劉曉宇

摘要：文章利用仿真分析軟件建立了一套空調(diào)系統(tǒng)仿真模型，在采用HFC-134a制冷劑的基礎(chǔ)上增加回?zé)崞髂Ｐ?，分析不同工況下增加回?zé)崞骱髮ο到y(tǒng)制冷量、壓縮機功耗的影響，為回?zé)崞髟贖FC-134a 汽車空調(diào)系統(tǒng)中實現(xiàn)更好的應(yīng)用提供工程應(yīng)用依據(jù)。仿真結(jié)果表明，增加回?zé)崞骱螅鞴r下制冷性能均有提升，尤其是在怠速工況下提升幅度最大，可達(dá)3.97%；壓縮機功率在各工況下均有降低；怠速工況下壓縮機軸功率降幅最大，達(dá)6.36%；怠速工況下系統(tǒng)制冷效率COP提升11.0%。

關(guān)鍵詞：汽車空調(diào)；回?zé)崞?；仿真分?/p>

中圖分類號：U463 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A? ?文章編號：1674-0688（2023）06-0027-04

0 引言

在炎熱的夏季，汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)開啟后，會提高汽車發(fā)動機能耗、整車油耗及用戶用車成本。在實現(xiàn)同等性能的前提下，與不帶回?zé)崞鞯目照{(diào)系統(tǒng)相比，帶回?zé)崞鞯目照{(diào)系統(tǒng)可以降低壓縮機的負(fù)荷，進(jìn)而降低發(fā)動機的輸出功率及用戶用車成本。因此，研究帶回?zé)崞骱筒粠Щ責(zé)崞鞯目照{(diào)系統(tǒng)的差異具有重要的現(xiàn)實和應(yīng)用意義。錢銳等［1］的研究結(jié)果表明：經(jīng)過合理匹配的帶回?zé)崞鞯目照{(diào)系統(tǒng)可以使空調(diào)系統(tǒng)出風(fēng)口平均溫度比原系統(tǒng)降低約1.5 ℃，在獲得同樣的系統(tǒng)制冷性能的情況下，系統(tǒng)能耗可以降低約10%。嚴(yán)詩杰等［2］的試驗研究結(jié)果表明：在特定工況下，回?zé)崞骺墒蛊嚳照{(diào)系統(tǒng)蒸發(fā)器制冷量及系統(tǒng)效率COP分別提高14.7%和20%。吳龍兵等［3］的研究結(jié)果表明：配置回?zé)崞鞯目照{(diào)系統(tǒng)性能可提升約4%。隨著計算機硬件性能的提升和軟件技術(shù)的發(fā)展，仿真應(yīng)用開始成為空調(diào)系統(tǒng)開發(fā)階段用于性能驗證和優(yōu)化的主要手段，并且在降低研發(fā)成本、縮短開發(fā)周期方面具有很大的優(yōu)勢［4］。本文采用KULI軟件（車輛系統(tǒng)級熱平衡匹配軟件）對某乘用車空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行仿真建模和分析，并在系統(tǒng)中引入回?zé)崞鳎治龌責(zé)崞髟诓煌r下對制冷系統(tǒng)的作用。

1 仿真模型的建立

根據(jù)空調(diào)元件的特點和布置方式，建立空調(diào)系統(tǒng)一維模型。模型中內(nèi)側(cè)（制冷劑側(cè)，如圖1所示）流動元件包括壓縮機、冷凝器、膨脹閥、蒸發(fā)器、回?zé)崞?。外?cè)流動元件包括冷凝器和蒸發(fā)器，以及各自的溫度源、濕度源、流量源；空氣側(cè)設(shè)置2條回路，第一條回路為冷凝器空氣回路，第二條為蒸發(fā)器空氣回路，需要分別設(shè)置空氣通過冷凝器和蒸發(fā)器的入口溫度、濕度以及風(fēng)量。

2 零部件一維模型參數(shù)設(shè)置

2.1 蒸發(fā)器參數(shù)設(shè)置

在空調(diào)系統(tǒng)中，換熱器主要包括吸熱部件蒸發(fā)器和放熱部件冷凝器，分別位于系統(tǒng)的高壓側(cè)和低壓側(cè)，同時其工作原理和工作條件也不同。其中，蒸發(fā)器的作用是通過管道中的低溫低壓兩相狀態(tài)制冷劑，吸收空調(diào)箱鼓風(fēng)機通風(fēng)空氣中的熱量，制冷劑吸熱后變?yōu)榫哂幸欢ㄟ^熱度的飽和蒸汽，同時空調(diào)箱中的通風(fēng)空氣被蒸發(fā)器外表面冷卻，空氣中部分水蒸氣在壁面凝結(jié)并通過排水孔排除，這一過程起到對空氣降溫除濕的作用［5］。蒸發(fā)器的換熱能力對制冷系統(tǒng)的制冷效率有較大影響，在仿真分析過程中需要蒸發(fā)器模型的換熱系數(shù)及管內(nèi)流阻準(zhǔn)確反映。在本文蒸發(fā)器建模基于蒸發(fā)器器芯體的幾何參數(shù)，由于受到建模幾何精度以及實際換熱器運行中外部和內(nèi)部流場結(jié)構(gòu)及均勻性的影響，蒸發(fā)器實際換熱性能與理想狀態(tài)下存在一定的誤差，因此需根據(jù)試驗參數(shù)對蒸發(fā)器換熱公式進(jìn)行標(biāo)定，使計算誤差在工程允許的范圍內(nèi)。

