李 浩， 張振宇， 宋 霞， 陳江平

(上海交通大學(xué) 制冷與低溫工程研究所， 上海 200240)

汽車空調(diào)中使用的制冷劑R134a是溫室氣體排放的主要源頭[1]，其全球變暖潛能值(GWP)高達(dá) 1 430.隨著國(guó)際社會(huì)對(duì)環(huán)境保護(hù)的重視，環(huán)保型車用空調(diào)制冷劑越來越受到人們的關(guān)注.自然工質(zhì)二氧化碳(CO2)是汽車空調(diào)領(lǐng)域最具潛力的環(huán)保型制冷劑之一，具有無毒、不可燃、對(duì)環(huán)境友好(GWP=1)等優(yōu)點(diǎn).

國(guó)內(nèi)外學(xué)者已經(jīng)對(duì)車用CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行了深入的理論分析與實(shí)驗(yàn)研究.在系統(tǒng)仿真方面，丁國(guó)良等[2]早在2001年就建立了跨臨界CO2汽車空調(diào)穩(wěn)態(tài)仿真模型，對(duì)美國(guó)空調(diào)制冷中心的樣機(jī)進(jìn)行了計(jì)算，結(jié)果表明提高高壓側(cè)壓力有利于CO2制冷系統(tǒng)的制冷量和系統(tǒng)能效比(COP).Steven等[3]采用半理論循環(huán)模型評(píng)估了CO2和R134a汽車空調(diào)的系統(tǒng)性能，仿真結(jié)果表明當(dāng)環(huán)境溫度為32.2 ℃和48.9 ℃時(shí)，CO2制冷系統(tǒng)的COP分別降低了21%和34%.在實(shí)驗(yàn)研究方面，Pettersen等[4]研究了利用CO2作為制冷劑的汽車空調(diào)系統(tǒng)，證明了CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)與R134a汽車空調(diào)系統(tǒng)的性能相當(dāng).劉洪勝等[5-6]搭建了國(guó)內(nèi)第一套配置CO2空調(diào)系統(tǒng)的轎車并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)測(cè)試，結(jié)果表明CO2空調(diào)器基本能夠滿足降溫的需求，但零部件的性能需要改善.金紀(jì)峰[7]和Jin等[8]研制了國(guó)內(nèi)第一款采用微通道換熱器的CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)，并進(jìn)行了變參數(shù)實(shí)驗(yàn)研究.Kim等[9]研究了運(yùn)行工況對(duì)跨臨界CO2汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)性能的影響，結(jié)果表明CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)具有良好的制冷性能.

CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)在環(huán)境溫度較高時(shí)系統(tǒng)能耗較大，性能出現(xiàn)明顯的衰減，其主要原因是CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)的節(jié)流損失較大.在CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)中應(yīng)用噴射器，將噴射流體的動(dòng)能用于引射流體的升壓能夠降低壓縮機(jī)的負(fù)荷，從而提高系統(tǒng)的能效比[10].許多學(xué)者對(duì)CO2噴射制冷系統(tǒng)開展了豐富的理論探索與實(shí)驗(yàn)研究.Yu等[11]、Elbel等[12]和Besagni等[13]對(duì)應(yīng)用于CO2制冷循環(huán)中的噴射器進(jìn)行了研究回顧，較多研究結(jié)果表明噴射器能夠提高跨臨界CO2系統(tǒng)的COP.Li等[14]建立了噴射器的恒壓混合模型，對(duì)CO2跨臨界噴射循環(huán)進(jìn)行了熱力學(xué)分析.研究結(jié)果表明，對(duì)于典型的空調(diào)運(yùn)行工況，CO2跨臨界噴射循環(huán)的COP比CO2常規(guī)跨臨界循環(huán)提高了16%以上.Haida等[15]開發(fā)了CO2兩相噴射器的計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)模型，用以研究熱傳遞對(duì)噴射器性能的影響.Elbel等[16]首先將可變兩相噴射器引入跨臨界CO2系統(tǒng)，通過在活動(dòng)噴嘴中安裝針頭對(duì)噴嘴的喉部直徑進(jìn)行控制.在測(cè)試工況下，噴射器能夠提升系統(tǒng)制冷量和COP.Liu等[17]研究了不同運(yùn)行工況對(duì)帶噴射器的跨臨界CO2空調(diào)器性能的影響.實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，使用噴射器代替?zhèn)鹘y(tǒng)的膨脹閥可以提高CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)的COP.隨著喉部直徑的減小，COP的提升幅度有所增大.Zhu等[18]通過實(shí)驗(yàn)研究了不同主流壓力、引射流壓力、背壓等參數(shù)對(duì)噴射器性能的影響，獲得了噴射器主流流量與主流壓力大致呈線性關(guān)系的結(jié)論，且噴射器出口的干度對(duì)噴射器的引射比與制冷系統(tǒng)的COP有一定的影響.Smolka等[19]對(duì)比研究了應(yīng)用于CO2制冷系統(tǒng)的固定式噴射器和喉部面積可調(diào)噴射器的性能，發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)良好的固定式噴射器能夠在全局工況下表現(xiàn)出優(yōu)良的性能.對(duì)于喉部面積可調(diào)的噴射器而言，當(dāng)其喉部直徑小于固定式噴射器的喉部直徑時(shí)，能夠增加噴射器的工作效率，最高可增加25%.Li等[20]對(duì)跨臨界CO2兩相噴射器進(jìn)行了可視化的實(shí)驗(yàn)分析，研究表明當(dāng)噴嘴擴(kuò)張角大于2° 時(shí)，主流CO2會(huì)由欠膨脹狀態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)檫^膨脹狀態(tài)，引射比在擴(kuò)張角等于2° 時(shí)達(dá)到最大.

