俞彬彬， 王丹東， 向 偉， 余浩弘， 陳江平

(1. 上海交通大學 制冷與低溫工程研究所， 上海 200240； 2. 南京航空航天大學 能源與動力學院， 南京 210000)

隨著國際社會對于環(huán)境影響的日益重視，傳統(tǒng)的車用空調制冷劑面臨著重大挑戰(zhàn)，盡管二氧化碳制冷劑臨界溫度低、壓力高，極大多數(shù)情況下系統(tǒng)需要跨臨界運行，但二氧化碳(CO2)單位體積制冷能力遠遠高于R134a，CO2系統(tǒng)的尺寸和質量可以大大減小[1].文獻[2]中研究了應用CO2的汽車空調系統(tǒng)，證明了CO2系統(tǒng)與R12系統(tǒng)具有相當?shù)男阅?文獻[3]中研究了不同運行參數(shù)對于CO2空調系統(tǒng)性能的影響.文獻[4]中預測了CO2汽車空調系統(tǒng)的最佳高壓控制與氣體冷卻器出口制冷劑溫度的相關性.文獻[5]中研究了充注量對于CO2跨臨界汽車空調性能的影響，分析了確定最佳充注量的指標.文獻[6]中比較了多種低全球氣候變暖潛能值(GWP)制冷劑，如R32、R1234yf和CO2分別應用于汽車空調的性能，分析了各自的優(yōu)缺點.文獻[7]中在KULI平臺上搭建了CO2汽車空調模型，分析了中間換熱器對系統(tǒng)性能的影響并開展了臺架的實驗驗證.文獻[8-12]中對CO2系統(tǒng)零部件進行了開發(fā)，包含模型建立或實驗研究.這些現(xiàn)有的關于CO2系統(tǒng)的研究都集中于傳統(tǒng)燃油車空調，積累了寶貴的經驗，采用電動壓縮機的CO2電動汽車空調系統(tǒng)性能受不同運行參數(shù)影響的規(guī)律尚未得到揭示，因此對CO2電動汽車空調系統(tǒng)的優(yōu)化也沒有明確的方向.

對于電動汽車而言，空調運行性能低下將嚴重降低電動車續(xù)航里程，本文根據(jù)CO2物性及實車需求設計開發(fā)了CO2專用的微通道蒸發(fā)器，微通道氣冷器和電子膨脹閥，包括新型的結構設計滿足CO2系統(tǒng)高壓的需求，優(yōu)化了換熱性能，將他們與電動CO2壓縮機及其他零部件進行匹配，構成完整的系統(tǒng).

采用實驗手段在標準汽車空調性能實驗臺上研究了不同運行參數(shù)對其性能的影響，分析了系統(tǒng)在各工況下的運行特征，以揭示CO2系統(tǒng)性能在各工況下的變化規(guī)律，為實車控制提供指導，為系統(tǒng)及零部件進一步優(yōu)化提出方向.

1 跨臨界CO2電動汽車空調系統(tǒng)

如圖1所示，CO2跨臨界循環(huán)由壓縮、氣體冷卻、膨脹和蒸發(fā)這4個與常規(guī)蒸氣壓縮循環(huán)相似的過程組成.與常規(guī)制冷劑相比，CO2臨界溫度僅有31 ℃，排氣壓力處于臨界點之上，壓縮機壓比較小，效率因此較高；氣冷器中無相變，制冷劑溫度變化較大，節(jié)流過程中超臨界流體被節(jié)流到兩相區(qū)，循環(huán)的節(jié)流損失大于常規(guī)制冷劑的節(jié)流損失，這些是與常規(guī)蒸氣壓縮循環(huán)最顯著的區(qū)別.另外，離開氣體冷卻器的高溫制冷劑通過內部熱交換器與蒸發(fā)器出來的低溫制冷劑換熱，以在通過膨脹機構被節(jié)流到蒸發(fā)壓力之前獲得足夠的過冷卻效果，降低蒸發(fā)器入口制冷劑干度從而提升系統(tǒng)性能.

