电动客车跨临界CO2空调系统充注量优化及性能研究

2021-10-19魏香羽宋昱龙

压缩机技术 2021年4期

魏香羽，宋昱龙，曹锋

(西安交通大学能源与动力工程学院，陕西西安 710049)

1 引言

随着石油资源逐渐短缺，温室效应日益加剧，国家节能减排的力度越来越大，传统的汽车行业受到能源和环境保护的双重压力，新能源电动汽车因其显著的环保性得到国家的大力推广，且随着大电池容量的发展，能量密度高的锂离子电池也开始被应用在货车及客车上。电动客车实际运行存在电池容量衰减、里程焦虑等问题。由于续航的限制，电动客车对能耗的要求变得更加苛刻，据官方数据统计，开启空调会降低电动客车25%～30%的里程[1]，因此空调节能成为电动客车设计考虑的重要部分。目前，电动车的空调主要分为两种：一种是单纯制冷与PTC(Positive Temperature Coefficient，意为正的温度系数，泛指正温度系数很大的半导体材料或元器件)加热相结合的空气调节系统；另一种是冷热双制式热泵空调系统。采用PTC电加热需要消耗更多电能，导致冬季续航里程更低；热泵空调系统主要通过吸收环境热量将低品位热能转变为高品位热能，节能环保而且制热效率高，能够弥补利用PTC电加热导致车辆里程减小的缺点。因此，热泵汽车空调成为电动汽车空调领域研究的重要内容。

对于空调系统而言，制冷剂的选择十分重要。传统制冷剂工质由于对环境不友好面临淘汰，世界各国致力于合成高性能的工质，由于制冷剂的用量在不断增加，很难避免工质泄露的问题，这势必会造成环境污染。高效、低毒、无害的自然工质的研究与应用已成为目前解决环境问题最重要的方案[2]。CO2制冷剂作为一种无毒、无害的自然工质，被认为是最有前景的替代制冷剂之一[3]。由于CO2临界温度较低(31.1 ℃)，当热源温度过高时，传统的亚临界蒸汽压缩循环将变成跨临界CO2循环[4]。

跨临界CO2循环系统在汽车空调系统中的应用最早由J.Petterson[5]等人提出，并在后续研究中取得巨大发展，越来越多的学者[6-7]开始研究跨临界CO2系统。相关结论表明，CO2热泵空调系统具备良好的制热性能和较高的制热效率，在低温环境下CO2系统具有更高的制热能力和COP，但在环境温度较高时CO2系统制冷能力和 COP 均偏低一些，制冷性能较差[8]。为了使CO2热泵空调系统综合性能更优，必须提升系统制冷能力，深入研究制冷工况下空调系统的性能，而系统性能又与制冷剂充注量有密不可分的联系。Choi[9]等人对CO2系统进行充注量研究，结果发现与传统系统相比，CO2系统性能受充注量影响更大； Kim[5，10，13]等人的研究成果表明：如果制冷剂充注量不足，系统蒸发温度和蒸发压力都会下降，制冷剂的质量流量减小，蒸发器内部制冷剂液体未流完全程就蒸发为气体，造成制冷量不足且出口过热度过大，从而导致压缩机吸气、排气温度过高，造成压缩机过热保护；如果充注量过多，会造成系统蒸发压力、排气压力过高，易引起压缩机高压保护，同时可能会造成压缩机液击，影响压缩机寿命；D.Y.Goswami[13]， Eric B.Ratts[14]等人对汽车空调系统的充注量进行了研究，结果表明随着工质充注量减小，系统制冷量下降，当充注量小于最佳充注量的90%时，系统制冷能力降低3.5%；刘洪胜[15]等人也研究了CO2充注量对汽车空调性能的影响，结果显示CO2对跨临界空调系统性能影响巨大，存在一个最佳充注量使系统性能最优。关于跨临界CO2热泵空调系统的充注量研究还有很多[16-18]，但大都局限于小型电动汽车(轿车)[19-20]，电动客车空调系统的制冷剂仍以R407C为主[21]，跨临界CO2客车空调系统仍在研究阶段，相关结论较少。