目前，雖然已有很多針對(duì)CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)與CO2噴射器的研究，但關(guān)于帶噴射器的CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)尚未在小型乘用車中有所應(yīng)用.由于噴射器的加工難度大、成本高、相關(guān)實(shí)驗(yàn)研究較少，其系統(tǒng)性能受不同運(yùn)行工況的影響規(guī)律也尚未得到揭示.所以，有必要對(duì)帶噴射器的車用CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，并與常規(guī)系統(tǒng)對(duì)比探索其實(shí)際應(yīng)用價(jià)值.本文研制了一套車用跨臨界CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)，采用實(shí)驗(yàn)的方法研究了不同運(yùn)行參數(shù)對(duì)該系統(tǒng)性能的影響，對(duì)比分析了車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)與常規(guī)制冷系統(tǒng)的性能差異，為車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)及其零部件的設(shè)計(jì)、開發(fā)與優(yōu)化提供一定的理論基礎(chǔ).

1 跨臨界CO2噴射循環(huán)

常規(guī)CO2循環(huán)示意圖如圖1(a)所示.跨臨界CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)通常由壓縮機(jī)、氣冷器、中間換熱器、膨脹閥、蒸發(fā)器、儲(chǔ)液罐等部件組成.CO2制冷劑經(jīng)過壓縮機(jī)壓縮后，溫度與壓力升高，之后進(jìn)入氣冷器與室外側(cè)空氣換熱.在氣冷器中，CO2溫度降低至環(huán)境溫度左右，壓力也略微有所降低.經(jīng)由氣冷器出來的CO2進(jìn)入中間換熱器與低壓側(cè)的制冷劑進(jìn)行熱交換，溫度進(jìn)一步降低.在經(jīng)過干燥過濾器后，CO2制冷劑經(jīng)過電子膨脹閥進(jìn)行節(jié)流過程.從電子膨脹閥流出的兩相態(tài)CO2制冷劑進(jìn)入蒸發(fā)器，吸收室內(nèi)側(cè)空氣的熱量.通過儲(chǔ)液器的氣態(tài)CO2進(jìn)入中間換熱器，溫度有所升高后回到壓縮機(jī)，再次進(jìn)行壓縮過程，完成一次制冷循環(huán).與常規(guī)制冷劑相比，CO2在高壓側(cè)超臨界區(qū)域會(huì)經(jīng)歷較大的溫度滑移，熱量從氣冷器向外界散出而不經(jīng)歷冷凝相變過程.另外，中間換熱器用于從氣冷器流出的高壓高溫制冷劑與從低壓儲(chǔ)液器流出的低壓低溫制冷劑之間進(jìn)行熱量交換，不僅能夠提高壓縮機(jī)的吸氣溫度防止液擊，還能夠降低從氣冷器出口流出的制冷劑溫度，進(jìn)而提高系統(tǒng)能效.雖然CO2系統(tǒng)零部件需要具有較高的耐壓強(qiáng)度，但是由于CO2具有相對(duì)更低的流動(dòng)阻力以及更大的容積制冷量，所以CO2空調(diào)系統(tǒng)可以設(shè)計(jì)更小的管路、換熱器尺寸以及壓縮機(jī)排量，進(jìn)而使得CO2汽車空調(diào)系統(tǒng)能夠滿足常規(guī)空調(diào)系統(tǒng)的質(zhì)量、體積、結(jié)構(gòu)等方面的要求.

