送風(fēng)溫度對車用跨臨界CO2制冷系統(tǒng)影響的仿真研究

喬義友 方健珉 殷 翔 孫西峰,2 曹 鋒

(1 西安交通大學(xué)能源與動力工程學(xué)院 西安 710049；2 東風(fēng)汽車有限公司技術(shù)中心 武漢 430056)

近年來，全球工業(yè)化持續(xù)推進，在給人類生活帶來便利的同時，一系列環(huán)境問題也日益凸顯，臭氧層被不斷破壞[1]、全球氣溫不斷升高[2]，傳統(tǒng)制冷劑帶來的問題愈發(fā)明顯。傳統(tǒng)制冷劑諸如CFCs和HCFCs在制冷劑的發(fā)展歷史上具有重要意義，出色的熱力性質(zhì)使其在很長一段時期內(nèi)應(yīng)用于制冷系統(tǒng)中，但由于氟利昂類制冷劑對臭氧層及全球氣溫的嚴(yán)重影響，使自然工質(zhì)對氟利昂類制冷劑的替代成為發(fā)展潮流[3-4]。CO2具備比其他制冷劑更優(yōu)秀的環(huán)境友好性與安全性，良好的低溫流動性使其可工作在較寬的工況區(qū)間內(nèi)，蒸氣密度小，表面張力高的特點使其能夠工作在較小的機組中，為節(jié)省成本提供了前提。CO2的臨界溫度和壓力分別為31.1 ℃與7.38 MPa，臨界壓力較高[5]。G. Lorentzen[6]首次提出跨臨界CO2循環(huán)之后，各國學(xué)者對CO2作為制冷劑的跨臨界CO2循環(huán)系統(tǒng)的研究陸續(xù)展開，由于制冷劑在跨臨界CO2循環(huán)系統(tǒng)中蒸發(fā)壓力與排氣壓力差值較大，存在較大的節(jié)流損失，且在氣體冷卻器中，CO2始終處于較大溫差的非等溫冷卻過程，因此跨臨界CO2循環(huán)在單級制冷循環(huán)下的效率仍然低于傳統(tǒng)氟利昂類制冷劑。全球?qū)W者對制冷循環(huán)的性能提升進行了較多研究，其中送風(fēng)溫度的選取對系統(tǒng)熱舒適性以及性能提升均有一定程度的影響。送風(fēng)溫度的選取直接影響著人在活動區(qū)域內(nèi)的舒適性，系統(tǒng)控制也受送風(fēng)溫度取值的影響[7-8]。

送風(fēng)溫度的選取根據(jù)運行條件及使用場景的不同，對系統(tǒng)性能也存在不同程度的影響。F. Engdahl等[9]采用熱力計算的方式，對比了恒定送風(fēng)溫度與最優(yōu)送風(fēng)溫度控制下，在9 m2空間內(nèi)以44 W/m2冷負(fù)荷工況運行1年的能耗情況，相比恒定送風(fēng)溫度的控制方式，最佳送風(fēng)溫度下的能耗減少了8%，而在冷負(fù)荷降至26 W/m2時，機組在最佳送風(fēng)溫度下運行1年的能耗相比恒定送風(fēng)溫度減少了27%。高月芬等[10]采用6SigmaRoom軟件仿真的方式，研究了回風(fēng)溫度一定的條件下，送風(fēng)溫度對數(shù)據(jù)中心單臺空調(diào)送風(fēng)量以及系統(tǒng)性能的影響，送風(fēng)溫度從16 ℃升至20 ℃后，制冷能耗減少2.73%。關(guān)于送風(fēng)溫度對空調(diào)性能影響的研究還有很多[11-14]，但對車用跨臨界CO2循環(huán)系統(tǒng)，尤其是對實車系統(tǒng)以及考慮系統(tǒng)風(fēng)機功耗的綜合系統(tǒng)性能的研究，相關(guān)結(jié)論較少。

本文借助GT-Suite仿真軟件，搭建了帶回?zé)崞鞯膯渭壙缗R界CO2制冷系統(tǒng)模型，模擬得到制冷系統(tǒng)在不同工況下改變送風(fēng)溫度時系統(tǒng)的參數(shù)，此外，本文提出了有效制冷量與有效COP的概念，在考慮了風(fēng)機功耗對系統(tǒng)性能的影響之后，研究了送風(fēng)溫度對實際車用制冷系統(tǒng)綜合性能的影響，為車用跨臨界CO2空調(diào)系統(tǒng)送風(fēng)溫度的研究提供參考。

