基于Simulink 的汽车空调系统建模与性能分析

于号，李征涛，王智楷

（200082 上海市 上海理工大学 能源与动力工程学院）

0 引言

在节能减排与“双碳”的大背景下，电动汽车凭借其节能环保、良好的驾驶体验及智能驾驶科技的应用，迎来了发展的黄金期[1-2]。作为为乘员舱营造舒适驾乘温湿度环境以及整车热管理提供冷热源的核心设备，电动汽车空调热泵凭借着较高的工作效率减少了因使用PTC加热器对电量的消耗，增加了续航里程，逐渐成为行业的研究热点[3]。

学者们对汽车空调低温环境下的制热性能进行了研究。张磊等[4]对使用R410a 制冷剂的补气增焓型电动汽车空调进行了制热性能研究，结果表明，与使用R134a 制冷剂的普通型机组相比，新系统在-15 ℃与0 ℃环境下的制热性能比普通型机组分别提升17%与21%；张海等[5]提出一种回收电机余热为乘员舱制热以减少空调能耗的系统，仿真及试验证明了模型的准确性；Zhang 等[6]将电动汽车回风系统与防雾相结合，通过设置不同的回风与新风比例对热泵空调系统展开研究，结果表明，在室外环境温度为-20～ -5 ℃时，新系统比原系统的制热需求降低了46.4%～ 62.1%；Lee 等[7]在低温环境下在汽车空调系统中加入空空换热器，以降低车内开启新风系统时热泵系统的能耗，实验结果表明，系统开启再循环时热负荷和除湿负荷降低了12.3%与12.9%。

热泵空调系统因其较高的工作效率及节能的特点适用于电动汽车，但汽车空调系统的室外换热器在寒冷环境下较易结霜，进而降低了系统的工作效率、增加了能耗，这是急需解决的问题[8-9]。在基于使用R1234yf 制冷剂的电动汽车热泵平台上，王芳[10]对室外换热器的结霜与融霜特性进行了研究，发现融霜时间随着车外环境温度、压缩机转速、车内风机风量的增大而减小，且中压补气可有效缩短26.25%的融霜周期；武卫东等[11]针对空调换热器结霜问题提出低压热气除霜和高压热气除霜2 种模式，发现低压热气除霜不仅所需时间长，且压缩机能耗较大，高压热气融霜速度较快，排气压力最高0.65 MPa，且能耗最小。

综上所述，汽车空调的效率与能耗以及各子系统的性能逐渐提升优化，但系统各部件的性能匹配以及运行策略仍需进一步研究。基于Simulink 对物理模型的建立有着结构简单且准确性较高的特点，本文基于MATLAB/simulink 的物理建模平台，对汽车用热泵空调系统进行建模并仿真，研究室外环境温度、压缩机转速等变量对系统制冷量与整体能耗的影响。

1 系统模型的建立

1.1 系统工作原理

汽车空调主要分为三换热器系统与双换热器系统。三换热器系统主要由电动压缩机、车外换热器、车内蒸发器、车内冷凝器、膨胀阀与传感器等组成，通过系统中各个电磁阀的开闭实现制冷与制热模式的切换，有着稳定且耐久性好的特点。双换热器系统与前者不同的是车内仅包含一个热交换器，由四通换向阀的转换实现冷暖模式的切换。

系统的工作原理为逆卡诺循环，基本工作循环包括4 个过程：制冷剂以低温低压的过热蒸汽状态进入压缩机，经压缩机压缩成为高温高压蒸汽后进入室外冷凝器，经与空气换热被冷凝为高压过冷液体，高压过冷液态的冷媒后经过电子膨胀阀等节流装置压力降低，状态变为气液两相混合物，此时进入蒸发器与室内空气换热，冷媒蒸发吸热进而为室内输送冷量，经蒸发器出口进入压缩机完成一个制冷循环。其循环原理图如图1 所示。

图1 空调系统制冷循环示意图Fig.1 Schematic diagram of refrigeration cycleof air conditioning system