帶噴射器的跨臨界CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)循環(huán)示意圖如圖1(b)所示.與常規(guī)循環(huán)相比，噴射循環(huán)最大的特點(diǎn)在于從中間換熱器流出的高溫高壓制冷劑并不進(jìn)入膨脹閥進(jìn)行節(jié)流過程，而是作為主流從噴射器入口進(jìn)入噴射器，在噴射器內(nèi)部膨脹成高速兩相射流.從蒸發(fā)器流出的制冷劑作為引射流進(jìn)入噴射器進(jìn)行膨脹，并與噴射器主流充分混合.在噴射器的擴(kuò)張段，制冷劑的動(dòng)能轉(zhuǎn)換為壓力勢(shì)能，壓力升高.從噴射器流出的兩相制冷劑經(jīng)過氣液分離器后，氣態(tài)制冷劑回到壓縮機(jī)，液態(tài)制冷劑進(jìn)入蒸發(fā)器.系統(tǒng)循環(huán)模式壓力-焓值(p-h)圖如圖2所示.在噴射器的作用下，制冷劑完成節(jié)流過程，并且壓縮機(jī)的吸氣壓力比常規(guī)循環(huán)中的吸氣壓力高，因此壓縮機(jī)耗功降低，系統(tǒng)能效比獲得了提高.

圖1 跨臨界CO2制冷循環(huán)示意圖Fig.1 Schematic diagram of trans-critical CO2 refrigeration cycle

圖2 系統(tǒng)循環(huán)模式p-h圖Fig.2 Diagram of p-h of refrigeration system cycles

2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)和測(cè)試方法

2.1 車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)

所研制的車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)主要部件包括壓縮機(jī)、室外換熱器、干燥過濾器、噴射器、室內(nèi)換熱器、低壓儲(chǔ)液器、電子膨脹閥等，該系統(tǒng)的原理圖和實(shí)物圖如圖3和4所示.

圖3 帶噴射器的車用CO2空調(diào)系統(tǒng)原理圖Fig.3 Schematic diagram of CO2 mobile air conditioning system with an ejector

圖4 帶噴射器的車用CO2空調(diào)系統(tǒng)實(shí)物圖Fig.4 CO2 mobile air conditioning system with an ejector

為對(duì)比噴射器對(duì)系統(tǒng)性能的影響，該車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)可以通過閥件的切換在常規(guī)制冷模式下運(yùn)行，其工作原理圖如圖5所示，其循環(huán)過程不再贅述.

圖5 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)工作模式Fig.5 Working modes of experimental system

圖6 零部件安裝實(shí)物圖Fig.6 Installation pictures of several components

該空調(diào)系統(tǒng)的室內(nèi)換熱器、室外換熱器、噴射器和電子膨脹閥的實(shí)物安裝圖如圖6所示.

車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)采用的零部件規(guī)格參數(shù)如表1所示.其中，實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)中的噴射器為加工定制.目前，常用的CO2壓縮機(jī)主要分為轉(zhuǎn)子式和活塞式，其中活塞式壓縮機(jī)的體積、質(zhì)量均較大，不適合應(yīng)用于汽車空調(diào)，因此本實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)選用了排量為6 mL/r的轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī).該壓縮機(jī)能夠達(dá)到的最大排氣壓力為12 MPa，最高排氣溫度為120 ℃.對(duì)于氣冷器和蒸發(fā)器，采用微通道扁管能夠增大換熱面積，提高換熱器耐壓極限.

