R134a汽車空調回熱系統熱力性能參數的優化分析

岳鎮宇陳煥新鐘昌

（1華中科技大學能源與動力工程學院 武漢 430074；2東風貝洱熱系統有限公司 武漢 430058）

R134a汽車空調回熱系統熱力性能參數的優化分析

岳鎮宇1陳煥新1鐘昌2

（1華中科技大學能源與動力工程學院 武漢 430074；2東風貝洱熱系統有限公司 武漢 430058）

理論上在R134a汽車空調系統中使用回熱管可顯著提升制冷性能，但有實驗研究表明回熱管的使用對系統產生了不利影響，抵消了收益，使得制冷性能提升不明顯且存在一定安全性風險。本文使用空調系統綜合性能實驗臺對不同長度回熱管進行對比實驗研究，得到了系統不利影響與管長的關系。此外，本文通過膨脹閥調節實驗、冷凝風量控制實驗和油量控制實驗，得到對該不利影響的規避方法，為回熱系統匹配調節提供了一定的理論依據。

回熱循環；汽車空調；回熱管；R134a；優化

在最初的研究中，回熱管多被用于CO2跨臨界循環系統。Tao Y B等［1］將帶回熱管與不帶回熱管的CO2跨臨界循環系統用于家用空調器并分別進行了實驗，實驗結果表明回熱管能夠降低系統的節流損失，但仍然有5%的節流損失。王洪利等［2］也進行了同樣的實驗，發現帶回熱管的CO2跨臨界循環系統具有更好的性能。

Klein SA等［3］及Mastrullo R等［4］通過實驗研究發現回熱管不僅是對CO2跨臨界循環制冷系統有益，在其他制冷劑系統中仍有較好的效果。對于制冷劑R1234yf和CO2，由于各方面的博弈，世界各國仍然未就一種確定的制冷劑替代產品達成一致［5-6］，且R134a仍然是我國絕大多數汽車空調使用的制冷劑，因而研究回熱管在R134a系統的性能影響仍有較大的價值。

通過分析回熱管中制冷劑的壓降和質量流量［7-9］，R134a空調系統使用回熱管有利于制冷性能的提升。吳曉敏等［10］通過制冷系統中回熱管及其他部件的理論分析，討論了回熱管出入口條件的改變對整個系統的影響。

錢銳等［11］通過實驗研究發現，R134a汽車空調系統使用回熱管后會產生諸多不利影響。這些不利影響一定程度上抵消了回熱管帶來的收益。

由于回熱管結構緊湊，其成本與普通管基本相同，理論上可直接通過將汽車管路更換為回熱管以提升制冷性能，無須更換已匹配好的組件，有較大的工業價值。目前汽車行業中，回熱管對系統產生的不利影響已經成為回熱管推廣使用的主要障礙，而該不利影響的大小，缺乏定量分析，且該不利影響的解決方法，缺乏系統的研究。本文通過實驗研究，全面分析回熱管對系統主要參數的不利影響，并提出解決方法。

1　回熱循環理論分析

回熱管的原理如圖1所示，將蒸發器出口處的低溫氣態制冷劑與冷凝器出口處的高溫液態制冷劑進行換熱，使得制冷循環中的過冷度增加。由于蒸發器出口的氣態制冷劑可通過回熱管進行換熱，提升壓縮機進口的過熱度，從而可以通過調節膨脹閥開度進一步降低蒸發器出口的過熱度，不必擔心有液態制冷劑進入壓縮機產生液擊的風險，可進一步提高蒸發器的換熱效率。

圖1　回熱系統流程圖Fig.1 Structure diagram of heat regeneration system

如圖2所示，1-2-3-4為傳統制冷循環，1′-2′-3′-4′為帶回熱管的制冷循環。冷凝器出口的過冷液態制冷劑與蒸發器出口的飽和氣態制冷劑換熱，過冷度提升。理論上使用回熱管能夠提升系統COP及制冷量Q。

圖2　回熱系統理論壓焓圖Fig.2 p-h diagram of heat regeneration system in theory

2　實驗準備

空調系統綜合性能實驗臺結構圖如圖3所示，實驗臺在換熱器出口均勻布16個點，使用焓差法［12］測量換熱器性能，在蒸發器中回收冷凝水，通過對測量潛熱使實驗結果更為精確［13］。空調系統的風量分配為實車狀態時三檔風速。流量計可測量制冷劑流量及系統含油率，計算方法可參見文獻［14］。

圖3　空調系統綜合性能實驗臺Fig.3 AC system com prehensive performance test bench

實驗工況如表1所示，使用驅動電機通過皮帶輪帶動壓縮機運轉，整個系統實驗取中轉速（2 668 r/min）工況作為系統的額定工況，在實驗中將重點關注，并取低轉速（1 027 r/min）和高轉速（3 790 r/min）工況的實驗狀態參數作為參考。電動機的驅動功率為系統功耗W，制冷量Q為蒸發器氣側散熱量，系統COP為制冷量與系統功耗的比值。