蒸發(fā)器根據(jù)管內(nèi)部流動序列特性，按流程排列分為4個管束換熱器模型，不同流程中管束的幾何參數(shù)見表1。

2.2 冷凝器參數(shù)設(shè)置

車型空調(diào)采用風(fēng)冷式冷凝器，由冷卻風(fēng)扇在冷卻芯體氣側(cè)通道內(nèi)提供環(huán)境溫度氣流，對冷凝器表面進(jìn)行冷卻。冷凝器管內(nèi)進(jìn)口流動冷卻介質(zhì)為高溫高壓氣態(tài)介質(zhì)，經(jīng)冷凝器管壁吸熱并逐漸冷凝液化為較低溫度的液態(tài)制冷劑。冷凝器換熱性能與其散熱結(jié)構(gòu)設(shè)計及外側(cè)冷卻空氣流動狀態(tài)有關(guān)。制冷劑在冷凝器中冷凝一般經(jīng)過3個過程：首先，壓縮機出口的高溫高壓氣態(tài)制冷劑進(jìn)入冷凝器，在冷凝器前段經(jīng)過不斷放熱，隨著溫度逐漸降低并達(dá)到制冷劑液化溫度點形成飽和氣體；其次，飽和氣體繼續(xù)放熱使一部分制冷劑液化形成氣液共存兩相流狀態(tài)，隨著制冷劑進(jìn)一步冷卻，氣體全部相變?yōu)橐后w形成具有一定過冷度的制冷液體并流出冷凝器。

冷凝器建模性能對制冷系統(tǒng)制冷能力計算結(jié)果具有較大影響，其中冷凝器模型的換熱性能、內(nèi)外通道內(nèi)流動阻力必須與冷凝器實際性能控制在一定范圍內(nèi)，因此需要根據(jù)試驗結(jié)果對冷凝器換熱性能等參數(shù)進(jìn)行修正。表2為冷凝器幾何參數(shù)。

2.3 壓縮機參數(shù)設(shè)置

壓縮機作為汽車空調(diào)系統(tǒng)的主要部件之一，是空調(diào)系統(tǒng)的動力中心，也是提供制冷劑流動動能的裝置，在空調(diào)系統(tǒng)中維持制冷劑在冷凝器中的高壓狀態(tài)和在蒸發(fā)器中的低壓狀態(tài)。壓縮機的性能決定了空調(diào)系統(tǒng)運行中制冷劑流量及高低壓形成能力，因此壓縮機性能參數(shù)對空調(diào)系統(tǒng)運行狀態(tài)起著重要作用。壓縮機工作時從吸氣閥吸入低壓制冷劑氣體，經(jīng)渦輪壓縮后排出高壓高溫制冷劑氣體。本文研究的空調(diào)系統(tǒng)采用的是一款定排量渦旋式壓縮機，壓縮機排量為86 cm3/r，壓縮機驅(qū)動軸與發(fā)動機帶輪之間的傳動比設(shè)置為1.46。

2.4 膨脹閥參數(shù)設(shè)置

膨脹閥是將冷凝器流出的高壓的制冷劑液體變成低壓的氣液兩相體的節(jié)流裝置，熱力膨脹閥通過保持蒸發(fā)器出口過熱度恒定調(diào)節(jié)制冷劑流量，對空調(diào)系統(tǒng)制冷功能實現(xiàn)及運行工況調(diào)節(jié)起到關(guān)鍵作用，其工作原理如下：經(jīng)膨脹閥節(jié)流后的氣液混合體在蒸發(fā)器中吸熱，并進(jìn)一步氣化為具有一定過熱度的氣態(tài)制冷劑。膨脹閥根據(jù)蒸發(fā)器出口中制冷劑的過熱度調(diào)節(jié)閥門開度以控制制冷劑流量大小，蒸發(fā)器出口制冷劑過熱度隨蒸發(fā)器熱負(fù)荷增加而上升時，熱力膨脹閥通過調(diào)節(jié)閥門開口調(diào)節(jié)制冷劑流量，通過增大或減小制冷劑吸熱功率來平衡制冷劑出口過熱度。本文的仿真模型建模中對熱力膨脹閥采用四象限參數(shù)法，即充注曲線、升程-壓力曲線、升程-流量曲線及溫度-流量曲線。