圖1 跨臨界CO2循環(huán)部件Fig.1 Components of trans-critical CO2 cycle

與傳統(tǒng)燃油車相比，電動汽車壓縮機不再由皮帶輪帶動，壓縮機轉速與車速獨立，直流變頻技術可以對電動汽車壓縮機實現(xiàn)良好的控制以滿足不同工況的需求.

2 CO2電動汽車空調系統(tǒng)及試驗臺

圖2所示為系統(tǒng)及試驗臺示意圖.圖中：蒸發(fā)器和氣冷器均為2排微通道平行流換熱器，采用高耐壓扁管材料、扁管折彎工藝以及新型集流管設計等，氣冷器最大工作壓力達到16 MPa，芯體尺寸為540 mm(寬)×325 mm(長)×12.5 mm(厚)，蒸發(fā)器芯體尺寸為275 mm(寬)×235 mm(長)×36 mm(厚)，壓縮機排量為6 cm3，是直流變頻的滾動轉子式壓縮機，可以實現(xiàn) 1 800～7 200 r/min的轉速調節(jié)范圍，壓縮機油采用PAG潤滑油；所用的電子膨脹閥(EXV)為CO2專用電子膨脹閥，口徑 1.4 mm，開度調節(jié)范圍500步，通過控制器手動調節(jié)；CO2質量流量計用來測量系統(tǒng)管路內制冷劑流量，從而可以獲得蒸發(fā)器的制冷劑側換熱量，流量計量程0～650 kg/h，安裝在EXV之前；蒸發(fā)器之后安裝了儲液罐，容積為600 mL；內部換熱器為板式換熱器，具有結構緊湊、體積小和耐壓高的優(yōu)點，外形尺寸為111 mm(寬)×310 mm(長)×28 mm(厚).此外，溫度壓力測點布置位置如圖2所示.所有測量參數(shù)范圍及精度如表1所示.由表計算得到的系統(tǒng)制冷量不確定度為±3%.

圖2 CO2電動汽車空調系統(tǒng)試驗簡圖Fig.2 Schematic diagram of CO2air conditioning performance test rig

表1 試驗臺測試范圍及精度
Tab.1 Test range of the bench and accuracy

參數(shù)測量范圍測量精度溫度/℃-50～150±0.5高壓側壓力/MPa0～20±30.0低壓側壓力/MPa0～10±10.0制冷劑質量流量/(kg·h-1)0～650±0.2%空氣側壓差/Pa0～500±2壓縮機轉速/(r·min-1)1800～7200±5

系統(tǒng)實驗在汽車空調焓差性能試驗臺上進行，整個試驗臺分為氣冷器室和蒸發(fā)器室2個環(huán)境室，每個環(huán)境室都有獨立的制冷機、加熱設備以及加濕設備，能夠實現(xiàn)各環(huán)境室內的干球溫度和濕球溫度的精確控制，環(huán)境室內有標準風洞，通過標準噴嘴前后的壓差測量來分別獲得氣冷器和蒸發(fā)器的風量大小，氣冷器與蒸發(fā)器前后均有空氣采集設備，對各換熱器前后空氣的干濕球溫度進行采集和測量，從而得到換熱器前后空氣的焓差值，再通過噴嘴測出的空氣流量，即可算出蒸發(fā)器的空氣側換熱量.

3 結果與討論

3.1 最佳充注量的確定

在室外氣冷器進風溫度為35 ℃、室內蒸發(fā)器進風干濕球溫度分別為27和19.5 ℃的工況下，氣冷器迎面風速 4.5 m/s，蒸發(fā)器進風風量420 m3/h，壓縮機頻率80 Hz，CO2充注量對系統(tǒng)性能的影響如圖3所示.由圖可見，隨著制冷劑充注量的增加，制冷系統(tǒng)能效比(COP)呈現(xiàn)出先增后減的趨勢.選擇COP最高點同時保證一定的吸氣過熱度，蒸發(fā)器出口干度 0.95 時的充注量 1.6 kg作為試驗的最佳充注量，并以此為基礎進行接下來的試驗.

