压从7 MPa增加至 8.8 MPa，低压从 4.5 MPa降低至 3.4 MPa，排气温度从48 ℃升至92 ℃，气冷器出口温度保持在30 ℃左右.另外，随着气冷器入口压力的升高，单位制冷量(Pc)不断增加，但增幅逐渐减小，在高压从7 MPa增加至7.2 MPa 的过程中制冷量有明显的增加，涨幅达到30%，而当高压从 8.2 MPa升至 8.8 MPa时制冷量增加很小，然而系统耗功率(Pl)却呈线性增长，在这种情况下必然导致系统COP呈现出一个先增后减的变化规律，COP最大时的高压称为最优高压popt，该值主要受气冷器出口温度的影响，是一个简单的线性关系[4]，如图5所示，此时的最优压力为 7.5 MPa.理论上在任何运行工况下，调节系统高压为最优高压是提升系统性能的首要措施.

然而并不是所有的工况都能达到最优高压，实现性能最优化.在实际运行过程中系统高压调节受到压缩机排气温度(T)和排气压力的限制.如图6所示是系统在3种不同工况下的运行结果.图中：黑色线是室外25 ℃、室内25 ℃、气冷器迎面风速2 m/s；红色线是室外35 ℃、室内27 ℃、气冷器迎面风速 4.5 m/s；蓝色线是室外35 ℃、室内27 ℃、气冷器迎面风速2 m/s.可以看出，黑色线和红色线已达到最优高压，但是红色线的排气温度已经达到了极限值，蓝色线在排气温度达到极限值的情况下还未出现最优高压，COP仍有上升空间.这主要是因为当环境温度升高或气冷器迎面风速下降时，气冷器出口的CO2温度都会增大，黑色线的气冷器出口温度为 30 ℃，红色线为40 ℃，蓝色线为46 ℃，排气温度和最优压力也相应增大，当气冷器出口温度大于40 ℃时，系统就无法达到最优高压，若在更高的环境温度或者更小风速的怠速工况下运行时只能降低系统的运行高压，损失一定的COP值，工况越恶劣，系统性能因压缩机排气限制而下降的程度越大，这也是目前CO2在高温下应用困难的重要原因，因此开发高排压，高排温的CO2专用压缩机以进一步提升性能将显得尤为必要.

图6 不同工况下的最优高压调节Fig.6 Adjustment of optimum pressure under different conditions

3.2.2室外进风速度对系统的影响 室外温度35 ℃，室内温度/湿度为27 ℃/50%，蒸发器侧风量420 m3/h，压缩机频率80 Hz，气冷器迎面风速(v)对系统性能的影响如图7所示.其中：图7(a)是随着气冷器迎面风速的增加，COP上升明显，从 1.5～4.5 m/s，COP上升26%；图7(b)是随着室外进风风速的增加，压缩机耗功上升较小，系统制冷量增加较大，因此COP上升明显.另外，由图7可以看出，随着室外进风速度的增加，相同COP下系统高压向左移动，这是因为室外进风速度的增加强制增强了气冷器换热，降低了气冷器出口制冷剂温度，从而降低了系统的最优高压.

图7 气冷器迎面风速对系统性能的影响Fig.7 Impacts of gas cooler frontal air velocity on system performance

从气冷器单体的性能角度进一步分析，控制气冷器进口温度为100 ℃，压力为11 MPa，室外环境温度为35 ℃，制冷剂流量为120 kg/h，气冷器单体性能试验结果如图8所示.由图可见，随着气冷器侧进风速度的增加，气冷器出口制冷剂温度与环境温度的温差减小，换热量增加.气冷器出口温度与环境温差主要反映了气冷器的换热能力，显然在气冷器出口温度与环境温差越小的情况下气冷器换热能力越强.

图8 气冷器单体性能试验结果Fig.8 Results for gas cooler performance test

因此，要想进一步提升系统性能，可以设计更好的气冷器，在相同的换热面积内，风速保持不变的情况下能够提高换热效率，系统表现为气冷器出口温差减小，而高压侧的变化对压缩机耗功的影响很小，若气冷器出口温差下降1 ℃，系统性能可以提升2%～5%.

3.2.3室外温度对系统性能的影响 室内温度/湿度27 ℃/50%，蒸发器侧风量420 m3/h，压缩机频率80 Hz，室外风速2 m/s，室外温度对系统性能的影响如图9所示.由图可见，室外温度对系统性能影响剧烈，当室外环境从27 ℃上升至45 ℃，27 ℃时的制冷量和COP分别为 4.5 kW和 2.1；而45 ℃时的制冷量和COP分别为 3.1 kW和 1.3，系统制冷量下降了30%，压缩机耗功上升36%，COP下降40%.但是可以看到室外温度为35 ℃时的CO2系统制冷量与目前仍在普遍使用的传统制冷剂R134a性能相当.

