送风温度对车用跨临界CO2制冷系统影响的仿真研究

乔义友 方健珉 殷 翔 孙西峰,2 曹 锋

(1 西安交通大学能源与动力工程学院 西安 710049；2 东风汽车有限公司技术中心 武汉 430056)

近年来，全球工业化持续推进，在给人类生活带来便利的同时，一系列环境问题也日益凸显，臭氧层被不断破坏[1]、全球气温不断升高[2]，传统制冷剂带来的问题愈发明显。传统制冷剂诸如CFCs和HCFCs在制冷剂的发展历史上具有重要意义，出色的热力性质使其在很长一段时期内应用于制冷系统中，但由于氟利昂类制冷剂对臭氧层及全球气温的严重影响，使自然工质对氟利昂类制冷剂的替代成为发展潮流[3-4]。CO2具备比其他制冷剂更优秀的环境友好性与安全性，良好的低温流动性使其可工作在较宽的工况区间内，蒸气密度小，表面张力高的特点使其能够工作在较小的机组中，为节省成本提供了前提。CO2的临界温度和压力分别为31.1 ℃与7.38 MPa，临界压力较高[5]。G. Lorentzen[6]首次提出跨临界CO2循环之后，各国学者对CO2作为制冷剂的跨临界CO2循环系统的研究陆续展开，由于制冷剂在跨临界CO2循环系统中蒸发压力与排气压力差值较大，存在较大的节流损失，且在气体冷却器中，CO2始终处于较大温差的非等温冷却过程，因此跨临界CO2循环在单级制冷循环下的效率仍然低于传统氟利昂类制冷剂。全球学者对制冷循环的性能提升进行了较多研究，其中送风温度的选取对系统热舒适性以及性能提升均有一定程度的影响。送风温度的选取直接影响着人在活动区域内的舒适性，系统控制也受送风温度取值的影响[7-8]。

送风温度的选取根据运行条件及使用场景的不同，对系统性能也存在不同程度的影响。F. Engdahl等[9]采用热力计算的方式，对比了恒定送风温度与最优送风温度控制下，在9 m2空间内以44 W/m2冷负荷工况运行1年的能耗情况，相比恒定送风温度的控制方式，最佳送风温度下的能耗减少了8%，而在冷负荷降至26 W/m2时，机组在最佳送风温度下运行1年的能耗相比恒定送风温度减少了27%。高月芬等[10]采用6SigmaRoom软件仿真的方式，研究了回风温度一定的条件下，送风温度对数据中心单台空调送风量以及系统性能的影响，送风温度从16 ℃升至20 ℃后，制冷能耗减少2.73%。关于送风温度对空调性能影响的研究还有很多[11-14]，但对车用跨临界CO2循环系统，尤其是对实车系统以及考虑系统风机功耗的综合系统性能的研究，相关结论较少。

本文借助GT-Suite仿真软件，搭建了带回热器的单级跨临界CO2制冷系统模型，模拟得到制冷系统在不同工况下改变送风温度时系统的参数，此外，本文提出了有效制冷量与有效COP的概念，在考虑了风机功耗对系统性能的影响之后，研究了送风温度对实际车用制冷系统综合性能的影响，为车用跨临界CO2空调系统送风温度的研究提供参考。

1 跨临界CO2制冷系统模型

跨临界CO2制冷系统仿真模型由空调系统与PID控制系统组成。空调系统包括：变频压缩机、翅片管式气体冷却器、板翅式回热器、翅片管式蒸发器、气液分离器、节流阀、室内鼓风机；PID控制系统由3个PID控制器组成，分别采用压缩机转速控制送风温度，采用室内鼓风机风量控制车厢温度，采用电磁节流阀孔径控制排气压力，但实际上送风温度受到压缩机转速与室内鼓风机风量的共同影响。空调仿真系统基于GT-Suite仿真软件搭建。具体空调系统模型如图1所示。空调仿真系统各部件的具体参数如表1所示。

图1 跨临界CO2制冷系统仿真模型

表1 跨临界CO2汽车空调仿真模型各部件参数

压缩机数学模型中的功耗：

(1)

式中：W为压缩机功耗，kW；m为CO2质量流量，kg/s；h2s为等熵压缩出口焓值，kJ/kg；h1为压缩机进口焓值，kJ/kg；ηe为压缩机电效率；ηs为压缩机等熵效率。气体冷却器模型的换热为超临界换热，换热关联式采用Sieder-Tate公式。

(2)

式中：Nu为努塞尔数；ReD为基于特征长度的雷诺数；Pr为普朗特数；μ为流体动力黏度，kg/(m·s)；μs为光滑管壁面温度下的流体动力黏度，kg/(m·s)。

蒸发器模型的换热为亚临界换热，换热关联式采用Klimenko公式。

(3)

式中：h为对流换热表面传热系数，W/(m2·K)；Remod为修正的雷诺数；Prl为液相普朗特数；ρg为气相密度，kg/m3；ρl为液相密度，kg/m3；kw为壁面材料导热系数，W/(m·K)；kl为液相导热系数，W/(m·K)。

