吳龍兵，蘇 林，方奕棟，周國(guó)梁

(上海理工大學(xué)，上海 200093)

1 前言

2006年5月,歐盟出臺(tái)了關(guān)于汽車空調(diào)系統(tǒng)排放物的法規(guī) DIRICTIVE2006/40/EC［1］，該法規(guī)規(guī)定2011年1月1日起，新生產(chǎn)的車型必須使用GWP值小于150的制冷劑，到2017年1月1日，所有車型必須滿足這一要求。

由美國(guó)DuPont和Honeywell聯(lián)合開(kāi)發(fā)的制冷劑R1234yf，其ODP值為0，GWP值僅為4，完全滿足相關(guān)法規(guī)的要求，被認(rèn)為是R134a的替代汽車空調(diào)制冷劑。國(guó)內(nèi)外研究機(jī)構(gòu)和學(xué)者對(duì)R1234yf的性能與應(yīng)用做了大量研究。Honghyun Cho等對(duì)R1234yf在汽車空調(diào)中的性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，并與R134a的性能進(jìn)行比較,結(jié)果顯示直接替代的R1234yf系統(tǒng)性能比R134a系統(tǒng)性能低6%左右［2］；SAE的研究表明直接替代的R1234yf系統(tǒng)性能相比R134a系統(tǒng)性能略微下降，通過(guò)對(duì)系統(tǒng)的優(yōu)化，可使性能與R134a持平［3］；該機(jī)構(gòu)研究人員對(duì)R1234yf系統(tǒng)做了包括改進(jìn)換熱器、調(diào)整膨脹閥和壓縮機(jī)等優(yōu)化［4］，結(jié)果表明優(yōu)化后的系統(tǒng)性能可與原R134a系統(tǒng)性能持平甚至超過(guò)原系統(tǒng)；Joaquín Navarro-Esbrí等用實(shí)驗(yàn)對(duì)比了有無(wú)中間換熱器的R1234yf系統(tǒng)和R134a系統(tǒng)的性能，結(jié)果顯示，直接替代的R1234yf系統(tǒng)性能比R134a系統(tǒng)性能要低6%～13%，增加中間換熱器后，性能可提升 6%左右［5］；Latra Boumaraf等的研究中，將噴射器引入空調(diào)系統(tǒng)，分析引入噴射器后的R1234yf和R134a系統(tǒng)性能變化，結(jié)果顯示引入噴射器后的系統(tǒng)性能提升約 17%［6］；趙宇對(duì) R1234yf系統(tǒng)和 R134a 系統(tǒng)性能進(jìn)行對(duì)比分析，并嘗試通過(guò)膨脹閥、中間換熱器等的優(yōu)化來(lái)提升系統(tǒng)性能［7］；從上述研究中可以看出，目前對(duì)R1234yf空調(diào)系統(tǒng)的研究集中在通過(guò)試驗(yàn)手段比較R1234yf和R134a系統(tǒng)性能。此外，用KULI等軟件對(duì)汽車空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析也是常用的研究手段之一。雷舒蓉等用KULI對(duì)某商用車空調(diào)系統(tǒng)性能進(jìn)行仿真［8］，并驗(yàn)證了KULI仿真的可行性；胡兵等用KULI建立CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)模型，分析了中間換熱器長(zhǎng)度和節(jié)流機(jī)構(gòu)流體面積對(duì)系統(tǒng)性能的影響［9］。隨著計(jì)算機(jī)和軟件技術(shù)的發(fā)展，仿真模擬逐漸成為產(chǎn)品開(kāi)發(fā)和性能測(cè)試過(guò)程中可靠有效的方法之一，且能在很大程度上降低研發(fā)成本、縮短開(kāi)發(fā)周期［10］。本文嘗試用KULI軟件建立汽車空調(diào)系統(tǒng)仿真模型，對(duì)R1234yf系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析，將其與R134a系統(tǒng)進(jìn)行比較，并在直接替代的基礎(chǔ)上，在R1234yf系統(tǒng)中引入中間換熱器，分析中間換熱器在R1234yf系統(tǒng)中的作用。