表1　空調系統實驗工況Tab.1 AC system test conditions

圖4　實驗用回熱管Fig.4 Internal heat exchanger used in the experiment

回熱管實物圖如圖4所示，取壓點及取溫點在壓縮機吸氣口處（測點1）、冷凝器出口處（測點2）、回熱段高壓進（測點3）、出口處（測點4）、回熱段低壓進（測點5）、出口處（測點6）共六個點，由于膨脹閥入口與回熱管高壓側出口位置接近，膨脹閥出口與回熱段低壓側入口位置接近，故不再額外取點。

3　回熱管對系統的不利影響

實驗中使用500 mm長度回熱管與普通管路做對比實驗，系統性能實驗結果如表2所示。使用回熱管在低轉速時制冷量僅提升了40 W，COP低于普通管路空調系統。在中轉速和高轉速時，帶回熱管系統COP比普通管系統略高，但制冷量均低于普通管路系統。總體來說回熱管的使用并未對空調系統帶來收益，這與熱力計算中轉速時690 W的制冷量提升有很大偏差。

表2　系統性能實驗Tab.2 Performance test of AC system

為了進一步研究實驗數據，直接使用500 mm回熱管，實際壓焓圖如圖5所示，與圖2理論上使用回熱管有較大區別。使用回熱管后，系統產生了諸多不利影響:

1）冷凝壓力升高。冷凝壓力的正常范圍在1.40 ～1.55 MPa之間，實驗中冷凝壓力均超過1.6 MPa。冷凝壓力升高會使得壓縮機單位軸功率增大、制冷系數下降，同時給高壓部件帶來潛在的風險，對系統的密封性、壽命、安全性都產生了影響。

2）蒸發壓力下降。正常蒸發壓力在0.29 MPa以上，而回熱系統蒸發壓力小于0.29 MPa時，蒸發溫度在0℃以下，蒸發器有結霜的風險，影響換熱性能。而且當蒸發壓力降低，管路壓降后的壓縮機吸氣壓力降低，當吸氣壓力小于0.27 MPa時，壓縮機內控閥控制制冷劑減排，目的是為了控制蒸發溫度防止蒸發器結霜，此時制冷劑流量減少了9.5%。

3）排氣溫度升高。正常排氣溫度在80～90℃之間，回熱系統中轉速排氣溫度達到98℃，高轉速達到113℃。當排氣溫度升高時，增加了壓縮機功耗，同時導致系統的COP下降。且過高的排氣溫度使潤滑油性能減弱甚至失效［15］，甚至導致壓縮機燒結事故。

4）系統含油率升高。正常系統含油率為2.5% ～5.5%，回熱系統中含油率均高于8.7%，對蒸發器、冷凝器的散熱產生了很大的影響［16］，影響壓縮機運行性能［17］。

圖5　實驗中回熱系統壓焓圖Fig.5 p-h diagram of heat regeneration system in experimental

通過使用普通管及350 mm，500 mm和600 mm回熱管做對比實驗進一步分析，可得到系統主要影響參數與回熱管長度的關系，如圖6～圖9所示。

使用回熱管后，系統的過冷度、過熱度均增加，同時壓縮機的負載增加，造成原有系統的“超載”，導致冷凝壓力升高、蒸發壓力降低及排氣壓力升高，且回熱管長度越長，影響越明顯。圖6所示為冷凝壓力與回熱管長度的關系，冷凝壓力隨著熱管長度的增加而增加。圖7所示為蒸發壓力與回熱管長度的關系，隨著回熱管長度的增加蒸發壓力發生下降。圖8所示為壓縮機排氣溫度與回熱管長度的關系，可看出隨著回熱管長度的增加，排氣溫度逐漸增加。

理論上來說，系統中潤滑油會在溫度較低處聚集，回熱管增加了系統的過冷段長度，使得更多的潤滑油積存在于系統中造成系統含油率上升，圖9為系統含油率與回熱管長度的關系，在350 mm，500 mm 和600 mm長的回熱管中，系統含油率在數值上基本相同，且均比不帶回熱管（0 mm）的系統含油率高，可得出含油率僅與是否使用回熱管有關，與回熱管長度無關的結論。

圖7　回熱管長度對蒸發壓力的影響Fig.7 Relationship between evaporation pressure and the tube length

圖8　回熱管長度對排氣溫度的影響Fig.8 Relationship between discharge tem perature and the tube length