为保证压缩机模型与换热器模型的可靠程度，以全工况范围内的实验数据进行了修正。为验证模型的可靠性，在相同的测试工况下对比了GT-Suite仿真得到的模拟值和实验值的差异，测试工况详细说明如表2所示。仿真与实验数据对比如图2所示，与实验数据相比，仿真模型换热量的最大误差为5%。仿真模型与实验台架结果具有很好的吻合性，对实验具有准确的指导意义。

表2 仿真和实验对比工况说明

图2 换热量的仿真与实验数据对比

2 仿真工况参数

利用本文在GT-Suite软件中搭建的仿真模型，改变仿真运行的工况，研究了不同环境温度与车厢回风温度组合下，送风温度对系统性能的影响，工况参数取值如表3所示。

表3 仿真工况参数取值

由于实际车用空调中室内鼓风机的风量存在上限值，为了对实际车用空调送风温度变化影响性能的情况进行探究，综合考虑市面上车辆室内鼓风机的最大风量，仿真使用的室内鼓风机最大风量设置为453.07 m3/h。此外，在车厢温度的控制过程中，冷负荷确定后，送风温度越高，对应稳态时的鼓风机风量越大，因此在送风温度较高时，鼓风机的风量达到上限值后仍无法满足车厢温度的需求，且该极限送风温度值会随着冷负荷的增大而降低。为了保证不同工况的对比性，三种工况下的送风温度均选取4、6、8、10、12 ℃五个值，且经过仿真验证，12 ℃的送风温度能够在鼓风机风量不达到上限的情况下满足全部工况的车厢温度需求。

在本文中，制冷循环均为跨临界CO2循环，因此每个仿真工况的排气压力均选取各自对应的最优排气压力，保证系统性能最优。其他参数使用如下假定值：新风比为1.0，环境湿度为50%，太阳辐射为900 W/m2，车厢模型中乘员呼入水蒸气速率为0.11 g/s。

3 仿真结果分析

3.1 送风温度对COP的影响

3.1.1 COP

按照预设的工况在GT-Suite软件中进行设置，得到带回热器的跨临界CO2循环系统在制冷模式下的仿真结果，图3所示为各工况最优排压下系统COP与送风温度的关系。其他条件相同时，三种工况下系统的COP均随送风温度升高而逐渐升高。工况1在送风温度为12 ℃时的COP相比送风温度为4 ℃时的COP提升率为66%，工况2与工况3相应的COP提升率分别为42%与28%。

图3 COP与送风温度的关系

3.1.2 带风机功耗的COPb

为研究风机功耗对系统性能的影响，利用本文的模型对带风机功耗的COPb与送风温度的关系进行研究，相应的COPb按照式(4)进行计算。图4所示为各工况最优排压下系统带风机功耗的COPb与送风温度的关系。其他条件相同时，三种工况下系统的COPb均随送风温度的升高而逐渐升高，其中工况1条件下系统的COPb在送风温度高于10 ℃之后升高速度明显减缓。工况1在送风温度为12 ℃时的COPb相比送风温度为4 ℃时的COPb提升率为24%，工况2与工况3相应的COPb提升率分别为25%与22%。

图4 COPb与送风温度的关系

(4)

式中：Q为系统制冷量，W；Wb为室内鼓风机功耗，W。

3.2 送风温度对有效COP的影响

3.2.1 有效COPeff

在其他条件相同的情况下，送风温度不同会导致系统稳定时鼓风机风量的差异，因此，送风温度会对新风负荷产生一定影响。当不考虑新风负荷时，为了研究此时系统性能与送风温度的关系，定义有效制冷量对系统的性能进行研究。有效制冷量即为汽车空调总成进风与送风的总焓差，仅取决于环境工况以及目标车厢温度的设定，即送风温度的变化不会对有效制冷量产生影响。为了对比排除新风负荷时的系统性能，本文在不同送风温度下，定义了系统的有效COPeff并进行了分析。有效COPeff为有效制冷量与压缩机功耗的比值，相应的有效COPeff按照式(5)进行计算。图5所示为各工况最优排压下系统的有效COPeff与送风温度的关系。其他条件相同时，三种工况下系统的有效COPeff均随送风温度的升高而逐渐升高。工况1在送风温度为12 ℃时的有效COPeff相比送风温度为4 ℃时的有效COPeff提升率为116%，工况2与工况3相应的有效COPeff提升率分别为42%与16%。

图5 有效COPeff与送风温度的关系

(5)

式中：Qeff为有效制冷量，W。

3.2.2 带风机功耗的有效COPeff,b

不同的送风温度对稳态时的风机功耗影响较大，本文对根据有效制冷量计算的带风机功耗的有效COPeff,b进行了计算，相应的有效COPeff,b按照式(6)进行计算。图6所示为各工况最优排压下系统带风机功耗的有效COPeff,b与送风温度的关系。其他条件相同时，三种工况下系统的有效COPeff,b均随送风温度的升高而逐渐升高。工况1在送风温度为12 ℃时的有效COPeff,b比送风温度为4 ℃时的提升率为61%，工况2与工况3相应的有效COPeff提升率分别为25%与11%。