圖3 充注量的確定Fig.3 Determination of charge amount

3.2 不同參數(shù)對系統(tǒng)的影響

圖4 不同高壓變化的跨臨界循環(huán)lg p-h圖Fig.4 lg p-h diagram of trans-critical cycle varying with gas cooler inlet pressure

圖5 氣冷器入口壓力對系統(tǒng)性能的影響Fig.5 Impacts of gas cooler inlet pressure on system performance

3.2.1氣冷器入口壓力對系統(tǒng)的影響 由圖4所示的lgp-h圖中可以清晰地看到跨臨界CO2循環(huán)隨氣冷器入口壓力pgc_in的變化情況(圖中：p為壓力；h為焓值)，在室外25 ℃、室內25 ℃、氣冷器迎面風速2 m/s、蒸發(fā)器進風風量420 m3/h和壓縮機頻率50 Hz的工況下，通過手動調節(jié)電子膨脹閥開度實現(xiàn)高壓調節(jié).隨著電子膨脹閥開度的逐漸減小，系統(tǒng)從亞臨界循環(huán)轉變到跨臨界循環(huán)，當電子膨脹閥從380步關到100步的過程中，高壓從7 MPa增加至 8.8 MPa，低壓從 4.5 MPa降低至 3.4 MPa，排氣溫度從48 ℃升至92 ℃，氣冷器出口溫度保持在30 ℃左右.另外，隨著氣冷器入口壓力的升高，單位制冷量(Pc)不斷增加，但增幅逐漸減小，在高壓從7 MPa增加至7.2 MPa 的過程中制冷量有明顯的增加，漲幅達到30%，而當高壓從 8.2 MPa升至 8.8 MPa時制冷量增加很小，然而系統(tǒng)耗功率(Pl)卻呈線性增長，在這種情況下必然導致系統(tǒng)COP呈現(xiàn)出一個先增后減的變化規(guī)律，COP最大時的高壓稱為最優(yōu)高壓popt，該值主要受氣冷器出口溫度的影響，是一個簡單的線性關系[4]，如圖5所示，此時的最優(yōu)壓力為 7.5 MPa.理論上在任何運行工況下，調節(jié)系統(tǒng)高壓為最優(yōu)高壓是提升系統(tǒng)性能的首要措施.

然而并不是所有的工況都能達到最優(yōu)高壓，實現(xiàn)性能最優(yōu)化.在實際運行過程中系統(tǒng)高壓調節(jié)受到壓縮機排氣溫度(T)和排氣壓力的限制.如圖6所示是系統(tǒng)在3種不同工況下的運行結果.圖中：黑色線是室外25 ℃、室內25 ℃、氣冷器迎面風速2 m/s；紅色線是室外35 ℃、室內27 ℃、氣冷器迎面風速 4.5 m/s；藍色線是室外35 ℃、室內27 ℃、氣冷器迎面風速2 m/s.可以看出，黑色線和紅色線已達到最優(yōu)高壓，但是紅色線的排氣溫度已經達到了極限值，藍色線在排氣溫度達到極限值的情況下還未出現(xiàn)最優(yōu)高壓，COP仍有上升空間.這主要是因為當環(huán)境溫度升高或氣冷器迎面風速下降時，氣冷器出口的CO2溫度都會增大，黑色線的氣冷器出口溫度為 30 ℃，紅色線為40 ℃，藍色線為46 ℃，排氣溫度和最優(yōu)壓力也相應增大，當氣冷器出口溫度大于40 ℃時，系統(tǒng)就無法達到最優(yōu)高壓，若在更高的環(huán)境溫度或者更小風速的怠速工況下運行時只能降低系統(tǒng)的運行高壓，損失一定的COP值，工況越惡劣，系統(tǒng)性能因壓縮機排氣限制而下降的程度越大，這也是目前CO2在高溫下應用困難的重要原因，因此開發(fā)高排壓，高排溫的CO2專用壓縮機以進一步提升性能將顯得尤為必要.

圖6 不同工況下的最優(yōu)高壓調節(jié)Fig.6 Adjustment of optimum pressure under different conditions

3.2.2室外進風速度對系統(tǒng)的影響 室外溫度35 ℃，室內溫度/濕度為27 ℃/50%，蒸發(fā)器側風量420 m3/h，壓縮機頻率80 Hz，氣冷器迎面風速(v)對系統(tǒng)性能的影響如圖7所示.其中：圖7(a)是隨著氣冷器迎面風速的增加，COP上升明顯，從 1.5～4.5 m/s，COP上升26%；圖7(b)是隨著室外進風風速的增加，壓縮機耗功上升較小，系統(tǒng)制冷量增加較大，因此COP上升明顯.另外，由圖7可以看出，隨著室外進風速度的增加，相同COP下系統(tǒng)高壓向左移動，這是因為室外進風速度的增加強制增強了氣冷器換熱，降低了氣冷器出口制冷劑溫度，從而降低了系統(tǒng)的最優(yōu)高壓.