表1 車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)關(guān)鍵零部件信息

通過相似分析法，對(duì)比目前商用領(lǐng)域(大型超市冷凍冷藏系統(tǒng))的噴射器以及汽車空調(diào)常見的運(yùn)行工況，初步確定噴射器結(jié)構(gòu)參數(shù).采用CFD數(shù)值模型對(duì)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)一步進(jìn)行優(yōu)化[21].最后，與加工委托單位根據(jù)現(xiàn)有的加工技術(shù)條件調(diào)整部分設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)而生成定制圖紙，如圖7所示.所加工的噴射器樣件的整體外觀圖和主噴嘴外觀圖如圖8所示，其主噴嘴為不銹鋼材質(zhì)，其余部分為銅材質(zhì).

圖7 噴射器二維結(jié)構(gòu)圖(mm)Fig.7 2D structure diagram of ejector (mm)

圖8 噴射器實(shí)物圖Fig.8 Pictures of ejector

2.2 實(shí)驗(yàn)測(cè)試方法

本實(shí)驗(yàn)在標(biāo)準(zhǔn)CO2汽車空調(diào)性能焓差實(shí)驗(yàn)室中進(jìn)行.該焓差實(shí)驗(yàn)室主要由具有不同開放式風(fēng)洞的室內(nèi)室和室外室組成.兩個(gè)房間中都安裝有風(fēng)洞，風(fēng)洞中的風(fēng)量可以通過風(fēng)機(jī)的轉(zhuǎn)速以及風(fēng)洞噴嘴的大小進(jìn)行控制.同時(shí)，每一個(gè)房間的干球溫度及濕球溫度都可以控制在 ±0.2 ℃以內(nèi)，能夠滿足實(shí)驗(yàn)所需要的精度.車用CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)的室內(nèi)換熱器安裝于焓差實(shí)驗(yàn)室的室內(nèi)側(cè)風(fēng)洞前部，室外換熱器安裝于焓差實(shí)驗(yàn)室的室外側(cè)風(fēng)洞前部.室內(nèi)換熱器與室外換熱器的前后均有空氣采集設(shè)備，能夠?qū)Q熱器前后空氣的干濕球溫度進(jìn)行測(cè)量，進(jìn)而獲得換熱器前后的空氣焓差，再利用噴嘴測(cè)出空氣流量，即可得到換熱器的空氣側(cè)換熱量.實(shí)驗(yàn)中測(cè)量參數(shù)的范圍及精度如表2所示.

表2 測(cè)量參數(shù)范圍及其精度Tab.2 Test ranges and accuracies of measured data

CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)的制冷量可由空氣側(cè)換熱量和制冷劑側(cè)換熱量的平均值獲得：

Qc=(Qa+Qr)/2

(1)

式中：Qc為CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)制冷量；Qa為空氣側(cè)換熱量；Qr為制冷劑側(cè)換熱量.

空氣側(cè)的換熱量可通過焓差室設(shè)備讀出，制冷劑側(cè)的換熱量為

(2)

制冷系統(tǒng)的COP由下式確定：

COP=Qc/P

(3)

式中：P為壓縮機(jī)實(shí)際電功率.

為驗(yàn)證制冷量和COP的測(cè)量精度，采用Moffat[22]提出的不確定分析方法進(jìn)行可靠性分析.假設(shè)制冷量和COP等實(shí)驗(yàn)結(jié)果Y由一組測(cè)量值計(jì)算得出，Xi代表每一個(gè)獨(dú)立的測(cè)量值，總的不確定度∑R是基于根和平方法的每一個(gè)測(cè)量值的不確定度組合.

Y=Y(X1,X2,X3,…,XN)

(4)

(5)

利用該分析方法，通過式(4)和(5)計(jì)算的制冷量和COP的相對(duì)不確定度分別為5.5%和6.3%.

2.3 測(cè)試工況

在CO2汽車空調(diào)標(biāo)準(zhǔn)焓差實(shí)驗(yàn)室內(nèi)進(jìn)行CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)性能探究，對(duì)比分析CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)與常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng)在不同工況下的性能差異.首先，通過實(shí)驗(yàn)研究了在相同轉(zhuǎn)速下不同室內(nèi)側(cè)風(fēng)量對(duì)系統(tǒng)性能的影響.其次，研究了在相同轉(zhuǎn)速下不同室外溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響.最后，改變壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速和電子膨脹閥的開度，以確定兩者對(duì)系統(tǒng)性能的影響，并將車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)與常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng)的性能做對(duì)比.詳細(xì)的實(shí)驗(yàn)工況如表3所示，其中：Vin為室內(nèi)側(cè)風(fēng)量；Tout為室外側(cè)溫度；n為壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速；s1為車用CO2常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng)電子膨脹閥開度；s2為車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)電子膨脹閥開度.