2.5 回?zé)崞鲄?shù)設(shè)置

汽車空調(diào)回?zé)崞飨到y(tǒng)利用冷凝器出口的較高溫液態(tài)制冷劑與蒸發(fā)器出來的低溫氣態(tài)制冷劑進(jìn)行熱交換，進(jìn)一步提高冷凝器出口過冷度和降低壓縮機進(jìn)口制冷劑壓力，以增大制冷劑單位制冷量及降低壓縮機功耗，從而提高系統(tǒng)制冷效率。同時，壓縮機進(jìn)氣過熱度的提高有助于避免出現(xiàn)因進(jìn)氣溫度過低導(dǎo)致壓縮機外壁結(jié)霜的問題［1］。本文空調(diào)系統(tǒng)使用的回?zé)崞鞑捎脙?nèi)螺旋式結(jié)構(gòu)，低壓管內(nèi)徑為16 mm、外徑為19 mm，高壓管內(nèi)徑為22 mm、外徑為26 mm，螺槽深度為1.4 mm，回?zé)岫伍L度為350 mm。

2.6 空氣側(cè)參數(shù)設(shè)定

在蒸發(fā)器和冷凝器的空氣側(cè)，分別設(shè)置不同的空氣側(cè)通道及入口溫度、濕度、空氣流量等參數(shù)。根據(jù)本次分析實際情況，按供熱通風(fēng)與空氣調(diào)節(jié)（HVAC）中鼓風(fēng)機的最大轉(zhuǎn)速設(shè)定空氣流量為580 m3/h，冷凝器的空氣流量根據(jù)不同車速狀態(tài)下的CFD（流體動力學(xué)）分析結(jié)果進(jìn)行設(shè)定，冷凝器空氣側(cè)參數(shù)設(shè)置見表3。

2.7 總計算參數(shù)設(shè)置

對于穩(wěn)態(tài)計算，系統(tǒng)參數(shù)主要有壓縮機轉(zhuǎn)速和冷凝器進(jìn)風(fēng)溫度，在怠速工況下需充分考慮前端格柵及導(dǎo)流板熱回流的影響，較高的熱回流會提高冷凝器進(jìn)風(fēng)溫度，從而對冷凝器的散熱效果造成不良影響，本次為結(jié)果CFD的分析情況，怠速狀態(tài)工況下冷凝器迎風(fēng)溫度設(shè)置為53℃，40km/h以上迎風(fēng)溫度設(shè)置為43℃?？傆嬎銋?shù)見表4。

3 仿真計算結(jié)果

將上述各系統(tǒng)部件設(shè)置帶入仿真系統(tǒng)，在一維空調(diào)系統(tǒng)中增加回?zé)崞髂Ｐ停ㄈ鐖D2所示），分別進(jìn)行不加回?zé)崞骱驮黾踊責(zé)崞鞯姆€(wěn)態(tài)模擬計算，各工況下的計算結(jié)果見表5、表6。

4 制冷效果及功耗對比

對帶回?zé)崞骱筒粠Щ責(zé)崞?種狀態(tài)下各工況的制冷量及壓縮機功率效果進(jìn)行對比。使用回?zé)崞骱?，各工況下的蒸發(fā)器制冷量均有所提升，尤其對怠速增加作用明顯，提升幅度達(dá)到3.97%。壓縮機的功率在各工況下相比加回?zé)崞髦熬兴陆怠Ｔ诘∷俟r下壓縮機軸功率下降幅度最大，達(dá)到6.29%，這是由于使用回?zé)崞骱螅舭l(fā)器制冷劑入口溫度降低，出口壓力降低，經(jīng)過回?zé)崞骱筮M(jìn)入壓縮機的壓力也相應(yīng)降低，使得壓縮機功率隨之降低。由于增加回?zé)崞骱?，各工況下制冷量提升而壓縮機軸功率下降，因此系統(tǒng)制冷效率COP（COP=制冷量/壓縮機軸功率）均有所提升，其中怠速工況下系統(tǒng)制冷效率COP提升最大，提升幅度達(dá)11.0%，制冷效果對比見表7。

5 結(jié)語

在空調(diào)系統(tǒng)中配置回?zé)崞鞯母鞣N工況下，蒸發(fā)器制冷量均有所提升，有效提高了空調(diào)系統(tǒng)的制冷能力，起到了提高整車空調(diào)系統(tǒng)效率的作用。壓縮機功率比加回?zé)崞髦熬兴陆?，這是由于使用回?zé)崞骱?，蒸發(fā)器制冷劑出口壓力降低，經(jīng)過回?zé)崞骱筮M(jìn)入壓縮機的壓力也相應(yīng)降低，使得壓縮機功率隨之降低。系統(tǒng)制冷效率COP（COP=制冷量/壓縮機軸功率）均有所提升，其中怠速工況系統(tǒng)制冷效率COP提升最大，提升幅度達(dá)11.0%。

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