本文在制冷工况下对纯电动客车跨临界CO2空调系统进行了最优充注量的研究，分析了不同充注量下系统性能达到最优时系统各状态点参数的变化。在最优充注量基础上研究环境温度、压缩机转速以及气冷风量对系统性能的影响。

2 循环介绍

图1为客车空调系统循环图，主要包括制冷循环系统、送风系统以及逻辑控制系统。其中，制冷循环部分包括压缩机、气体冷却器、回热器、节流阀、蒸发器以及储液器等，其中蒸发器和气体冷却器均为2片，采用并联进风方式排布。制冷过程中，CO2先经过压缩机被压缩成高温高压的气体，流经气体冷却器后变为高压低温状态，经过回热器进一步冷却后，节流至低压两相状态，继续通过蒸发器与室内空气进行换热达到降低车厢温度的目的，然后通过储液器再次进入压缩机完成制冷剂的循环。送风系统包括气冷送风和蒸发器送风，主要调节气冷器以及蒸发器的送风量和送风状态。逻辑控制部分包括蒸发器气侧出风温度PID控制以及排气压力PID控制。其中，通过改变蒸发器送风量调节出风温度，通过改变阀开度控制排气压力。

图1 客车空调系统循环图

CO2空调系统中绝大部分的制冷剂主要存在蒸发器、气冷器以及储液器中，相对而言，节流装置、压缩机和管路中的制冷剂非常少，可以忽略不计，采用额定工况法[22-21]可以初步得到系统所需要的CO2充注量。即当空调系统在额定工况运行时，通过refprop查询得到系统内部制冷剂各个的状态参数，计算后获得主要部件内CO2量，相加得到系统总充注量。表1显示了客车空调系统的设计工况点参数，图2为设计工况的循环图。

表1 设计工况点参数

对于设计工况而言，蒸发器中的制冷剂均处于两相流状态，制冷剂的状态按照蒸发温度下的饱和状态确定，其充灌量可以按照式1获得，对于气冷器、回热器而言，充灌量可以根据式2得到。其中，为保证制冷剂存在一定富裕，储液器内部充灌量按照整体容积大小的40%计算。

(1)

(2)

其中，公式1中X1，X2分别为蒸发器进出口干度，Ve为蒸发器内部的结构容积，ρl，ρg分别为蒸发温度所对应的饱和液体密度和饱和气体密度；公式2中ρ1，ρ2分别为部件进出口的制冷剂密度，V为部件容积。

表2显示了蒸发器、气冷器以及回热器的结构参数。其中，蒸发器、气冷器的容积分别为2.4 L、4.72 L，回热器的大小相对而言可以忽略不计，模型中储液器容积为4 L。计算可得设计工况下蒸发器内部制冷剂量为1.659 kg，气冷内部制冷剂量为3.742 kg，储液器内部制冷剂质量为1.708 kg，相加后得到设计的总充灌量为7.11 kg。由于理论计算忽略了压缩机、连接管路以及节流装置的制冷剂量，计算结果存在一定的误差，实际中需要通过定量研究，分析系统性能，才能确定最佳充注量。本文在设计充注量的基础上扩大充注范围，对系统充注量进行定量研究。

表2 换热器结构参数

3 结果分析

3.1 系统性能及状态参数随充注量的变化情况

如图3(a)所示，为40 ℃环境温度下，系统达到最优时的蒸发压力、排气压力、压缩机吸排气温度以及吸气过热度随充注量的变化情况。图中可以看出，随着制冷剂充注量的增加，压缩机入口压力以及压缩机排气压力先上升然后保持一定再继续上升；排气温度和压缩机进口温度则先降低然后保持稳定再继续下降；蒸发器出口过热度迅速降低直至出口饱和，而后无过热度存在。图3(b)为系统性能、压缩机耗功、制冷量随充注量的变化情况。可以看出，随着制冷剂充注量的增加，系统制冷量先迅速增加后维持稳定再有所降低；压缩机耗功先增然后不变再继续增加；系统COP在综合作用下先增后不变再减小。图3(c)为系统内部质量流量、阀开度以及储液器液位随充注量的变化情况，可以看出，不同充注量下系统获得最优性能时，节流阀的开度几乎不变，均保持在18%左右；质量流量的变化趋势和压缩机耗功趋势一致；系统内储液器的液位最初为0，后逐渐增加至90%，然后保持在90%以上不变，由于此模型中储液器的阈值设置为90%，因此当液位达到90%时即可认为储液器溢满。根据上述现象可以将整个充注量范围可以分为三部分：充注量在6 kg以下，充注量在6～8 kg之间，充注量大于8 kg。