表3 測(cè)試工況Tab.3 Test conditions

3 結(jié)果與分析

3.1 室內(nèi)側(cè)風(fēng)量對(duì)系統(tǒng)性能的影響

室內(nèi)風(fēng)量是影響制冷系統(tǒng)性能的重要因素，蒸發(fā)器的換熱量會(huì)隨著風(fēng)量的增大而增大.當(dāng)風(fēng)量較小時(shí)，制冷劑在蒸發(fā)器的出口狀態(tài)為兩相態(tài)，對(duì)系統(tǒng)能效產(chǎn)生負(fù)面影響.

在常規(guī)制冷和噴射制冷兩個(gè)工作模式下，室內(nèi)側(cè)風(fēng)量對(duì)車用CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)性能的影響如圖9所示.其中：Qc，1為常規(guī)制冷模式制冷量；COP1為常規(guī)制冷模式系統(tǒng)能效比；Qc，2為噴射制冷模式制冷量；COP2為噴射制冷模式系統(tǒng)能效比.實(shí)驗(yàn)過程中，控制室內(nèi)側(cè)干濕球溫度為27 ℃/19.5 ℃，室外側(cè)干球溫度為35 ℃，室外側(cè)風(fēng)量為 4 500 m3/h，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為 4 200 r/min，電子膨脹閥開度為68%.由圖9可知，在CO2常規(guī)制冷系統(tǒng)中，隨著室內(nèi)風(fēng)量由250 m3/h增加到650 m3/h，制冷系統(tǒng)的制冷量由2.92 kW增加到4.15 kW，COP由1.60增加到2.10.在車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)中，隨著室內(nèi)風(fēng)量由250 m3/h增加到650 m3/h，系統(tǒng)制冷量由2.99 kW增加到4.19 kW，COP由1.64增加到2.37.在噴射制冷系統(tǒng)中，流經(jīng)蒸發(fā)器的CO2制冷劑較常規(guī)制冷系統(tǒng)少，使噴射系統(tǒng)制冷量大幅降低；另一方面，噴射器能夠提升壓縮機(jī)吸氣壓力，從氣液分離器流出的液態(tài)制冷劑焓值較常規(guī)制冷系統(tǒng)低，使單位CO2制冷劑的氣化潛熱更大，能夠吸收更多熱量，使噴射器系統(tǒng)制冷量大幅增加.在這兩方面的共同作用下，噴射系統(tǒng)制冷量與常規(guī)系統(tǒng)制冷量幾乎相等.在低風(fēng)量工況下，蒸發(fā)器出口為兩相態(tài)，噴射器引射比降低，導(dǎo)致有更多的制冷劑在壓縮機(jī)回路中循環(huán)，此時(shí)氣液分離器達(dá)到最大分離量，會(huì)有部分的液態(tài)制冷劑進(jìn)入到壓縮機(jī)，造成壓縮功耗增加，系統(tǒng)COP下降，這也是噴射制冷系統(tǒng)在低風(fēng)量工況下COP與常規(guī)系統(tǒng)接近的原因.

圖9 室內(nèi)側(cè)風(fēng)量對(duì)系統(tǒng)性能的影響Fig.9 Impacts of indoor air flow rate on system performance

3.2 室外側(cè)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)在高溫工況下，性能會(huì)出現(xiàn)急劇衰減.然而，車用制冷空調(diào)系統(tǒng)需要適應(yīng)不同的室外環(huán)境，因此在不同環(huán)境溫度下，對(duì)車用CO2制冷空調(diào)系統(tǒng)的性能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)探究.