圖7 氣冷器迎面風速對系統(tǒng)性能的影響Fig.7 Impacts of gas cooler frontal air velocity on system performance

從氣冷器單體的性能角度進一步分析，控制氣冷器進口溫度為100 ℃，壓力為11 MPa，室外環(huán)境溫度為35 ℃，制冷劑流量為120 kg/h，氣冷器單體性能試驗結果如圖8所示.由圖可見，隨著氣冷器側進風速度的增加，氣冷器出口制冷劑溫度與環(huán)境溫度的溫差減小，換熱量增加.氣冷器出口溫度與環(huán)境溫差主要反映了氣冷器的換熱能力，顯然在氣冷器出口溫度與環(huán)境溫差越小的情況下氣冷器換熱能力越強.

圖8 氣冷器單體性能試驗結果Fig.8 Results for gas cooler performance test

因此，要想進一步提升系統(tǒng)性能，可以設計更好的氣冷器，在相同的換熱面積內，風速保持不變的情況下能夠提高換熱效率，系統(tǒng)表現(xiàn)為氣冷器出口溫差減小，而高壓側的變化對壓縮機耗功的影響很小，若氣冷器出口溫差下降1 ℃，系統(tǒng)性能可以提升2%～5%.

3.2.3室外溫度對系統(tǒng)性能的影響 室內溫度/濕度27 ℃/50%，蒸發(fā)器側風量420 m3/h，壓縮機頻率80 Hz，室外風速2 m/s，室外溫度對系統(tǒng)性能的影響如圖9所示.由圖可見，室外溫度對系統(tǒng)性能影響劇烈，當室外環(huán)境從27 ℃上升至45 ℃，27 ℃時的制冷量和COP分別為 4.5 kW和 2.1；而45 ℃時的制冷量和COP分別為 3.1 kW和 1.3，系統(tǒng)制冷量下降了30%，壓縮機耗功上升36%，COP下降40%.但是可以看到室外溫度為35 ℃時的CO2系統(tǒng)制冷量與目前仍在普遍使用的傳統(tǒng)制冷劑R134a性能相當.

CO2系統(tǒng)性能隨環(huán)境溫度上升而衰減的情況如圖10所示.與傳統(tǒng)R134a系統(tǒng)相比，這種衰減程度較大，單純地從CO2系統(tǒng)部件優(yōu)化的角度出發(fā)，系統(tǒng)性能提升十分有限，若從系統(tǒng)改進的角度，可用噴射器替代節(jié)流閥，回收一部分膨脹過程的節(jié)流損失, 提高壓縮機入口壓力, 使系統(tǒng)壓比降低，從而節(jié)省壓縮機損耗功率，也可將小型機械過冷循環(huán)應用于跨臨界CO2電動汽車空調系統(tǒng)，強制降低氣冷器出口制冷劑溫度，降低進入蒸發(fā)器的制冷劑干度，從而提升系統(tǒng)性能.

圖9 室外溫度對系統(tǒng)性能的影響Fig.9 Impacts of outdoor temperature on system performance

圖10 CO2系統(tǒng)COP 隨室外溫度的衰減情況Fig.10 The system COP decrease with outdoor temperature

3.2.4室內進風風量和室內溫度對系統(tǒng)性能的影響 室外溫度35 ℃，室外風速2 m/s，室內溫度/濕度為27 ℃/50%，壓縮機頻率80 Hz，室內側進風風量對系統(tǒng)性能的影響如圖11(a)所示.由圖可見，隨著蒸發(fā)器進風量從360 m3/h升高到540 m3/h的過程中，壓縮機耗功基本不變，制冷量和COP增大在10%以內，這說明對于CO2系統(tǒng)而言，單純地通過增加鼓風機電壓、增大蒸發(fā)器風量是無法對系統(tǒng)性能起到較大的提升作用.

