跨臨界CO2電動汽車空調系統性能分析

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境影響的日益重視，傳統的車用空調制冷劑面臨著重大挑戰，盡管二氧化碳制冷劑臨界溫度低、壓力高，極大多數情況下系統需要跨臨界運行，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，證明了CO2系統與R12系統具有相當的性能.文獻[3]中研究了不同運行參數對于CO2空調系統性能的影響.文獻[4]中預測了CO2汽車空調系統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系統零部件進行了開發，包含模型建立或實驗研究.這些現有的關于CO2系統的研究都集中于傳統燃油車空調，積累了寶貴的經驗，采用電動壓縮機的CO2電動汽車空調系統性能受不同運行參數影響的規律尚未得到揭示，因此對CO2電動汽車空調系統的優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航里程，本文根據CO2物性及實車需求設計開發了CO2專用的微通道蒸發器，微通道氣冷器和電子膨脹閥，包括新型的結構設計滿足CO2系統高壓的需求，優化了換熱性能，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.

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對其性能的影響，分析了系統在各工況下的運行特征，以揭示CO2系統性能在各工況下的變化規律，為實車控制提供指導，為系統及零部件進一步優化提出方向.

1 跨臨界CO2電動汽車空調系統

如圖1所示，CO2跨臨界循環由壓縮、氣體冷卻、膨脹和蒸發這4個與常規蒸氣壓縮循環相似的過程組成.與常規制冷劑相比，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，節流過程中超臨界流體被節流到兩相區，循環的節流損失大于常規制冷劑的節流損失，這些是與常規蒸氣壓縮循環最顯著的區別.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器出來的低溫制冷劑換熱，以在通過膨脹機構被節流到蒸發壓力之前獲得足夠的過冷卻效果，降低蒸發器入口制冷劑干度從而提升系統性能.

圖1 跨臨界CO2循環部件Fig.1 Components of trans-critical CO2 cycle

與傳統燃油車相比，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電動汽車空調系統及試驗臺

圖2所示為系統及試驗臺示意圖.圖中：蒸發器和氣冷器均為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 1 800～7 200 r/min的轉速調節范圍，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，開度調節范圍500步，通過控制器手動調節；CO2質量流量計用來測量系統管路內制冷劑流量，從而可以獲得蒸發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.所有測量參數范圍及精度如表1所示.由表計算得到的系統制冷量不確定度為±3%.

圖2 CO2電動汽車空調系統試驗簡圖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器室2個環境室，每個環境室都有獨立的制冷機、加熱設備以及加濕設備，能夠實現各環境室內的干球溫度和濕球溫度的精確控制，環境室內有標準風洞，通過標準噴嘴前后的壓差測量來分別獲得氣冷器和蒸發器的風量大小，氣冷器與蒸發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，蒸發器進風風量420 m3/h，壓縮機頻率80 Hz，CO2充注量對系統性能的影響如圖3所示.由圖可見，隨著制冷劑充注量的增加，制冷系統能效比(COP)呈現出先增后減的趨勢.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 不同參數對系統的影響

圖4 不同高壓變化的跨臨界循環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，通過手動調節電子膨脹閥開度實現高壓調節.隨著電子膨脹閥開度的逐漸減小，系統從亞臨界循環轉變到跨臨界循環，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，然而系統耗功率(Pl)卻呈線性增長，在這種情況下必然導致系統COP呈現出一個先增后減的變化規律，COP最大時的高壓稱為最優高壓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，此時的最優壓力為 7.5 MPa.理論上在任何運行工況下，調節系統高壓為最優高壓是提升系統性能的首要措施.

然而并不是所有的工況都能達到最優高壓，實現性能最優化.在實際運行過程中系統高壓調節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最優高壓，COP仍有上升空間.這主要是因為當環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 ℃，排氣溫度和最優壓力也相應增大，當氣冷器出口溫度大于40 ℃時，系統就無法達到最優高壓，若在更高的環境溫度或者更小風速的怠速工況下運行時只能降低系統的運行高壓，損失一定的COP值，工況越惡劣，系統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 不同工況下的最優高壓調節Fig.6 Adjustment of optimum pressure under different conditions

3.2.2室外進風速度對系統的影響 室外溫度35 ℃，室內溫度/濕度為27 ℃/50%，蒸發器側風量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，從而降低了系統的最優高壓.

圖7 氣冷器迎面風速對系統性能的影響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境溫度的溫差減小，換熱量增加.氣冷器出口溫度與環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，系統表現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 ℃，系統性能可以提升2%～5%.

3.2.3室外溫度對系統性能的影響 室內溫度/濕度27 ℃/50%，蒸發器側風量420 m3/h，壓縮機頻率80 Hz，室外風速2 m/s，室外溫度對系統性能的影響如圖9所示.由圖可見，室外溫度對系統性能影響劇烈，當室外環境從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系統制冷量與目前仍在普遍使用的傳統制冷劑R134a性能相當.

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

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

圖10 CO2系統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性能的影響如圖11(a)所示.由圖可見，隨著蒸發器進風量從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系統而言，單純地通過增加鼓風機電壓、增大蒸發器風量是無法對系統性能起到較大的提升作用.

室外溫度35 ℃，室外風速2 m/s，蒸發器側風量420 m3/h，壓縮機頻率65 Hz，室內溫度對制冷系統影響如圖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，蒸發溫度隨之上升引起吸氣密度增加，使得系統流量增加，另外，單位制冷量也不斷增大，因此系統性能得到較大提升.

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

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

3.2.5壓縮機頻率對系統的影響 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，實現快速降溫.

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

4 結語

本文在已有的大量關于傳統燃油車CO2系統研究的基礎上，針對電動汽車，開發具有新型結構的微通道蒸發器和氣冷器，匹配了合適的CO2電動壓縮機，研究不同運行參數對CO2系統性能的影響，所開發的CO2電動汽車空調系統具有良好的性能，在標準工況下與現階段仍在普遍使用的傳統制冷劑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展，研究結果對關鍵零部件的設計優化提供重要方向指導: 在所研究的所有運行參數中，室外溫度對系統性能的影響最大，高溫下性能衰減明顯，與傳統燃油車相比，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系統性能無法達到最優，系統性能仍有較大的提升空間，因此后續開發高排氣溫度(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，系統表現為氣冷器出口溫差減小，若氣冷器出口溫差下降1 ℃，系統性能可以提升2%～5%，同時系統最優高壓得到降低，本文采用的2排折彎扁管氣冷器相比于傳統氣冷器已顯示出一定優勢，可嘗試開發多排氣冷器以進一步提升性能；同樣，在相同的換熱面積內，更好的蒸發器能夠提高換熱效率，系統表現為蒸發溫度提升，若蒸發溫度提升5 ℃，COP可以提升15%左右.