王芷茗，張志猛，李 濤，陳申龍，陳光耀，袁曉紅

(1.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學(xué) 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，湖北 武漢 430070)

電動汽車使用結(jié)構(gòu)更為緊湊的電動壓縮機取代了傳統(tǒng)壓縮機，其整體往輕量化、小型化方向發(fā)展，空調(diào)蒸發(fā)器和冷凝器的安裝空間越來越小，因此提高蒸發(fā)器和冷凝器換熱效率是大勢所趨。而目前國內(nèi)外關(guān)于微通道平行流換熱器的仿真計算和分析的研究較少。筆者以換熱高效的微通道平行流換熱器的電動汽車空調(diào)系統(tǒng)為研究對象，以提升系統(tǒng)性能和降低能耗為目標(biāo)，重點研究電動汽車空調(diào)主要部件之間的匹配與空調(diào)系統(tǒng)性能的影響因素，通過各個部件之間的匹配優(yōu)化來提升空調(diào)系統(tǒng)性能[1]。

1 電動汽車空調(diào)系統(tǒng)部件模型

筆者利用MATLAB軟件進(jìn)行了空調(diào)系統(tǒng)各部件的建模，并利用MATLAB/GUI搭建了仿真計算平臺。

1.1 制冷劑物性計算模型

空調(diào)系統(tǒng)的能量交換是通過空氣和制冷劑的熱量交換進(jìn)行的，制冷劑的熱物性參數(shù)對于空調(diào)系統(tǒng)仿真計算來說是必不可少的，在系統(tǒng)仿真計算中要反復(fù)用到，是影響系統(tǒng)仿真運算的主要因素[2]。制冷劑的熱物性參數(shù)取自NIST-REFPROP7.0。

1.2 微通道平行流冷凝器模型

冷凝器模型是目前在汽車空調(diào)中廣泛使用的微通道平行流冷凝器模型，由于其結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，細(xì)微結(jié)構(gòu)傳熱難以用公式準(zhǔn)確描述，因此，采用簡化后的穩(wěn)態(tài)分布參數(shù)模型[3]。制冷劑在冷凝器中的工作狀態(tài)分為三種：過熱、兩相、過冷，按照制冷劑焓差對冷凝器劃分若干個微元，并建立控制方程對每個微元進(jìn)行求解。

冷凝器模型的算法主要采用等焓差的微元換熱法[4]。冷凝器仿真算法流程如圖1所示。

圖1 冷凝器仿真算法流程圖

1.3 微通道平行流蒸發(fā)器模型

基于與微通道平行流冷凝器相似的原理，將蒸發(fā)器的換熱劃分為管內(nèi)制冷劑側(cè)、管外空氣側(cè)兩部分。在管外空氣側(cè)換熱系數(shù)的計算時，引入析濕系數(shù)來進(jìn)行計算[5]。

蒸發(fā)器的算法設(shè)計跟冷凝器類似，但在輸入和輸出有點區(qū)別，由于雙層布置的蒸發(fā)器其空氣和制冷劑是叉流逆流的，此時空氣側(cè)入口與制冷劑側(cè)入口不在同一層。因此，蒸發(fā)器模型是在已知出口制冷劑條件逆向求其入口制冷劑狀態(tài)。蒸發(fā)器的逆向仿真程序流程如圖2所示。

1.4 換熱器仿真模型驗證

用上述建立的仿真模型，與美瑞特公司生產(chǎn)的D310蒸發(fā)器和D310冷凝器的實驗數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，微通道平行流蒸發(fā)器和冷凝器性能實驗數(shù)據(jù)來源于美瑞特汽車空調(diào)公司的汽車空調(diào)綜合性能試驗臺，試驗臺根據(jù)焓差法原理設(shè)計，對比結(jié)果如表1和2所示。由表1和表2可知：蒸發(fā)器和冷凝器的換熱量和空氣側(cè)的壓降模型的計算值與實驗值相差不大，蒸發(fā)器和冷凝器的換熱量計算值比實驗值大，最大偏差分別為8.23%和9.27%，空氣側(cè)壓降計算值比實驗值小，最大偏差分別為10.01%和10.72%，而制冷劑側(cè)的壓降計算值比實驗值小，且偏差較大，由于其壓降偏差數(shù)值的單位為kPa，誤差都在10 kPa內(nèi)，對制冷劑的熱物性的計算影響較小，在系統(tǒng)分析所能接受的誤差范圍內(nèi)，其最大偏差分別為17.16%和14.47%。

圖2 蒸發(fā)器仿真算法流程圖

表1 蒸發(fā)器實驗值與模型計算值比較

表2 冷凝器實驗值與模型計算值比較

1.5 空調(diào)系統(tǒng)其他部件數(shù)學(xué)模型

(1)電動壓縮機數(shù)學(xué)模型建立。在汽車空調(diào)系統(tǒng)中，壓縮機主要是提高制冷劑的溫度和壓力，使其滿足制冷劑與外界環(huán)境發(fā)生熱交換，是系統(tǒng)的動力輸入。由于壓縮機結(jié)構(gòu)復(fù)雜，影響其輸出參數(shù)的因素較多，難以用精確的數(shù)學(xué)模型表達(dá)。因此，筆者用經(jīng)驗系數(shù)確定壓縮機的等熵效率和容積效率等，建立電動壓縮機的通用模型[6]。其基本計算公式為：