1 跨臨界CO2制冷系統(tǒng)模型

跨臨界CO2制冷系統(tǒng)仿真模型由空調(diào)系統(tǒng)與PID控制系統(tǒng)組成?？照{(diào)系統(tǒng)包括：變頻壓縮機、翅片管式氣體冷卻器、板翅式回?zé)崞?、翅片管式蒸發(fā)器、氣液分離器、節(jié)流閥、室內(nèi)鼓風(fēng)機；PID控制系統(tǒng)由3個PID控制器組成，分別采用壓縮機轉(zhuǎn)速控制送風(fēng)溫度，采用室內(nèi)鼓風(fēng)機風(fēng)量控制車廂溫度，采用電磁節(jié)流閥孔徑控制排氣壓力，但實際上送風(fēng)溫度受到壓縮機轉(zhuǎn)速與室內(nèi)鼓風(fēng)機風(fēng)量的共同影響?？照{(diào)仿真系統(tǒng)基于GT-Suite仿真軟件搭建。具體空調(diào)系統(tǒng)模型如圖1所示。空調(diào)仿真系統(tǒng)各部件的具體參數(shù)如表1所示。

圖1 跨臨界CO2制冷系統(tǒng)仿真模型

表1 跨臨界CO2汽車空調(diào)仿真模型各部件參數(shù)

壓縮機數(shù)學(xué)模型中的功耗：

(1)

式中：W為壓縮機功耗，kW；m為CO2質(zhì)量流量，kg/s；h2s為等熵壓縮出口焓值，kJ/kg；h1為壓縮機進口焓值，kJ/kg；ηe為壓縮機電效率；ηs為壓縮機等熵效率。氣體冷卻器模型的換熱為超臨界換熱，換熱關(guān)聯(lián)式采用Sieder-Tate公式。

(2)

式中：Nu為努塞爾數(shù)；ReD為基于特征長度的雷諾數(shù)；Pr為普朗特數(shù)；μ為流體動力黏度，kg/(m·s)；μs為光滑管壁面溫度下的流體動力黏度，kg/(m·s)。

蒸發(fā)器模型的換熱為亞臨界換熱，換熱關(guān)聯(lián)式采用Klimenko公式。

(3)

式中：h為對流換熱表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；Remod為修正的雷諾數(shù)；Prl為液相普朗特數(shù)；ρg為氣相密度，kg/m3；ρl為液相密度，kg/m3；kw為壁面材料導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；kl為液相導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)。

為保證壓縮機模型與換熱器模型的可靠程度，以全工況范圍內(nèi)的實驗數(shù)據(jù)進行了修正。為驗證模型的可靠性，在相同的測試工況下對比了GT-Suite仿真得到的模擬值和實驗值的差異，測試工況詳細(xì)說明如表2所示。仿真與實驗數(shù)據(jù)對比如圖2所示，與實驗數(shù)據(jù)相比，仿真模型換熱量的最大誤差為5%。仿真模型與實驗臺架結(jié)果具有很好的吻合性，對實驗具有準(zhǔn)確的指導(dǎo)意義。

表2 仿真和實驗對比工況說明

圖2 換熱量的仿真與實驗數(shù)據(jù)對比

2 仿真工況參數(shù)

利用本文在GT-Suite軟件中搭建的仿真模型，改變仿真運行的工況，研究了不同環(huán)境溫度與車廂回風(fēng)溫度組合下，送風(fēng)溫度對系統(tǒng)性能的影響，工況參數(shù)取值如表3所示。

表3 仿真工況參數(shù)取值

由于實際車用空調(diào)中室內(nèi)鼓風(fēng)機的風(fēng)量存在上限值，為了對實際車用空調(diào)送風(fēng)溫度變化影響性能的情況進行探究，綜合考慮市面上車輛室內(nèi)鼓風(fēng)機的最大風(fēng)量，仿真使用的室內(nèi)鼓風(fēng)機最大風(fēng)量設(shè)置為453.07 m3/h。此外，在車廂溫度的控制過程中，冷負(fù)荷確定后，送風(fēng)溫度越高，對應(yīng)穩(wěn)態(tài)時的鼓風(fēng)機風(fēng)量越大，因此在送風(fēng)溫度較高時，鼓風(fēng)機的風(fēng)量達到上限值后仍無法滿足車廂溫度的需求，且該極限送風(fēng)溫度值會隨著冷負(fù)荷的增大而降低。為了保證不同工況的對比性，三種工況下的送風(fēng)溫度均選取4、6、8、10、12 ℃五個值，且經(jīng)過仿真驗證，12 ℃的送風(fēng)溫度能夠在鼓風(fēng)機風(fēng)量不達到上限的情況下滿足全部工況的車廂溫度需求。