圖9　回熱管長度對含油率的影響Fig.9 Relationship between oil ratio and the tube length

4　回熱系統中各參數調節的影響分析

系統中調節膨脹閥開度、初始油含量和冷凝風量［18］能夠有效地對系統進行控制，通過實驗研究其對系統各參數的影響，從而得到膨脹閥度、初始油含量及冷凝風量與系統各參數的關系，通過精確調節，能夠在一定程度上抵消回熱管對系統帶來的不利影響。

4.1膨脹閥開度調節對系統的影響

圖10與圖11所示為系統蒸發壓力和冷凝壓力隨著膨脹閥開度的變化。通過調節膨脹閥開度可以看到系統蒸發壓力與冷凝壓力均開始上升:在中轉速下，蒸發壓力由0.275 MPa開始增加，當開度為2.2時，蒸發壓力大于0.29 MPa，達到正常水平；而冷凝壓力由1.639 MPa一直上升到1.671 MPa，冷凝壓力情況惡化；受到冷凝壓力升高的影響，壓縮機的排氣壓力及排氣溫度也同步升高。

圖10　膨脹閥開度對蒸發壓力的影響Fig.10 Relationship between evaporation pressure and the expansion valve′s opening

圖11　膨脹閥開度對冷凝壓力的影響Fig.11 Relationship between condensing pressure and the expansion valve′s opening

圖12所示為壓縮機排氣溫度隨膨脹閥開度的變化，可以看出，在中轉速下，壓縮機的排氣溫度隨著膨脹閥開度的增加開始迅速下降，從98.8℃下降至81.5℃，達到正常范圍。

圖13所示為系統含油率隨著膨脹閥開度的變化趨勢，從最高值8.7%緩慢下降在 2.2開度時的8.1%，達到最低點后緩慢上升。含油率整體浮動不大，在膨脹閥開度為2.2時有最優值但仍然很高。這說明膨脹閥開度的調節并不能有效地對系統含油率進行控制。

圖12　膨脹閥開度對排氣溫度的影響Fig.12 Relationship between discharge temperature and the expansion valve′s opening

圖13　膨脹閥開度對含油量的影響Fig.13 Relationship between oil ratio and the expansion valve′s opening

4.2冷凝風量控制實驗結果及分析

圖14所示為冷凝壓力與風速的關系，可以看出隨著冷凝風速的逐步提高，冷凝壓力先迅速降低，而后緩慢降低，在3.3 m/s處達到1.545 MPa，低于1.55 MPa，冷凝壓力達到正常。

圖14　冷凝風速對冷凝壓力的影響Fig.14 Relationship between air flow and the condensing pressure

圖15所示為蒸發壓力與冷凝風速的關系，隨著冷凝風速的提高，蒸發壓力緩慢下降，在2.9 m/s的風速時蒸發壓力已經達到0.288 MPa，小于0.29 MPa，在風速為3.1 m/s時，壓縮機吸氣壓力小于0.27 MPa。

圖15　冷凝風速對蒸發壓力、吸氣壓力的影響Fig.15 Relationship between evaporation pressure/ suction pressure and the air flow

圖16所示為壓縮機排氣壓力、排氣溫度均隨著冷凝風速的變化關系，受到冷凝壓力的影響，壓縮機排氣壓力有較大幅度的下降，對空調系統有利。但同時排氣溫度開始升高，但即使在風速達到3.7 m/s時，排氣溫度為88.12℃，仍在正常范圍內。

圖16　壓縮機排氣壓力、排氣溫度與風速的關系Fig.16 Relationship between com pressor discharge pressure/temperature and the air flow

4.3初始含油量對系統含油率的影響

通過減少壓縮機內的初始潤滑油加注量，可以達到降低系統含油率的目的。為了進一步研究系統含油率與初始油量的關系，通過不斷的減少油加注量進行系統實驗。圖17所示為中轉速工況下壓縮機初始油量與系統含油率的關系，可以看出通過降低壓縮機初始油量，系統的含油率迅速下降，每減少10 g初始油量能夠降低系統含油率1.5%。在初始油量減少26 g時含油率低于5.5%，達到正常范圍。

圖17　初始油量減少對系統含油率的影響Fig.17 Relationship between oil ratio and the oil amount reduction

系統在高轉速工況時壓縮機的運行工況最為惡劣，需要考察該狀態下的壓縮機油量是否達到潤滑需求。在減少26 g初始油量后，對高轉速工況下壓縮機進行稱量，由于已知壓縮機最初標定的油量和壓縮機的裸重（無潤滑油），可得到壓縮機內殘余的潤滑油量為50 g，該油量能夠滿足壓縮機的潤滑需求。通過與供應商工程師的溝通，了解到該壓縮機初始油減少量在30 g以內均可正常運行。故認為該油量減少措施可行。