CO2系统性能随环境温度上升而衰减的情况如图10所示.与传统R134a系统相比，这种衰减程度较大，单纯地从CO2系统部件优化的角度出发，系统性能提升十分有限，若从系统改进的角度，可用喷射器替代节流阀，回收一部分膨胀过程的节流损失, 提高压缩机入口压力, 使系统压比降低，从而节省压缩机损耗功率，也可将小型机械过冷循环应用于跨临界CO2电动汽车空调系统，强制降低气冷器出口制冷剂温度，降低进入蒸发器的制冷剂干度，从而提升系统性能.

图9 室外温度对系统性能的影响Fig.9 Impacts of outdoor temperature on system performance

图10 CO2系统COP 随室外温度的衰减情况Fig.10 The system COP decrease with outdoor temperature

3.2.4室内进风风量和室内温度对系统性能的影响 室外温度35 ℃，室外风速2 m/s，室内温度/湿度为27 ℃/50%，压缩机频率80 Hz，室内侧进风风量对系统性能的影响如图11(a)所示.由图可见，随着蒸发器进风量从360 m3/h升高到540 m3/h的过程中，压缩机耗功基本不变，制冷量和COP增大在10%以内，这说明对于CO2系统而言，单纯地通过增加鼓风机电压、增大蒸发器风量是无法对系统性能起到较大的提升作用.

室外温度35 ℃，室外风速2 m/s，蒸发器侧风量420 m3/h，压缩机频率65 Hz，室内温度对制冷系统影响如图11(b)所示.由图可见，当室内温度从 20 ℃ 升高到35 ℃时，制冷量从 2.8 kW增加到 4.7 kW，上升68%，而压缩机的损耗功率只有略微上升，对应的COP上升了30%，这是因为当室内温度上升时，蒸发温度随之上升引起吸气密度增加，使得系统流量增加，另外，单位制冷量也不断增大，因此系统性能得到较大提升.

图11 室内进风风量和温度对系统性能的影响Fig.11 Impacts of indoor air flow rate and temperature on system performance

因此，要想进一步提升系统性能，可以通过设计更好的蒸发器，在相同的换热面积内，提高换热效率，系统表现为蒸发温度提升，若蒸发温度提升 5 ℃，COP可以提升15%左右.

3.2.5压缩机频率对系统的影响 室外温度35 ℃，室外风速2 m/s，室内温度/湿度为35 ℃/50%，室内进风风量420 m3/h，压缩机频率对系统的影响如图12所示.由图可见，随着压缩机频率从50 Hz增加到100 Hz，制冷量从 3.4 kW增加到5 kW，压缩机损耗功率从 1.2 kW增加至 3.5 kW，对应的COP从 2.4 降至 1.6，这说明通过增大压缩机压缩频率能够得到较大的制冷量，但同时会损失COP值，在一些特殊场合，可以提高压缩机频率损失一定的COP值以获得较大的制冷量，实现快速降温.

图12 压缩机频率对系统性能的影响Fig.12 Impacts of compressor frequency on system performance

4 结语

本文在已有的大量关于传统燃油车CO2系统研究的基础上，针对电动汽车，开发具有新型结构的微通道蒸发器和气冷器，匹配了合适的CO2电动压缩机，研究不同运行参数对CO2系统性能的影响，所开发的CO2电动汽车空调系统具有良好的性能，在标准工况下与现阶段仍在普遍使用的传统制冷剂R134a制冷量相当，可以顺应国内制冷剂替代以及电动汽车的发展，研究结果对关键零部件的设计优化提供重要方向指导: 在所研究的所有运行参数中，室外温度对系统性能的影响最大，高温下性能衰减明显，与传统燃油车相比，采用变频电动压缩机提升转速可以满足实车的制冷量需求；受现有的CO2电动压缩机排气压力和排气温度的限制，在一些恶劣工况下CO2系统性能无法达到最优，系统性能仍有较大的提升空间，因此后续开发高排气温度(150 ℃)，高排气压力(15 MPa)的压缩机是必要的；在相同的换热面积内，更好的气冷器能够提高换热效率，系统表现为气冷器出口温差减小，若气冷器出口温差下降1 ℃，系统性能可以提升2%～5%，同时系统最优高压得到降低，本文采用的2排折弯扁管气冷器相比于传统气冷器已显示出一定优势，可尝试开发多排气冷器以进一步提升性能；同样，在相同的换热面积内，更好的蒸发器能够提高换热效率，系统表现为蒸发温度提升，若蒸发温度提升5 ℃，COP可以提升15%左右.