1.2 系统模型的搭建

本文采用MATLAB/Simulink 对汽车空调系统进行模型搭建，电动汽车空调的各子系统如图2 所示。蒸发器子系统模型如图2（a）所示，冷媒与空气分别从蒸发器的两端进出，经换热器完成热交换，冷媒从A 端口进入经蒸发吸热从B 端口进入压缩机，制冷后的空气经循环风机驱动进入车舱内为车内提供冷量。压缩机子系统模型如图2（b）所示，驱动信号由0 变为1 时压缩机开始按照设定的转速工作，冷媒蒸汽从端口A 进入压缩机以接近等熵压缩的过程转为高温高压蒸汽，同时布置于压缩机出口的传感器采集到冷媒的温度与压力参数。冷凝器模型及工作原理与蒸发器类似，如图2（c）所示。由于汽车空调整体工作功率较低，经过蒸发器时冷媒的压降较小，因此选用内平衡式热力膨胀阀作为子系统的节流装置，如图2（d）所示。

图2 汽车空调子系统示意图Fig.2 Schematic diagram of vehicle air conditioning subsystem

乘员舱与车内外环境热传递网络的建模如图3所示。使用Constant Volume Chamber 模块作为汽车的乘员舱环境，乘员的热、湿负荷由相应的增益模块表示，如图3（a）所示。车身整体与外界换热部分经简化后包括车顶、车窗玻璃与车门，车内空气与车外环境通过热对流与热传导方式传递，换热过程由相应的热传递网络表示，如图3（b）所示。空调系统工作后，车舱内温度开始降低，当温度传感器检测到的温度低于或高于设定温度时，信号转换器将此温差信息传递到控制器，控制器向系统压缩机、循环风机等运动部件发送关闭或开启信号，以此来保证乘员舱内温度一直处于所设定的目标温度的合理区间。

图3 乘员舱与热传递网络模型示意图Fig.3 Schematic diagram of cabin and heat transfer network model

仿真模型使用的制冷剂为R410a，系统参数设定：蒸发温度为10 ℃，乘员舱内设定温度为24 ℃，蒸发器出口过热度为5 ℃，冷凝温度为45 ℃，冷凝器的过冷度为5 ℃，系统的连接管径为0.008 m，蒸发与冷凝器外的风量由进出口温差与制冷功率计算得出。汽车空调系统模型示意图如图4 所示。

图4 汽车空调系统模型Fig.4 Vehicle air conditioning system model

1.3 数据处理

系统运行过程中，布置在各部件进出口的传感器采集到的压力和温度数据在压焓图上表示的冷媒状态转化的过程如图5 所示。

图5 系统运行过程中冷媒的压焓图Fig.5 Pressure enthalpy diagram of refrigerant during system operation

衡量系统性能指标的计算公式分别为

系统制冷量：

压缩机对冷媒做功：

系统理论能效比：

式中：hevap,out、hevap,in——蒸发器进出口冷媒的焓值，kJ/kg；hcomp,out、hcomp,in——压缩机进出口冷媒的焓值，kJ/kg；Wfan,evap、Wfan,conds——蒸发器与冷凝器风扇功耗，kW。

2 结果与分析

在搭建的汽车空调系统模型中，改变压缩机转速与室外环境温度，分别分析冷媒为R134a 与R410a 时系统总功耗（包含压缩机、冷凝器侧与蒸发器侧的功耗）、能效比COP、制冷量等性能指标，进而对系统特性和运行策略作进一步研究。