2 仿真模型的建立

2.1 壓縮機(jī)模型

壓縮機(jī)是空調(diào)系統(tǒng)中最重要的部件之一，其中2個(gè)重要參數(shù)是容積效率和等熵效率。

容積效率：

式中 m——制冷劑質(zhì)量流量，kg/s

ρ——壓縮機(jī)入口制冷劑密度，kg/m3

n——壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min

Vh——壓縮機(jī)排量，m3

等熵效率：

式中 hout——壓縮機(jī)出口焓值，kJ/kg

hin——壓縮機(jī)進(jìn)口焓值，kJ/kg

Δhi——等熵焓差，kJ/kg

本文所選壓縮機(jī)排量為120 cm3定排量壓縮機(jī)。

2.2 換熱器模型

目前汽車空調(diào)中的換熱器已越來(lái)越多采用如圖1所示的微通道平行流換熱器。本文所選換熱器模型參數(shù)見(jiàn)表1。

圖1 微通道平行流蒸發(fā)器結(jié)構(gòu)

表1 仿真模型換熱器參數(shù)

2.3 計(jì)算模型

本文利用KULI軟件建立汽車空調(diào)系統(tǒng)仿真模型。KULI是一款系統(tǒng)級(jí)的熱平衡匹配軟件，在汽車熱管理、發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻以及空調(diào)系統(tǒng)方面有著廣泛的應(yīng)用，本次仿真用到的是其中的Base和HVAC模塊，選用的制冷劑R134a和R1234yf參數(shù)從NIST中調(diào)用。

依據(jù)制冷劑循環(huán)建立的制冷劑側(cè)計(jì)算模型如圖2所示。根據(jù)空氣的流動(dòng)建立的空氣側(cè)計(jì)算模型如圖3所示。

圖2 制冷劑側(cè)KULI計(jì)算模型

圖3 空氣測(cè)KULI計(jì)算模型

圖4 為引入中間換熱器后的制冷劑側(cè)計(jì)算模型，中間換熱器采用簡(jiǎn)單的管套式換熱器，冷、熱流體分別走管外和管內(nèi)。中間換熱器連接冷凝器出口和蒸發(fā)器出口，使冷凝器出口的高溫制冷劑與蒸發(fā)器出口的低溫制冷劑換熱，提高冷凝器過(guò)冷度的同時(shí)防止壓縮機(jī)發(fā)生液擊。

圖4 帶中間換熱器的制冷劑側(cè)計(jì)算模型

2.4 仿真工況

本文選用汽車空調(diào)常用工作條件作為仿真工況，環(huán)境溫度為25～45 ℃，空氣相對(duì)濕度為40%～60%，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速在1000～4000 r/min之間，具體工況設(shè)置見(jiàn)表2。

表2 仿真工況設(shè)置

3 系統(tǒng)仿真分析

圖5，6分別為各工況下壓縮機(jī)排氣溫度和排氣壓力的對(duì)比圖。

圖5 壓縮機(jī)排氣溫度對(duì)比

圖6 壓縮機(jī)排氣壓力對(duì)比

從圖可以看出，無(wú)論是R1234yf系統(tǒng)還是R134a系統(tǒng)，壓縮機(jī)排氣溫度和排氣壓力均隨轉(zhuǎn)速增大而升高，直接替代的R1234yf系統(tǒng)壓縮機(jī)排氣溫度和排氣壓力低于對(duì)應(yīng)的R134a系統(tǒng)，排氣溫度差值在15 ℃左右。直接替代的R1234yf系統(tǒng)中，壓縮機(jī)的工作情況有所改善。而增加中間換熱器后的R1234yf系統(tǒng)排氣溫度和排氣壓力均有所升高，在部分工況下超過(guò)原R134a系統(tǒng)。

圖7，8分別為系統(tǒng)質(zhì)量流量和壓縮機(jī)耗功的對(duì)比圖。

圖7 質(zhì)量流量對(duì)比

圖8 壓縮機(jī)耗功對(duì)比

由圖7可見(jiàn)，直接替代的R1234yf系統(tǒng)質(zhì)量流量大于原R134a系統(tǒng)，而增加中間換熱器后的質(zhì)量流量有所降低，但高于原R134a系統(tǒng)；從圖8可以看出，直接替代的R1234yf壓縮機(jī)耗功略高于原R134a系統(tǒng)，將中間換熱器引入R1234yf系統(tǒng)后，壓縮機(jī)耗功有著明顯增加，轉(zhuǎn)速較高時(shí)這一現(xiàn)象尤為明顯。