在本文中，制冷循環(huán)均為跨臨界CO2循環(huán)，因此每個仿真工況的排氣壓力均選取各自對應(yīng)的最優(yōu)排氣壓力，保證系統(tǒng)性能最優(yōu)。其他參數(shù)使用如下假定值：新風(fēng)比為1.0，環(huán)境濕度為50%，太陽輻射為900 W/m2，車廂模型中乘員呼入水蒸氣速率為0.11 g/s。

3 仿真結(jié)果分析

3.1 送風(fēng)溫度對COP的影響

3.1.1 COP

按照預(yù)設(shè)的工況在GT-Suite軟件中進行設(shè)置，得到帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2循環(huán)系統(tǒng)在制冷模式下的仿真結(jié)果，圖3所示為各工況最優(yōu)排壓下系統(tǒng)COP與送風(fēng)溫度的關(guān)系。其他條件相同時，三種工況下系統(tǒng)的COP均隨送風(fēng)溫度升高而逐漸升高。工況1在送風(fēng)溫度為12 ℃時的COP相比送風(fēng)溫度為4 ℃時的COP提升率為66%，工況2與工況3相應(yīng)的COP提升率分別為42%與28%。

圖3 COP與送風(fēng)溫度的關(guān)系

3.1.2 帶風(fēng)機功耗的COPb

為研究風(fēng)機功耗對系統(tǒng)性能的影響，利用本文的模型對帶風(fēng)機功耗的COPb與送風(fēng)溫度的關(guān)系進行研究，相應(yīng)的COPb按照式(4)進行計算。圖4所示為各工況最優(yōu)排壓下系統(tǒng)帶風(fēng)機功耗的COPb與送風(fēng)溫度的關(guān)系。其他條件相同時，三種工況下系統(tǒng)的COPb均隨送風(fēng)溫度的升高而逐漸升高，其中工況1條件下系統(tǒng)的COPb在送風(fēng)溫度高于10 ℃之后升高速度明顯減緩。工況1在送風(fēng)溫度為12 ℃時的COPb相比送風(fēng)溫度為4 ℃時的COPb提升率為24%，工況2與工況3相應(yīng)的COPb提升率分別為25%與22%。

圖4 COPb與送風(fēng)溫度的關(guān)系

(4)

式中：Q為系統(tǒng)制冷量，W；Wb為室內(nèi)鼓風(fēng)機功耗，W。

3.2 送風(fēng)溫度對有效COP的影響

3.2.1 有效COPeff

在其他條件相同的情況下，送風(fēng)溫度不同會導(dǎo)致系統(tǒng)穩(wěn)定時鼓風(fēng)機風(fēng)量的差異，因此，送風(fēng)溫度會對新風(fēng)負(fù)荷產(chǎn)生一定影響。當(dāng)不考慮新風(fēng)負(fù)荷時，為了研究此時系統(tǒng)性能與送風(fēng)溫度的關(guān)系，定義有效制冷量對系統(tǒng)的性能進行研究。有效制冷量即為汽車空調(diào)總成進風(fēng)與送風(fēng)的總焓差，僅取決于環(huán)境工況以及目標(biāo)車廂溫度的設(shè)定，即送風(fēng)溫度的變化不會對有效制冷量產(chǎn)生影響。為了對比排除新風(fēng)負(fù)荷時的系統(tǒng)性能，本文在不同送風(fēng)溫度下，定義了系統(tǒng)的有效COPeff并進行了分析。有效COPeff為有效制冷量與壓縮機功耗的比值，相應(yīng)的有效COPeff按照式(5)進行計算。圖5所示為各工況最優(yōu)排壓下系統(tǒng)的有效COPeff與送風(fēng)溫度的關(guān)系。其他條件相同時，三種工況下系統(tǒng)的有效COPeff均隨送風(fēng)溫度的升高而逐漸升高。工況1在送風(fēng)溫度為12 ℃時的有效COPeff相比送風(fēng)溫度為4 ℃時的有效COPeff提升率為116%，工況2與工況3相應(yīng)的有效COPeff提升率分別為42%與16%。