①壓縮機出口制冷劑質(zhì)量流量如計算公式(1)所示。

(1)

式中：qr為壓縮機制冷劑質(zhì)量流量；λ為容積效率，λ主要與吸氣壓力和排氣壓力有關(guān)；Vh為壓縮機理論排氣量，主要跟壓縮機型式和結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)；n為壓縮機轉(zhuǎn)速；Vs為壓縮機入口工質(zhì)比容。

②壓縮機功率計算公式如式(2)所示。

(2)

式中：hsuc、hdis分別為壓縮機的吸氣焓和排氣焓；ηis為壓縮機的等熵效率，其計算公式如式(3)所示。

(3)

式中：pdis和psuc為壓縮機的排氣壓力和吸氣壓力。

③壓縮機排氣溫度計算公式如式(4)所示[7]。

(4)

式中：Tdis為排氣溫度；Tsuc為吸氣溫度。

(2)H型熱力膨脹閥數(shù)學(xué)模型建立。由于膨脹閥的細(xì)微結(jié)構(gòu)復(fù)雜，其運行狀態(tài)一直在波動，筆者采用簡化的膨脹閥模型。膨脹閥的能量計算公式如式(5)所示。

hr1=hr2

(5)

式中：hr1和hr2分別為膨脹閥進(jìn)出口制冷劑焓值。

流經(jīng)H型熱力膨脹閥的制冷劑質(zhì)量流量可由基本水力學(xué)公式計算[9]。膨脹閥的流量計算公式如式(6)和(7)所示。

(6)

(7)

式中：A為閥有效流通面積；ρri為進(jìn)口的制冷劑密度；Pi和Po分別為制冷劑的進(jìn)、出口壓力；vo為膨脹閥出口制冷劑比容。

2 電動汽車空調(diào)系統(tǒng)性能分析

針對已經(jīng)匹配好的的電動汽車空調(diào)系統(tǒng)建立其系統(tǒng)性能仿真模型，保持其他條件不變，分別研究壓縮機轉(zhuǎn)速和進(jìn)風(fēng)條件對系統(tǒng)性能的影響。

仿真系統(tǒng)模型由部件模型根據(jù)系統(tǒng)能量和壓力平衡耦合而成。其輸入?yún)?shù)和輸出參數(shù)如表3所示。圖3為系統(tǒng)性能仿真算法流程圖。

表3 仿真系統(tǒng)輸入和輸出參數(shù)表

在保證各部件的物理結(jié)構(gòu)參數(shù)和電動壓縮機轉(zhuǎn)速不變的情況下，研究換熱器進(jìn)風(fēng)條件的變化對壓縮機功耗、系統(tǒng)制冷量(蒸發(fā)器換熱量)和系統(tǒng)COP(coefficient of performance)等系統(tǒng)性能的影響[10]。并分析造成其影響原因。

圖3 系統(tǒng)性能仿真算法流程圖

2.1 冷凝器側(cè)進(jìn)風(fēng)溫度的影響

通過性能仿真可知冷凝器進(jìn)風(fēng)溫度對系統(tǒng)性能的影響，如圖4所示。隨冷凝器進(jìn)風(fēng)溫度的升高，制冷量不斷減小，壓縮機功耗隨冷凝器進(jìn)風(fēng)溫度的升高不斷增大，系統(tǒng)COP也是不斷減小。這是由于冷凝器側(cè)進(jìn)風(fēng)溫度升高，換熱溫差減小，換熱量減小。冷凝器壓力升高，隨著壓縮機的排氣壓力和吸氣壓力升高，壓縮機功耗增加，導(dǎo)致蒸發(fā)溫度升高，蒸發(fā)器換熱溫差減小，制冷量減小，此時，系統(tǒng)COP值減小。

圖4 冷凝器進(jìn)風(fēng)溫度對系統(tǒng)性能的影響

2.2 冷凝器側(cè)進(jìn)風(fēng)風(fēng)速的影響

冷凝器迎面風(fēng)速從2 m/s增加到6 m/s時對系統(tǒng)性能的影響如圖5所示。制冷量不斷增大，壓縮機耗功不斷減小，系統(tǒng)COP不斷增大，其增幅大于制冷量的增幅。這是由于冷凝器進(jìn)風(fēng)風(fēng)速的增加，冷凝器壓力下降，壓縮機的排氣壓力下降，壓縮機功耗降低。冷凝器的換熱量增加，出口過冷度增大，蒸發(fā)器制冷劑側(cè)入口溫度和焓值降低，傳熱溫差增大，制冷量增加。

3) 在預(yù)測之后使用誤差預(yù)測對其進(jìn)行修正，則可以控制絕對誤差的范圍，提高預(yù)測結(jié)果的穩(wěn)定性，進(jìn)一步改善預(yù)測精度。