圖9所示為R134a系統(tǒng)、直接替代的R1234yf系統(tǒng)以及引入中間換熱器的系統(tǒng)制冷量的對(duì)比。從圖可以看出，直接替代的R1234yf系統(tǒng)制冷量低于R134a系統(tǒng)，兩者差值并不大，但在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速較高和環(huán)境溫度較高時(shí)表現(xiàn)更為明顯；但增加中間換熱器的R1234yf系統(tǒng)制冷量有較大提升，在部分工況下甚至與替代前的R134a系統(tǒng)持平。

圖9 系統(tǒng)制冷量對(duì)比

圖10 為直接替代和增加中間換熱器的R1234yf系統(tǒng)制冷量與原R134a系統(tǒng)制冷量的相對(duì)差值，相對(duì)差值ΔW的定義為：

圖10 系統(tǒng)制冷量相對(duì)差之百分比

從圖10可以看出，直接替代的R1234yf系統(tǒng)制冷量比替代前的制冷量最大約降低6%，在環(huán)境溫度較高和壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速較高時(shí)制冷量降低較大；大部分工況下，增加中間換熱器后的系統(tǒng)制冷量提升約4%，同時(shí)與原R134a系統(tǒng)制冷量差值小于1%，部分工況甚至略微超過(guò)替代前的系統(tǒng)。

圖11 系統(tǒng)COP對(duì)比

圖11 所示為進(jìn)行仿真分析的三種系統(tǒng)的COP對(duì)比，從圖可看出，系統(tǒng)COP始終隨壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速提高而降低，R1234yf系統(tǒng)COP低于原R134a系統(tǒng)，根據(jù)前面的分析，壓縮機(jī)耗功并不比原R134a系統(tǒng)低，而系統(tǒng)制冷量低于R134a系統(tǒng)，按照COP的計(jì)算方法，COP的比較關(guān)系顯而易見(jiàn)。增加中間換熱器的R1234yf系統(tǒng)制冷量有所提升，甚至可與替代前的R134a系統(tǒng)持平。圖12所示為不同系統(tǒng)COP與原R134a系統(tǒng)COP的相對(duì)差值，其定義為：

圖12 系統(tǒng)相對(duì)COP差值百分比對(duì)比

從圖可以看出，直接替代的系統(tǒng)COP比替代前的系統(tǒng)COP略低，差值在7%以內(nèi)；大部分工況下，增加中間換熱器后的R1234yf系統(tǒng)COP得到有效提升，提高約4%左右，部分工況下COP甚至超過(guò)替代前的R134a系統(tǒng)，然而在某些工況下COP提升并不明顯，甚至提升不到1%。

4 結(jié)論

（1）直接替代的R1234yf系統(tǒng)性能略低于R134a系統(tǒng)，制冷量和COP分別比替代前的R134a系統(tǒng)最大降低約6%和7%；壓縮機(jī)排氣溫度和壓力比R134a系統(tǒng)稍低，能對(duì)壓縮機(jī)起到保護(hù)作用。

（2）大部分工況下，引入中間換熱器后的R1234yf系統(tǒng)性能得到有效提升，COP和制冷量提升4%左右，某些工況下甚至超過(guò)R134a系統(tǒng)。

（3）增加中間換熱器的系統(tǒng)并非在所有情況下都有較大性能提升，部分工況下的性能提升極為有限，因此引入中間換熱器來(lái)提升系統(tǒng)性能還需要根據(jù)運(yùn)行工況和系統(tǒng)匹配等方面加以考慮。

［1］ European Parliament. Directive 2006/40/EC of the european parliament and of the council of 17 May 2006 relating to emissions from air-conditioning system in motor vehicles and amending Council Directive 70/156/EC［J］.Official Journal of the European Union,2006,49(L161):12-18.

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