圖5 有效COPeff與送風(fēng)溫度的關(guān)系

(5)

式中：Qeff為有效制冷量，W。

3.2.2 帶風(fēng)機功耗的有效COPeff,b

不同的送風(fēng)溫度對穩(wěn)態(tài)時的風(fēng)機功耗影響較大，本文對根據(jù)有效制冷量計算的帶風(fēng)機功耗的有效COPeff,b進行了計算，相應(yīng)的有效COPeff,b按照式(6)進行計算。圖6所示為各工況最優(yōu)排壓下系統(tǒng)帶風(fēng)機功耗的有效COPeff,b與送風(fēng)溫度的關(guān)系。其他條件相同時，三種工況下系統(tǒng)的有效COPeff,b均隨送風(fēng)溫度的升高而逐漸升高。工況1在送風(fēng)溫度為12 ℃時的有效COPeff,b比送風(fēng)溫度為4 ℃時的提升率為61%，工況2與工況3相應(yīng)的有效COPeff提升率分別為25%與11%。

圖6 有效COPeff,b與送風(fēng)溫度的關(guān)系

(6)

3.3 壓縮機效率對系統(tǒng)性能的影響

本文在3.1與3.2節(jié)分析了送風(fēng)溫度與系統(tǒng)性能的關(guān)系，更高的送風(fēng)溫度可提升系統(tǒng)性能，這一方面取決于送風(fēng)溫度值改變后壓焓圖上高低壓工況的改變，另一方面，壓縮機效率的提升也是本文幾種系統(tǒng)性能提升的影響要素之一。在三個仿真工況下，壓縮機的電效率隨系統(tǒng)送風(fēng)溫度的變化較小，最大變化幅度均在1%范圍之內(nèi)，其對系統(tǒng)性能的影響可以忽略不計。而壓縮機的等熵效率在三個工況下均隨送風(fēng)溫度的升高而逐漸升高，其中工況1在送風(fēng)溫度為12 ℃時的壓縮機等熵效率相比送風(fēng)溫度為4 ℃時提升率為8.4%，工況2與工況3相應(yīng)的壓縮機等熵效率提升率分別為8%與7.8%。

3.4 最優(yōu)送風(fēng)溫度

本文在3.1.2節(jié)分析了送風(fēng)溫度與帶風(fēng)機功耗的COPb的關(guān)系，在圖4中工況1對應(yīng)的環(huán)境溫度與目標(biāo)車廂溫度下，COPb隨著送風(fēng)溫度的升高而升高，送風(fēng)溫度從10 ℃升至12 ℃，COPb提升率僅為0.06%，相比送風(fēng)溫度從4 ℃升至12 ℃時24%的提升率，COPb隨著送風(fēng)溫度升高的趨勢明顯變緩。

為了研究更高的送風(fēng)溫度對系統(tǒng)性能的影響情況，在保證風(fēng)機風(fēng)量滿足車廂溫度的前提下，利用本文在GT-Suite軟件中搭建的模型，選擇工況1條件并提升送風(fēng)溫度至14 ℃進行仿真。圖7所示為在各個送風(fēng)溫度對應(yīng)的最優(yōu)排壓下，系統(tǒng)的COP、COPb、COPeff及COPeff,b與送風(fēng)溫度的關(guān)系。其他條件相同時，系統(tǒng)的COP、COPeff及COPeff,b均隨送風(fēng)溫度的升高而逐漸升高，COPb在送風(fēng)溫度為12 ℃時達到最大值3.871，隨著送風(fēng)溫度的繼續(xù)提升，COPb開始下降，即在工況1對應(yīng)的條件下系統(tǒng)COPb存在對應(yīng)的最優(yōu)送風(fēng)溫度。