当充注量小于6 kg时，系统处于欠充状态。由于充注量较小，蒸发压力和排气压力也较低，制冷剂在蒸发器出口已经存在明显过热度，进而导致压缩机吸气温度较高，排气也保持较高温度。随着制冷剂的进一步增加，蒸发器出口过热度逐渐减小，蒸发器的换热增强，系统COP呈上升趋势。当蒸发器出口过热度为0时，整个蒸发段制冷剂保持两相状态，蒸发器换热达到最优，此时充注量也达到了最优。本试验系统中由于存在储液器，可以保证充注量在6～8 kg之间时，系统均维持稳定，各状态参数几乎不发生变化，性能保持最优。当充注量充满整个储液器后，继续增加制冷剂充注量会导致压缩机入口带液，吸气压力和排气压力均有所上升，吸气温度和排气温度则明显降低，压缩机耗功增大，系统COP减小。

实际运行中，压缩机带液会导致压缩机寿命大幅降低，储液器的存在使得过充的几率大幅降低，因而制冷剂将主要处于欠充和适宜的状态。图4所示为系统制冷剂在欠充和正常境况下的T-s图以及p-h图。制冷剂充注量在1.5 kg时，制冷剂处于严重欠充状态，系统排气压力低于临界压力，整个循环图处于过热状态。

图4 制冷剂欠充和适宜情况下系统p-h图及T-s图

几乎没有制冷量；随着充注量的增加，系统的蒸发压力和排气压力逐渐上升，蒸发器入口状态接近气态饱和点，但此时蒸发器制冷量依旧很小；继续增加制冷剂充注量，蒸发压力和排气压力继续增加，CO2节流至两相区，蒸发器入口干度小于1，出口过热，制冷量增加；随着CO2充注量进一步增加，系统循环图继续左移，蒸发压力和排气压力继续增加，但增加的幅度减小，制冷剂在蒸发器出口逐渐饱和，整个蒸发段均为两相区状态，系统制冷量达到最大值；再继续增加制冷剂，蒸发器出口仍为饱和状态，多余的制冷剂存储在储液罐中，系统各状态参数点几乎保持不变，循环曲线变得密集，这一阶段系统制冷剂充注量达到最佳。通过循环曲线图可以更加直观的确定最佳充注量的范围，曲线密集区对应的充注量即为最佳充注量，当小于最佳充注量时，系统循环曲线变化比较明显。可以看出欠充状态下，压缩机吸气压力、排气压力均随充注量增加而增加，且吸气压力在初始阶段增加幅度较大，而后增加幅度减小，排气压力的增加几乎成线性，压比先减小后增大；压缩机吸气过热度则随充注量增加缓慢减小；排气温度受吸气温度和压比共同影响呈下降趋势；蒸发温度受过热度和吸气压力影响先降低再增加；系统阀前温度几乎没有变化，与环境温度接近；此外，随充注量增加，系统节流阶段的熵增缓慢减小，节流损失降低。

根据上述研究，系统最优充注量范围为6～8 kg。接下来研究最佳充注量下的系统性能时，制冷剂充注量固定为7 kg。

3.2 压缩机转速对系统性能的影响

本小节主要内容为系统在最优充注量下的变转速试验，转速范围取1000 r/min到3500 r/min。通过调节阀开度可以得到不同排气压力、不同转速下系统的制冷量、压缩机耗功以及系统COP的变化曲线，如图5所示。可以看出不同转速下系统参数随着排气压力的变化趋势大体相同。随着排气压力由8.5～12 MPa变化，压缩机耗功以及制冷量均有所增加，系统COP呈现出先迅速增加后逐渐减小趋势。随着转速的增加，压缩机耗功呈比例增大，排压越高，增加越多；排压较小时，转速越高制冷量越小，排压较高时，转速越大制冷量越大，但制冷量随转速增大而增加的幅度逐渐减小；随着转速的增加，系统COP呈下降趋势，且系统最优COP对应的排气压力随转速减小而降低。