圖10 室外側(cè)溫度對(duì)系統(tǒng)性能的影響Fig.10 Impacts of outdoor temperature on system performance

在常規(guī)制冷和噴射制冷兩個(gè)工作模式下，室外側(cè)溫度對(duì)車用CO2空調(diào)系統(tǒng)性能的影響如圖10所示.實(shí)驗(yàn)過程中，控制室內(nèi)側(cè)干濕球溫度為27 ℃/19.5 ℃，室內(nèi)側(cè)風(fēng)量為450 m3/h，室外側(cè)風(fēng)量為 4 500 m3/h，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為 4 200 r/min，電子膨脹閥開度為68%.由圖10可知，對(duì)于CO2常規(guī)制冷系統(tǒng)而言，當(dāng)室外溫度從30 ℃升高到40 ℃，制冷量從3.86 kW下降為3.13 kW，COP由2.28下降為1.62.對(duì)于車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)而言，當(dāng)室外溫度從30 ℃升高到40 ℃，制冷量從3.90 kW下降為3.19 kW，COP由2.47下降為1.69.CO2噴射制冷系統(tǒng)與常規(guī)制冷系統(tǒng)相比，吸氣壓力更高，使得壓縮機(jī)耗功減小，提升了系統(tǒng)COP.因此在各個(gè)工況下，CO2噴射制冷系統(tǒng)的COP均優(yōu)于常規(guī)制冷系統(tǒng)，但隨著室外側(cè)溫度的升高，其優(yōu)勢(shì)將逐漸減小.

3.3 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)性能的影響

壓縮機(jī)是制冷系統(tǒng)工作的動(dòng)力來源，對(duì)于車用制冷空調(diào)系統(tǒng)，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速是用來控制系統(tǒng)制冷劑流量和制冷量的重要參數(shù).

圖11 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)系統(tǒng)性能的影響Fig.11 Impacts of compressor rotate speed on system performance

在常規(guī)制冷和噴射制冷兩個(gè)工作模式下，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)車用CO2空調(diào)系統(tǒng)性能的影響如圖11所示.實(shí)驗(yàn)過程中，控制室內(nèi)側(cè)干濕球溫度為27 ℃/19.5 ℃，室外側(cè)干球溫度為35 ℃，室內(nèi)側(cè)風(fēng)量為450 m3/h，室外側(cè)風(fēng)量為 4 500 m3/h，電子膨脹閥開度為68%.由圖11可知，隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速從 3 000 r/min增加到 6 000 r/min，CO2常規(guī)系統(tǒng)制冷量由2.66 kW增加到4.19 kW，系統(tǒng)COP由2.31降低到1.36；隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速從 3 000 r/min增加到 6 000 r/min，車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)制冷量由2.57 kW增加到4.38 kW，系統(tǒng)COP由2.57降低到1.48.從圖11可以看出，提高壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速可以提高系統(tǒng)制冷量，但當(dāng)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速升高時(shí)，壓縮機(jī)耗功幅度增加更大，所以COP反而降低.對(duì)比兩種制冷系統(tǒng)，車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)的COP在各個(gè)工況下均優(yōu)于常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng)，但在低轉(zhuǎn)速工況下，噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)的制冷量與常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng)接近，甚至低于常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng)制冷量.

3.4 電子膨脹閥開度對(duì)系統(tǒng)性能的影響

電子膨脹閥是調(diào)節(jié)CO2制冷系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行和提高系統(tǒng)能效的重要控制部件.

在常規(guī)制冷與噴射制冷兩個(gè)工作模式下，在不同閥開度時(shí)車用CO2空調(diào)系統(tǒng)的性能變化如圖12所示，其中s為電子膨脹閥開度.實(shí)驗(yàn)過程中，控制室內(nèi)側(cè)干濕球溫度為27 ℃/19.5 ℃，室外側(cè)干球溫度為35 ℃，室內(nèi)側(cè)風(fēng)量為450 m3/h，室外側(cè)風(fēng)量為 4 500 m3/h，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為 4 200 r/min.由圖12可知，當(dāng)閥開度由64%逐漸增大到77%的過程中，常規(guī)制冷系統(tǒng)的制冷量和COP會(huì)先升高，當(dāng)閥開度為68%時(shí)，系統(tǒng)制冷量達(dá)到最大值3.67 kW，系統(tǒng)COP達(dá)到最大值1.92，但超過該開度后會(huì)出現(xiàn)較大程度的下降.這是因?yàn)槌^一定閥開度后，膨脹閥的節(jié)流效果變差，導(dǎo)致無法完全發(fā)揮蒸發(fā)器的性能而使制冷量下降.