圖7 工況1條件下系統(tǒng)性能與送風(fēng)溫度的關(guān)系

為研究最優(yōu)送風(fēng)溫度出現(xiàn)的原因，對工況1條件下制冷量、壓縮機功耗、鼓風(fēng)機功耗及總功耗與送風(fēng)溫度的關(guān)系進行分析。圖8(a)所示為最優(yōu)排壓下系統(tǒng)的總制冷量以及進風(fēng)空氣潛熱變化量與送風(fēng)溫度的關(guān)系，圖8(b)所示為最優(yōu)排壓下系統(tǒng)的壓縮機功耗、鼓風(fēng)機功耗及總功耗與送風(fēng)溫度的關(guān)系。相同條件下，隨著送風(fēng)溫度的升高，系統(tǒng)的總制冷量與進風(fēng)空氣潛熱變化量降低，壓縮機功耗呈線性降低的趨勢，風(fēng)機功耗逐漸增加且增速變快，系統(tǒng)的總功耗逐漸降低，但降低速度有變慢的趨勢。圖9所示為系統(tǒng)運行穩(wěn)定后的壓焓圖與送風(fēng)溫度的關(guān)系，隨著送風(fēng)溫度的升高，系統(tǒng)蒸發(fā)壓力逐漸上升，最優(yōu)排氣壓力均為仿真設(shè)置在超臨界范圍內(nèi)的最低值7.5 MPa，壓縮機吸排氣焓差與蒸發(fā)器出入口焓差均呈逐漸減小的趨勢。結(jié)合圖8(b)中壓縮機功耗與鼓風(fēng)機功耗隨送風(fēng)溫度的變化曲線，送風(fēng)溫度高于12 ℃時，平衡車廂冷負(fù)荷需要的風(fēng)量快速增大，鼓風(fēng)機功耗增速變快，總功耗下降的速度有所減慢。而圖8(a)中總制冷量隨送風(fēng)溫度的升高而下降的趨勢逐漸加快，原因是系統(tǒng)送風(fēng)溫度升高后，系統(tǒng)工作的高低壓工況改變導(dǎo)致壓縮機轉(zhuǎn)速降低。此外，送風(fēng)溫度升高后，系統(tǒng)對應(yīng)的蒸發(fā)溫度升高，由于進風(fēng)對應(yīng)的風(fēng)溫與含濕量相同，空氣潛熱變化量明顯減少，由4 ℃時的876 W降至14 ℃時的19 W。因此，帶有風(fēng)機功耗的COPb隨送風(fēng)溫度的升高呈先逐漸升高后降低的變化趨勢，即在工況1條件下計算COPb時存在最優(yōu)送風(fēng)溫度為12 ℃。

圖9 工況1條件下穩(wěn)態(tài)壓焓圖與送風(fēng)溫度的關(guān)系

4 結(jié)論

本文基于GT-Suite軟件搭建了帶回?zé)崞鞯目缗R界CO2循環(huán)制冷系統(tǒng)，對仿真系統(tǒng)根據(jù)實驗臺架的數(shù)據(jù)進行修正之后，在當(dāng)前車用空調(diào)風(fēng)機風(fēng)量的限制下，通過仿真實驗研究了實車制冷系統(tǒng)中送風(fēng)溫度對系統(tǒng)性能以及考慮風(fēng)機功耗后的綜合性能的影響，得到如下結(jié)論：

1) 根據(jù)研究結(jié)果，提高送風(fēng)溫度可以提高系統(tǒng)的COP、COPeff、COPeff,b，且不同的送風(fēng)溫度對系統(tǒng)性能影響較大。

2) 研究了帶風(fēng)機功耗的COPb與送風(fēng)溫度的關(guān)系，環(huán)境溫度為25 ℃、目標(biāo)車廂溫度為25 ℃條件對應(yīng)的低負(fù)荷工況下，隨著送風(fēng)溫度的升高，存在最優(yōu)的送風(fēng)溫度為12 ℃。

3) 系統(tǒng)工作于環(huán)境溫度為30 ℃、目標(biāo)車廂溫度為25 ℃以及環(huán)境溫度為35 ℃、目標(biāo)車廂溫度為27 ℃對應(yīng)的中高負(fù)荷工況時，帶風(fēng)機功耗的COPb隨送風(fēng)溫度的升高而升高，系統(tǒng)并未出現(xiàn)最優(yōu)送風(fēng)溫度值。這是由于繼續(xù)提高送風(fēng)溫度將會出現(xiàn)鼓風(fēng)機風(fēng)量達到上限后無法滿足車廂溫度需求的情況，因此如果風(fēng)機風(fēng)量放開實際的限制，存在最優(yōu)送風(fēng)溫度的負(fù)荷邊界將有所提高。