室外溫度35 ℃，室外風速2 m/s，蒸發(fā)器側風量420 m3/h，壓縮機頻率65 Hz，室內溫度對制冷系統(tǒng)影響如圖11(b)所示.由圖可見，當室內溫度從 20 ℃ 升高到35 ℃時，制冷量從 2.8 kW增加到 4.7 kW，上升68%，而壓縮機的損耗功率只有略微上升，對應的COP上升了30%，這是因為當室內溫度上升時，蒸發(fā)溫度隨之上升引起吸氣密度增加，使得系統(tǒng)流量增加，另外，單位制冷量也不斷增大，因此系統(tǒng)性能得到較大提升.

圖11 室內進風風量和溫度對系統(tǒng)性能的影響Fig.11 Impacts of indoor air flow rate and temperature on system performance

因此，要想進一步提升系統(tǒng)性能，可以通過設計更好的蒸發(fā)器，在相同的換熱面積內，提高換熱效率，系統(tǒng)表現(xiàn)為蒸發(fā)溫度提升，若蒸發(fā)溫度提升 5 ℃，COP可以提升15%左右.

3.2.5壓縮機頻率對系統(tǒng)的影響 室外溫度35 ℃，室外風速2 m/s，室內溫度/濕度為35 ℃/50%，室內進風風量420 m3/h，壓縮機頻率對系統(tǒng)的影響如圖12所示.由圖可見，隨著壓縮機頻率從50 Hz增加到100 Hz，制冷量從 3.4 kW增加到5 kW，壓縮機損耗功率從 1.2 kW增加至 3.5 kW，對應的COP從 2.4 降至 1.6，這說明通過增大壓縮機壓縮頻率能夠得到較大的制冷量，但同時會損失COP值，在一些特殊場合，可以提高壓縮機頻率損失一定的COP值以獲得較大的制冷量，實現(xiàn)快速降溫.

圖12 壓縮機頻率對系統(tǒng)性能的影響Fig.12 Impacts of compressor frequency on system performance

4 結語

本文在已有的大量關于傳統(tǒng)燃油車CO2系統(tǒng)研究的基礎上，針對電動汽車，開發(fā)具有新型結構的微通道蒸發(fā)器和氣冷器，匹配了合適的CO2電動壓縮機，研究不同運行參數(shù)對CO2系統(tǒng)性能的影響，所開發(fā)的CO2電動汽車空調系統(tǒng)具有良好的性能，在標準工況下與現(xiàn)階段仍在普遍使用的傳統(tǒng)制冷劑R134a制冷量相當，可以順應國內制冷劑替代以及電動汽車的發(fā)展，研究結果對關鍵零部件的設計優(yōu)化提供重要方向指導: 在所研究的所有運行參數(shù)中，室外溫度對系統(tǒng)性能的影響最大，高溫下性能衰減明顯，與傳統(tǒng)燃油車相比，采用變頻電動壓縮機提升轉速可以滿足實車的制冷量需求；受現(xiàn)有的CO2電動壓縮機排氣壓力和排氣溫度的限制，在一些惡劣工況下CO2系統(tǒng)性能無法達到最優(yōu)，系統(tǒng)性能仍有較大的提升空間，因此后續(xù)開發(fā)高排氣溫度(150 ℃)，高排氣壓力(15 MPa)的壓縮機是必要的；在相同的換熱面積內，更好的氣冷器能夠提高換熱效率，系統(tǒng)表現(xiàn)為氣冷器出口溫差減小，若氣冷器出口溫差下降1 ℃，系統(tǒng)性能可以提升2%～5%，同時系統(tǒng)最優(yōu)高壓得到降低，本文采用的2排折彎扁管氣冷器相比于傳統(tǒng)氣冷器已顯示出一定優(yōu)勢，可嘗試開發(fā)多排氣冷器以進一步提升性能；同樣，在相同的換熱面積內，更好的蒸發(fā)器能夠提高換熱效率，系統(tǒng)表現(xiàn)為蒸發(fā)溫度提升，若蒸發(fā)溫度提升5 ℃，COP可以提升15%左右.