4.4實驗結果分析

為了確定上述各調節參數的影響程度，在此將各被調節參數單次調節的變化平均值與其在合適范圍時的值域長度之比，作為評價影響程度的指標。當比值大于0.5時認為影響顯著，在0.1～0.5范圍時認為有影響，小于0.1時認為影響很小。如果在曲線圖上出現一定范圍內的振蕩波動時，則認為基本無影響。

在考察調節膨脹閥開度對蒸發壓力的影響中，單次調節膨脹閥開度，蒸發壓力平均升高0.08MPa，而蒸發壓力的合適范圍為0.29～0.31 MPa。故計算比值0.4，比值0.4在0.1～0.5范圍內，故可認

為有改善。同理可計算其他各參數的影響，見表3。

表3　調節量對系統參數的影響Tab.3 Relationship between ad justment amount and the parameters of the system

由表3可知，在帶回熱管空調系統中，若要調節系統恢復正常狀態，有以下結論:

1）若調節蒸發壓力在正常范圍內，將主要依靠調節膨脹閥開度實現。而回熱管長度的增加、冷凝風量和初始油含量均有不利的影響。

2）降低冷凝壓力主要依靠冷凝風量的提升實現，而回熱管長度的增加對冷凝壓力不利，膨脹閥開度的增加對系統冷凝壓力也有較小的不利影響。

3）系統含油率的調節完全可依靠調節初始含油量來實現。使用回熱管會使系統含油率升高，但回熱管的長度增加對系統含油率并無明顯影響。

4）排氣溫度的調節將主要依靠調節膨脹閥開度。回熱管長度的增加對排氣溫度極為不利，而增加冷凝風量也有較小的不利影響。

5　結論

1）由于回熱管會對系統產生不利影響，系統中直接使用回熱管并不能對R134a汽車空調系統帶來收益，實驗發現使用回熱管后，系統COP和制冷量Q反而有所下降。

2）隨著回熱管長度的增加，蒸發壓力逐漸下降，低于0.29 MPa后，制冷劑流量也開始降低；高轉速下冷凝壓力超過1.6 MPa，排氣溫度高達113℃，系統存在安全性風險；系統含油率只與是否使用回熱管有關，與回熱管的長度無關。

3）使用回熱管后，需要對系統進行一定的調節，使其規避不利影響。對系統的調節應按以下順序:先調節膨脹閥使中轉速下蒸發壓力在0.29～0.31 MPa范圍內，使系統能夠正常運行（不再發生結霜和壓縮機減排現象），然后調節冷凝風量，使中轉速下冷凝壓力低于1.55 MPa；最后改變初始含油量，使中轉速下含油率低于5.5%，并考察排氣溫度是否正常。在上述參數中，如果在調節范圍內均不能達到正常，則需要改變回熱管長度。

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Chen Huanxin，male，professor，School of Energy and Engineering，Huazhong University of Science and Technology，+86 27-87558330，E-mail:chenhuanxin@tsinghua.org.cn.Research fields:computer simulation and optimization of refrigeration and air conditioning system；refrigeration and air conditioning equipment development and new technology research；vehicle refrigeration and its control technology.

Optim ization of Thermodynam ic Properties of R134a Vehicle Air Conditioning System w ith Internal Heat Exchanger

Yue Zhenyu1Chen Huanxin1Zhong Chang2

（1.School of Energy and Power Engineering，Huazhong University of Science and Technology，Wuhan，430074，China；2.Dongfeng Behr Thermal System Co.，Ltd.，Wuhan，430058，China）

In theory，using internalheatexchanger in the R134a vehicle air conditioning system can improve the cooling performance significantly，butmany experimental studies demonstrates that the internal heat exchanger has a negative effect on the safety of the system. Therefore the advantage and the disadvantage trade off，whichmakes themerit not conspicuous.Aimed at this situation，the influence of different length of internal heat exchanger on the air conditioning system comprehensive performance is investigated in test bench in this paper.It shows that the adverse effects have certain relationshipswith the tube length on the basis of the experiments.In addition，this study also obtain amethod to avoid adverse effects，by adjusting the expansion valve，condenser air flow and oil，which provides theoretical foundation for thematching of heat regeneration system.

heat regenerative cycle；vehicle air conditioning system；internal heat exchanger；R134a；optimization

About the

TB61+1；U463.85+1；TQ051.5

A

0253-4339（2016）05-0026-07

10.3969/j.issn.0253-4339.2016.05.026

國家自然科學基金（51076048）資助項目。（The project was supported by the National Natural Science Foundation of China（No. 51076048）.）

2016年2月29日

簡介

陳煥新，男，教授，華中科技大學能源與動力工程學院，（027）87558330，E-mail:chenhuanxin@tsinghua.org.cn。研究方向:制冷空調系統計算機模擬及優化；制冷空調設備開發及新技術研究；車輛制冷及其測控技術。