图6 有效COPeff,b与送风温度的关系

(6)

3.3 压缩机效率对系统性能的影响

本文在3.1与3.2节分析了送风温度与系统性能的关系，更高的送风温度可提升系统性能，这一方面取决于送风温度值改变后压焓图上高低压工况的改变，另一方面，压缩机效率的提升也是本文几种系统性能提升的影响要素之一。在三个仿真工况下，压缩机的电效率随系统送风温度的变化较小，最大变化幅度均在1%范围之内，其对系统性能的影响可以忽略不计。而压缩机的等熵效率在三个工况下均随送风温度的升高而逐渐升高，其中工况1在送风温度为12 ℃时的压缩机等熵效率相比送风温度为4 ℃时提升率为8.4%，工况2与工况3相应的压缩机等熵效率提升率分别为8%与7.8%。

3.4 最优送风温度

本文在3.1.2节分析了送风温度与带风机功耗的COPb的关系，在图4中工况1对应的环境温度与目标车厢温度下，COPb随着送风温度的升高而升高，送风温度从10 ℃升至12 ℃，COPb提升率仅为0.06%，相比送风温度从4 ℃升至12 ℃时24%的提升率，COPb随着送风温度升高的趋势明显变缓。

为了研究更高的送风温度对系统性能的影响情况，在保证风机风量满足车厢温度的前提下，利用本文在GT-Suite软件中搭建的模型，选择工况1条件并提升送风温度至14 ℃进行仿真。图7所示为在各个送风温度对应的最优排压下，系统的COP、COPb、COPeff及COPeff,b与送风温度的关系。其他条件相同时，系统的COP、COPeff及COPeff,b均随送风温度的升高而逐渐升高，COPb在送风温度为12 ℃时达到最大值3.871，随着送风温度的继续提升，COPb开始下降，即在工况1对应的条件下系统COPb存在对应的最优送风温度。

图7 工况1条件下系统性能与送风温度的关系

为研究最优送风温度出现的原因，对工况1条件下制冷量、压缩机功耗、鼓风机功耗及总功耗与送风温度的关系进行分析。图8(a)所示为最优排压下系统的总制冷量以及进风空气潜热变化量与送风温度的关系，图8(b)所示为最优排压下系统的压缩机功耗、鼓风机功耗及总功耗与送风温度的关系。相同条件下，随着送风温度的升高，系统的总制冷量与进风空气潜热变化量降低，压缩机功耗呈线性降低的趋势，风机功耗逐渐增加且增速变快，系统的总功耗逐渐降低，但降低速度有变慢的趋势。图9所示为系统运行稳定后的压焓图与送风温度的关系，随着送风温度的升高，系统蒸发压力逐渐上升，最优排气压力均为仿真设置在超临界范围内的最低值7.5 MPa，压缩机吸排气焓差与蒸发器出入口焓差均呈逐渐减小的趋势。结合图8(b)中压缩机功耗与鼓风机功耗随送风温度的变化曲线，送风温度高于12 ℃时，平衡车厢冷负荷需要的风量快速增大，鼓风机功耗增速变快，总功耗下降的速度有所减慢。而图8(a)中总制冷量随送风温度的升高而下降的趋势逐渐加快，原因是系统送风温度升高后，系统工作的高低压工况改变导致压缩机转速降低。此外，送风温度升高后，系统对应的蒸发温度升高，由于进风对应的风温与含湿量相同，空气潜热变化量明显减少，由4 ℃时的876 W降至14 ℃时的19 W。因此，带有风机功耗的COPb随送风温度的升高呈先逐渐升高后降低的变化趋势，即在工况1条件下计算COPb时存在最优送风温度为12 ℃。

图9 工况1条件下稳态压焓图与送风温度的关系

4 结论

本文基于GT-Suite软件搭建了带回热器的跨临界CO2循环制冷系统，对仿真系统根据实验台架的数据进行修正之后，在当前车用空调风机风量的限制下，通过仿真实验研究了实车制冷系统中送风温度对系统性能以及考虑风机功耗后的综合性能的影响，得到如下结论：

1) 根据研究结果，提高送风温度可以提高系统的COP、COPeff、COPeff,b，且不同的送风温度对系统性能影响较大。

2) 研究了带风机功耗的COPb与送风温度的关系，环境温度为25 ℃、目标车厢温度为25 ℃条件对应的低负荷工况下，随着送风温度的升高，存在最优的送风温度为12 ℃。

3) 系统工作于环境温度为30 ℃、目标车厢温度为25 ℃以及环境温度为35 ℃、目标车厢温度为27 ℃对应的中高负荷工况时，带风机功耗的COPb随送风温度的升高而升高，系统并未出现最优送风温度值。这是由于继续提高送风温度将会出现鼓风机风量达到上限后无法满足车厢温度需求的情况，因此如果风机风量放开实际的限制，存在最优送风温度的负荷边界将有所提高。