2.1 压缩机转速对系统的影响

系统初始条件：乘员舱内温度为22 ℃、室外环境温度为35 ℃，压缩机转速1 800～4 600 r/min情况下系统性能指标变化趋势如图6 所示。制冷量随压缩机转速的变化如图6（a）所示，不同转速下系统使用冷媒为R134a 的制冷量高于使用冷媒R410a 的情况，在转速为3 200 r/min 时使用R134a冷媒的制冷量为2.47 kW，较后者高0.145 kW，提升约6.1%。在使用不同冷媒随着压缩机转速的提高制冷量皆以一定的斜率升高，这是由于转速升高，单位时间内增大了系统冷媒的循环量，在单位制冷量不变的情况下使得制冷量升高；如图6（b）所示，随着压缩机转速的增加，包含压缩机功率在内的系统总功率也随之增大，且使用R134a 冷媒的系统能耗低于使用R410a 的。转速2 500 r/min 时使用R134a 冷媒的能耗为653 W，比使用R410a 低31 W；由图6（c）可见，冷媒R134a 系统能效比随转速的增大从3.59 减小到2.8，即系统能效比随转速增大而降低，且使用R134a 的系统COP 较高，由此说明R134a 冷媒的热物理性质比R410a 更适合用于汽车空调系统。

图6 系统性能指标参数随压缩机转速的变化Fig.6 Variation of system performance index parameters with compressor speed

在运行策略方面，图6（a）和图6（c）表明，可在开启系统时使压缩机高速运转，产生较高的制冷功率，使乘员舱快速达到目标温度，此后，维持低转速、较高能效比运行，从而达到最优节能目的。

2.2 车外环境温度对系统的影响

压缩机转速设定为2 400 r/min，乘员舱内温度为22 ℃，性能指标随车外温度30～38 ℃的变化情况如图7 所示。由图7（a）可见，使用2 种冷媒的系统制冷量皆随环境温度升高以一定斜率降低，主要是因为随着温度的升高，乘员舱与室外环境的换热温差增大，使系统制冷负荷增大，同时冷媒与空气的换热温差逐渐减小进而导致换热量大幅度降低，使冷媒产生过冷度减小甚至不完全冷凝导致；图7（b）所示系统功耗随室外温度的升高而增大也证明了这一点。相同环境下使用R134a 冷媒产生的制冷量高于R410a，在室外温度为30 ℃时，前者的制冷量为2.28 kW，高于后者0.1 kW。如上文所述，这是由于前者热物理性质在小型制冷系统中优于后者造成的。伴随着系统能耗的增加与制冷功率的降低，由图7（c）可得，系统在环境温度逐渐升高时能效比COP 会有较大的损失。

图7 系统性能指标参数随环境温度的变化Fig.7 Variation of system performance parameters with ambient temperature

综上所述，乘员舱外温度的升高使车内外换热量增大，即增大了车内的制冷负荷；环境温度升高也会造成冷凝器中冷媒的散热量不足导致过冷度不够或不完全冷凝，系统制冷功率降低也意味着需要更长的运行时间才能达到车内所设定到的温度。

3 结论

为探究与优化汽车空调系统的设计与运行策略，以提升系统运行的能效比，本文基于MATLAB/Simulink 搭建空调制冷系统模型、汽车乘员舱内环境模型与外界换热的热传递网络模型，研究分析了室外环境温度与压缩机转速的变化对分别使用冷媒R134a 与R410a 的空调系统能效的影响，结论如下：

（1）随着压缩机转速的增加，制冷系统的制冷功率与能耗也随之增加，但能效比呈现出降低的趋势，使用R134a 冷媒的系统在制冷功率上较R410a 有约6%的提升，且能效比更高，说明R134a 凭借其较好的热物理性质更适用于小型制冷系统；在运行策略方面得出，在开启系统时使压缩机高速运转，产生较高的制冷功率使乘员舱快速达到目标温度，再维持低转速、较高能效比运行状态，达到最优的节能目的；

（2）随着环境温度从30 ℃至38 ℃梯度升高，冷媒的冷凝效率降低，以致制冷量减小、压缩机功耗增大，同时环境温度的升高也会导致乘员舱与外界换热量增大。因此，在设计制冷系统时需要使用换热功率与效率更高的冷凝器、更高功率的冷凝风机以增加系统的性能冗余，同时提升整车的隔热保温性以提升整体系统能耗表现。