汽車空調系統性能優化研究

王東芳，高志強

（北京汽車集團越野車有限公司，北京 101300）

隨著中國經濟和汽車工業的迅速發展，汽車行業競爭日益激烈，用戶對駕駛舒適性的要求越來越高，汽車空調除了給人們帶來舒適的乘車環境外，還對汽車行駛安全性有重要影響［1］。本文從某車型與市場競爭車型的空調環境模擬試驗對比結果出發，通過大量的零部件臺架試驗、系統試驗、環境模擬試驗手段，對某車型的空調系統降溫性能進行優化分析。

1 汽車空調系統工作原理

汽車空調系統一般由以下幾個部分組成［2］：制冷系統、暖風系統、空調凈化系統、控制系統。制冷系統主要由壓縮機、冷凝器 （包括冷凝風扇）、膨脹閥和蒸發器 （包括鼓風機）組成。其制冷原理是低壓 （低溫）液態制冷劑進入蒸發器，由于制冷劑在蒸發器內氣化時的溫度低于管外空氣的溫度，因此能自動吸收車內空氣中的熱量，使空氣的溫度降低，產生冷效應。然后，氣化了的制冷劑通過壓縮機壓縮，變成溫度高于車外空氣的高溫高壓氣體。這時，制冷劑通過布置在車外的冷凝器將熱量釋放到大氣中，制冷劑放熱變成高壓 （高溫）液態制冷劑。最后，經過節流閥，恢復到低壓（低溫）液態。所以，當空調要進行制冷時，必須開啟壓縮機使制冷劑循環，從而降低車內溫度。

2 車型原空調系統降溫性能

該車型與競爭車型在同一個風洞試驗室內，采用相同的試驗工況，進行了最大降溫性能試驗。從表1整車環境模擬試驗對比結果可以看出，該車在運行工況下，系統的高壓和低壓并不高，表明冷凝器和壓縮機的能力能夠滿足制冷要求。但該車的出風口溫度和呼吸點溫度均明顯高于競爭車型。該車型各吹面出風口溫度較競爭車型高出約1～4℃不等，出風口溫度會直接影響整車呼吸點溫度，這是由于該車型空調系統制冷能力不足導致的。

表2是該車型HVAC總成與其余3個公司現有資源車型的風量對比試驗結果。從試驗結果可以看出，該車型HVAC總成風量在各個模式下均與其他車型存在較大差距，這也是該車型空調系統降溫效果差的原因之一。

3 性能提升方案

綜合考慮整車邊界條件、開發費用、開發周期等因素，性能提升方案分析方法如下：①盡量使用現有空間；②利用供應商成熟且先進技術來設計零部件；③結合零部件臺架試驗、系統臺架試驗和環境模擬試驗驗證改進后的系統性能。

Erik Lundberg［3］在2002年SAE會議上提出，強化R134a空調系統性能和環境友好性的幾個重要途徑，其中包括提高系統效率，使用更為緊湊的高效換熱器。因此，提高蒸發器換熱能力和換熱效率是該空調系統性能提升的重要目標之一。鼓風機風量大小也是影響蒸發器換熱效率的重要影響因素，風量越大，換熱效率越高。同時，為更好地發揮HVAC降溫性能，膨脹閥的匹配也是非常重要的部分。

表1 整車環境模擬降溫性能對比結果

表2 HVAC總成風量對比試驗

3.1 蒸發器選型

汽車空調蒸發器置于HVAC內，它屬于直接風冷式結構。用于汽車空調上的蒸發器結構型式主要有管片式、管帶式、層疊式和平行流式。平行流蒸發器是新一代的汽車空調蒸發器，其特點是換熱效率高、表面溫度分布均勻等。研究表明，同樣迎風面積的平行流蒸發器，38～40mm厚，可以替代60mm及以上厚度的層疊式蒸發器，材料和空間得到大幅的節省。新開發的汽車空調中，平行流蒸發器的應用已成為趨勢［4］。原車型上使用的是層疊式蒸發器，為提升蒸發器換熱效率，擬對HVAC殼體進行局部修改，將其更改為平行流式蒸發器。根據空調系統負荷計算結果，選擇了不同型號的蒸發器進行臺架試驗。試驗樣件狀態：HVAC總成裸態、未帶膨脹閥。試驗條件：制冷劑側：膨脹閥前壓力1700kPa，膨脹閥前溫度55℃，膨脹閥后壓力310kPa，膨脹閥后溫度10℃；空氣側：進口溫度40℃，濕度40%，進氣流量480m3／h。試驗結果如表3所示，在相同的試驗工況下，平行流蒸發器樣件與原狀態蒸發器相比，換熱能力提升較大，其中樣件B換熱能力最大，達到7504.4kW。

表3 蒸發器換熱能力對比試驗結果

3.2 鼓風機選型

鼓風機將加熱器芯體和蒸發器芯體產生的熱量和冷量吹到車內，為駕駛室內的通風、換氣提供動力。HVAC風量試驗結果如表4所示，試驗結果表明原狀態的鼓風機效率低下，抗阻性能差。因此帶上風道測試，空調系統的總風量不能滿足設計要求。考慮到開發周期、開發成本等條件，在供應商成熟的產品序列中選擇了4款風機效率較高的鼓風機進行匹配。風量提升程度最大的是樣件B，風量達到480m3／h，較原狀態提升26%。測試方法：HVAC總成 （不帶風道）外循環全冷吹面。

表4 HVAC風量對比試驗結果

3.3 膨脹閥選型

為匹配新的蒸發器，需重新對膨脹閥進行選型。根據系統制冷量水平，選擇了4款不同型號的膨脹閥進行臺架試驗。試驗條件：制冷劑側：閥前壓力1700kPa，閥前溫度55℃，閥后壓力310kPa；空氣側：進口溫度／濕度：40℃／40%。試驗件狀態：HVAC總成裸態，帶膨脹閥。試驗結果如表5所示，試驗結果表明，4款樣件的系統匹配性能均優于原膨脹閥。其中樣件D的性能更符合實際運行工況要求，故最終選用樣件D。

表5 膨脹閥匹配對比試驗結果

4 改進后空調系統性能分析

4.1 改進后系統臺架性能

性能提升方案確定后，利用蒸發器樣件B、鼓風機樣件B、膨脹閥樣件D組成了新的HVAC總成，然后與壓縮機、冷凝器組成新的空調系統，進行了制冷性能系統臺架試驗。試驗條件：內循環，最大制冷，吹面模式，蒸發器入口干球溫度27±1℃，濕球溫度19.5±0.5℃，冷凝器進風溫度35±1℃，風機端電壓13.5V。表6試驗結果表明，改進后的空調系統性能提升效果明顯，改進方案得到了初步驗證。

4.2 改進后整車空調降溫性能

為驗證改進后空調系統在整車上的表現，將搭載新空調系統的整車在風洞環境模擬試驗室內進行了最大降溫性能試驗。試驗規范與競爭車型和原車型的最大降溫性能試驗規范相同。試驗結果如表7所示。試驗數據結果可以看出，該車改進后狀態已經完全達到競爭車型的水平。與該車型原狀態相比，空調降溫性能有非常大的提升。

表6 改進狀態空調系統臺架試驗結果

表7 整車降溫性能對比

5 結論

本文根據原車型與競爭車型降溫數據的比較結果，分析原車型降溫效果差的主要原因，并提出整改方案。通過零部件臺架試驗、系統臺架試驗及環境模擬試驗等手段，驗證了性能提升方案的可行性。改進后的整車空調性能與改進前相比較，呼吸點溫度在前20min降低6℃～7℃，制冷性能提升明顯。