图6为不同转速下最优COP所对应状态点各参数的变化情况。图中可以看出，随着转速的增加，蒸发温度和蒸发压力下降，排气压力和排气温度上升，气冷出口温度在微小范围内增加；系统内质量流量随转速增加而增大，压缩机耗功、制冷量也增加；系统COP随转速增加而降低，这是因为压缩机转速的增加导致压缩机的压比增加，系统蒸发压力下降而排气压力上升，压缩机耗功的增加程度大于制冷量增加程度。

3.3 环境温度对系统性能的影响

在最优充注量下，通过改变阀开度，研究不同环境温度下系统最优性能的变化趋势。如图7所示，分别为不同排气压力下，系统COP、制冷量、压缩机耗功、储液器液位以及质量流量随环境温度的变化情况。可以看出，不同环境温度下的各参数随排气压力的变化趋势一致。随着环境温度的上升，不同排气压力下系统COP均呈下降趋势，当排气压力为9 MPa时，COP衰减十分剧烈，42 ℃时COP只有1.2左右；当排气压力为10 MPa以上时，不同环境温度下系统COP均保持在1.8以上，排气压力越高，系统性能随环境温度的下降上升趋势减小；随着环境温度的降低，系统达到最优时的排气压力也减小。系统制冷量及压缩机耗功随着排气压力的增加而增大；在不同排气压力下，系统制冷量随着环境温度的下降有明显增加，且排气压力越低，增加程度越大；压缩机耗功随环境温度的变化不十分明显，在低排压时，耗功随环境温度降低而增大，随着排气压力的增加，压缩机耗功在不同环境温度下几乎保持不变。从图7(c)可以看到不同环境温度下系统质量流量和储液器液位随排气压力变化趋势几乎相同，随着排气压力升高，系统质量流量逐渐减小，变化速率先迅速后缓慢，储液器液位随着排气压力升高线性减少；在不同排气压力下，质量流量随着环境温度的降低而减小，下降幅度随着排气压力增大而减小；储液器液位在不同排压下随着环境温度的上升而增加，不同排压下增加幅度几乎一致。

图8为系统最优排压下的状态参数随环境温度的变化情况。可以看出，随着环境温度的上升，蒸发压力及压缩机进口温度几乎保持一定，排气压力和排气温度有明显上升，气体冷却器出口温度也缓慢增加；系统质量流量几乎不随环境温度发生变化，环境温度的增高，使得阀前温度升高，蒸发器前后焓差减小，系统制冷量下降；而压缩机由于压比的增加耗功也随之增大，系统COP在2个因素作用下随着温度升高直线下降。

3.4 气冷风量对系统性能的影响

在充注量、阀开度给定，同时保证蒸发侧送风温度10℃情况下，研究了定压缩机转速下气体冷却器的送风量对系统性能的影响，结果如图9所示。图9(a)显示了制冷量、压缩机耗功、压比以及COP随气冷风量的变化曲线；9(b)图显示了系统稳定时蒸发器、储液器以及气冷中的制冷剂质量和储液器液位情况；9(c)小图展示了系统内部蒸发温度、排气温度、气冷制冷剂出口温度、气冷风侧出风温度以及保证蒸发侧出风温度10 ℃下的送风量。可以看出，随着气冷送风量的增加，压缩机压比降低，耗功减小，制冷量增加，COP在综合效果下近线性增加；同时，气冷风量的增加导致气体冷却器中集聚的制冷剂量增多，储液器中制冷剂量减小，而蒸发器内制冷剂量增加的幅度可忽略不计；气冷制冷剂和风量的增加会使得气冷换热效果增加，虽然气冷空气侧出风温度增加幅度减小，但整体换热量增加，制冷剂的出口温度会降低，在相同节流阀开度情况下，蒸发段的焓差增大，制冷量增加，可以获得的低温风量变多；除此之外，随气冷风量的增加，蒸发温度的减小幅度可忽略不计，由于循环中的制冷剂流量几乎不变，排气温度受压缩机压比变化也随之减小。