圖12 膨脹閥開度對(duì)系統(tǒng)性能的影響Fig.12 Impacts of expansion valve on system performance

對(duì)于車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)而言(見圖12)，當(dāng)閥開度由64%逐漸增大到92%時(shí)，系統(tǒng)制冷量和COP逐漸增大至最大值，分別為3.73 kW和2.15.當(dāng)閥開度繼續(xù)增大至100%時(shí)，系統(tǒng)性能會(huì)出現(xiàn)小幅度下降.這是因?yàn)楫?dāng)閥開度為100%時(shí)，蒸發(fā)器出口過熱度減小，甚至變?yōu)閮上鄳B(tài)，引射比降低導(dǎo)致制冷量下降.由于實(shí)驗(yàn)過程中噴射器喉部直徑尺寸與噴射器入口壓力基本穩(wěn)定，所以即使電子膨脹閥全開，系統(tǒng)制冷量和COP都不會(huì)出現(xiàn)較大幅度的下降.

4 結(jié)論

本文研制了一套車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)，研究了不同運(yùn)行參數(shù)對(duì)該系統(tǒng)性能的影響.根據(jù)實(shí)驗(yàn)結(jié)果，繪制了變參數(shù)系統(tǒng)性能變化曲線，分析了車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)的性能優(yōu)勢(shì)，旨在為車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供方向指導(dǎo).本文獲得的主要結(jié)論有：

(1) 室內(nèi)側(cè)風(fēng)量是影響車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)性能的重要因素，可以通過增大室內(nèi)側(cè)換熱器風(fēng)量的方式提高制冷系統(tǒng)COP.在不同風(fēng)量下，車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)較車用CO2常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng)，提升制冷量效果并不明顯，但能夠提升系統(tǒng)COP 2.69%～12.60%，且風(fēng)量越大，提升COP效果越明顯.

(2) 當(dāng)室外側(cè)溫度較高時(shí)，車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)性能會(huì)出現(xiàn)急劇的衰減，設(shè)計(jì)車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)時(shí)應(yīng)該充分考慮環(huán)境溫度的影響.隨著室外溫度由30 ℃升高至40 ℃，噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)制冷量降低18.20%，系統(tǒng)COP降低31.69%.在不同室外側(cè)溫度下，噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)提升制冷量并不顯著，但能夠提升系統(tǒng)COP 4.32%～8.54%，然而隨著室外環(huán)境溫度升高，提升效果會(huì)變差.

(3) 改變壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速能夠顯著改變車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)制冷量和COP，低轉(zhuǎn)速時(shí)空調(diào)系統(tǒng)更加節(jié)能，高轉(zhuǎn)速時(shí)空調(diào)系統(tǒng)制冷量更大.隨著壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速由 3 000 r/min升至 6 000 r/min，車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)制冷量由2.57 kW增加至4.38 kW，增加70.43%，系統(tǒng)COP由2.35降低至1.48，降低了37.02%.在低轉(zhuǎn)速工況(3 000～3 600 r/min)下，車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)制冷量低于常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng)，而在高轉(zhuǎn)速工況(4 200～6 000 r/min)下，車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)制冷量高于常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng).在不同轉(zhuǎn)速工況下，車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)相較于常規(guī)制冷空調(diào)系統(tǒng)，能夠提高系統(tǒng)COP 1.65%～8.38%.

(4) 盡管噴射器具有節(jié)流降壓的作用，但在車用CO2噴射制冷空調(diào)空調(diào)系統(tǒng)中電子膨脹閥仍然具有存在的價(jià)值.調(diào)節(jié)電子膨脹閥開度能夠調(diào)節(jié)車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)的制冷量和COP.車用CO2噴射制冷空調(diào)系統(tǒng)存在最佳閥開度，當(dāng)閥開度處于最優(yōu)值時(shí)，系統(tǒng)制冷量和COP達(dá)到最大值，分別為3.73 kW和2.15.當(dāng)閥開度繼續(xù)增大時(shí)，系統(tǒng)性能會(huì)出現(xiàn)小幅度下降.