圖5 冷凝器進(jìn)風(fēng)風(fēng)速對系統(tǒng)性能的影響

2.3 蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)風(fēng)溫度的影響

隨著蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度從25 ℃上升到33 ℃，制冷量、壓縮機功耗、系統(tǒng)COP的變化如圖6。制冷量和壓縮機功耗不斷增大，系統(tǒng)COP不斷增大。這是由于蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度增加，換熱溫差增大，制冷量增加，蒸發(fā)器內(nèi)壓力上升，導(dǎo)致壓縮機的吸氣壓力和排氣壓力增大，壓縮機功耗增大。但是由于換熱溫差對蒸發(fā)器的換熱系數(shù)影響較大，因此制冷量的增幅較大，而壓縮機的功耗主要由壓縮機轉(zhuǎn)速決定，此時其增幅較小，因此系統(tǒng)COP值也隨之增大。

圖6 蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度對系統(tǒng)性能影響

2.4 蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)風(fēng)風(fēng)速的影響

圖7為蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)風(fēng)速變化對制冷量、壓縮機功耗和系統(tǒng)COP值的影響。當(dāng)蒸發(fā)器迎面風(fēng)速從2 m/s增大到6 m/s時，制冷量、壓縮機功耗和系統(tǒng)COP都有不同幅度的提升。這是由于蒸發(fā)器側(cè)進(jìn)風(fēng)風(fēng)速增加，蒸發(fā)器換熱能力增強，蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑迅速氣化，其內(nèi)壓力增大，使得壓縮機吸氣壓力和排氣壓力增大，壓縮機功耗增加。但是由于進(jìn)風(fēng)風(fēng)速對蒸發(fā)器的換熱能力影響較大，制冷量的增幅較大，而同一型號的壓縮機功耗主要由其轉(zhuǎn)速決定，因此增幅較小，系統(tǒng)COP值也隨之增大。

圖7 蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)風(fēng)速對系統(tǒng)性能的影響

2.5 壓縮機轉(zhuǎn)速的影響

在蒸發(fā)器和冷凝器的進(jìn)風(fēng)條件不變時，改變壓縮機的轉(zhuǎn)速計算得系統(tǒng)的制冷量、壓縮機功耗和系統(tǒng)COP值如圖8所示。壓縮機轉(zhuǎn)速從2 000 r/min逐漸增加到6 000 r/min時，系統(tǒng)制冷量和壓縮機耗功不斷增大，系統(tǒng)COP不斷減小。這是由于隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的升高，制冷劑質(zhì)量流量增大，系統(tǒng)制冷量很大程度上取決于制冷劑質(zhì)量流量，因此制冷量大幅增加。其排氣壓力升高，吸氣壓力減小，使得壓縮機功耗也大幅增加。且其增大幅度比制冷量增大幅度更大，因此系統(tǒng)COP值在不斷減小。

圖8 壓縮機轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)性能的影響

3 電動汽車空調(diào)系統(tǒng)匹配

3.1 電動汽車空調(diào)系統(tǒng)部件的匹配

電動汽車空調(diào)系統(tǒng)的匹配主要分為以下幾個步驟：

(1)選擇作為標(biāo)準(zhǔn)部件的壓縮機；

(2)輸入空調(diào)系統(tǒng)性能要求和外界環(huán)境條件；

(3)蒸發(fā)器和冷凝器是否合理的判斷標(biāo)準(zhǔn)；

(4)依次計算其他部件與壓縮機的匹配關(guān)系；

匹配算法流程如圖9所示。

圖9 系統(tǒng)匹配算法流程圖

3.2 系統(tǒng)匹配仿真舉例

系統(tǒng)匹配計算實例如圖10所示。

圖10 蒸發(fā)器扁管長度為205 mm計算實例

由于換熱器的結(jié)構(gòu)參數(shù)較多，筆者就蒸發(fā)器的扁管長度進(jìn)行匹配計算分析。將之前的D310蒸發(fā)器的扁管長度由226 mm減少到190 mm時，其蒸發(fā)器制冷量為3 976.5 W，不滿足要求。將之前的D310蒸發(fā)器的扁管長度由226 mm減少到205 mm時，其蒸發(fā)器制冷量滿足要求。其數(shù)據(jù)結(jié)果與原數(shù)據(jù)相比結(jié)果如表4所示。

表4 蒸發(fā)器扁管長度改變前后對比

由上述結(jié)果可知，D310蒸發(fā)器的扁管長度可以減少21 mm，減少9.3%，能夠很好地保證其在儀表盤下方布置空間。在相同工況下，滿足汽車空調(diào)系統(tǒng)要求時，其壓縮機功率從1 876 W降低到1 634 W，降低12.8%，系統(tǒng)COP值從2.59增加到2.64，增大2.0%。

4 結(jié)論

針對目前廣泛采用的微通道平行流換熱器的電動汽車空調(diào)系統(tǒng)，通過計算、實驗和仿真對其匹配與性能進(jìn)行了研究。

對于系統(tǒng)匹配計算來說，采用該匹配計算模型，能夠根據(jù)計算結(jié)果有效地優(yōu)化冷凝器和蒸發(fā)氣的結(jié)構(gòu)，降低系統(tǒng)能耗，提升系統(tǒng)COP值。