某輕卡空調制冷系統瞬態性能仿真與試驗研究

陳 俊，王 鵬，余 浪

（濰柴動力股份有限公司，上海 201100)

1 引言

典型的汽車空調是通過制冷回路與乘員艙內空氣進行不斷地熱交換從而實現乘員降溫的目的。在制冷回路中，實時存在著制冷劑相變、膨脹閥開度、壓縮機效率的變化；在乘員艙中，由于內飾中的儀表板、座椅等零件具有吸收熱量的特點，導致其在降溫過程中具有抵抗溫度變化的能力；同時，在控制邏輯層面，溫度傳感器會對空調系統的啟停進行控制。因此，如何結合多領域、多部件對實時變化的汽車空調制冷系統進行仿真［1］，對于整車熱管理來說顯得尤為重要。

在對空調系統合適的制冷劑加注量進行研究時，由于兩相區有效面積的計算和空泡系數模型選擇的復雜性，很難驗證對其充注量進行準確地計算［2］。上海交大的殷秀娓采用快速通斷技術對制冷劑在不同工況下的質量分布進行研究，并得出制冷劑充注量與換熱器的類型、內容積有很大關系［2］。豫新汽車空調的胡曲對轎車空調在不同制冷劑充注量下的出風口溫度、系統高低壓進行了試驗，得出空調系統高壓先達到一個平衡段然后迅速升高，選擇出風口溫度較低且系統高壓不太高的點做為最優充注點［3］。遼寧科技大學的高家興通過仿真及試驗修正了制冷劑的理論模型，并得出充注量與環境溫度的關系［4］。在空調系統仿真研究方面，上海理工大學的吳龍兵搭建了仿真臺架試驗并將不同制冷劑對空調系統制冷量和COP進行了研究［5］。山東大學的雷舒蓉利用KULI建立了某商用車仿真模型并實驗驗證了準確性，最后用于指導國外炎熱地區的設計［6］。華中科技大學的李靖［1］基于Modelica語言對空調系統進行了建模，并對空調系統的匹配和控制策略進行了研究。但是，以上研究都未加入試驗過程中陽光輻射、入射角度的變量，未首先對空調系統制冷劑充注量、乘員艙溫升特性進行標定，并在此基礎上研究乘員艙降溫性能。

KULI是一款系統級熱平衡匹配軟件［5］，它可以從控制、機械、電子等多個領域同時建模［1］。本文利用其對制冷回路的蒸發器／冷凝器進行建模、對空氣側的乘員艙進行建模，接著對影響乘員艙降溫特性的制冷劑加注量試驗、乘員艙溫升特性進行仿真并與實測值進行對比分析，然后對整車在38℃下的怠速降溫性能進行仿真并驗證。最后，利用該仿真分析模型預測了空調系統滿足設計任務書的要求，并在吐魯番地區進行的乘員艙溫升及乘員艙降溫性能中得到驗證。

2 仿真模型的搭建

W公司輕型卡車項目規劃有燃料電池、燃油機、鋰電池等不同動力總成，有3種乘員艙寬度，整車設計任務書要求所有車型指定工況下頭部降溫性能≤27℃ （詳見3.1）。因此，準確掌握暴曬后的乘員艙熱負荷、怠速降溫性能，對空調系統的選型、設計，擴展其在電池冷卻時的控制策略有著重要的作用。

本文以產品族中一款1995乘員艙寬度、燃油動力總成的輕卡為研究對象，對其空調系統制冷劑加注量、乘員艙溫升、暴曬后的降溫特性進行瞬態仿真分析與試驗研究。空調制冷系統由定排量壓縮機、過冷式冷凝器、熱力膨脹閥、平行流蒸發器、制冷管路等部件組成，其中147cc的壓縮機直裝在發動機上并布置在乘員艙下方，冷凝器帶電子風扇總成布置在車架外側、乘員艙下方，膨脹閥、蒸發器集成在HVAC上并布置在乘員艙中。乘員艙由前擋風玻璃、側窗玻璃、后觀察窗、儀表板、單排座椅、頂棚、側圍等組成，空調送風風道安裝在儀表板內部，流經蒸發器表面被降溫的空氣通過此管道被送至乘員艙中。

2.1 換熱器及乘員艙幾何參數

KULI在建模時對制冷劑的流動方向、管壁的熱阻、壓縮機工作狀態等進行了假設，換熱器空氣側、制冷劑側的阻力及換熱計算方程詳見參考文獻［6-7］。空調系統中換熱器結構參數見表1。

表1 換熱器主要參數

夏季降溫時，由于車外溫度高于車內，加上太陽輻射的作用，大量的熱量通過車壁及門窗玻璃傳入車內［8］。為了獲得準確的乘員艙溫升特性，根據KULI建模的要求，對前圍、側圍、頂棚等多層材質的車壁熱屬性進行整理，對乘員艙模型、玻璃傾角、溫度測點等相對出風口的數據進行測量 （圖1、表2）。其中，乘客艙中的玻璃傾角關系到太陽輻射導入乘員艙的熱量，它包括側視圖中前擋風玻璃傾角、后玻璃傾角，前視圖中左、右側窗的傾角。乘員各測點位置關系到車內對流換熱的性能，在X向為防火墻距離出風口、座椅靠背、行李艙的距離，在Y向為左右內飾邊界與中間出風口的距離，Z向為地板距離乘員胯部、頸部距離。

表2 輕卡乘員艙尺寸數值

室外的陽光在照射到玻璃表面時，不僅會通過透射直接對車內零件進行加熱，被加熱的玻璃還會通過自身的熱輻射對車內零件進行加溫，故需要將玻璃的比熱容、導熱系數等屬性輸入KULI，前擋風玻璃、側窗及后窗的屬性見表3。

圖1 輕卡乘員艙尺寸示意

表3 輕卡車型玻璃屬性

車輛外表面受到太陽輻射、環境溫度影響后，會將熱量通過多層壁面傳遞進車內。以頂棚為例，多層壁面的材質屬性見表4，其中空氣及毛氈層需要根據經驗取值。

表4 頂棚多層壁面材質屬性

2.2 制冷劑側及空氣側模型

結合2.1換熱器及乘員艙的幾何參數，建立整車狀態下的空調系統仿真模型。圖2為制冷劑側計算模型。

圖2 制冷劑側計算模型

制冷劑在仿真模型中逆時針流動，系統加注量、壓縮機轉速需要根據實車參數手動輸入 （圖2中輸入的加注量為450g，壓縮機轉速為970r／min），膨脹閥的開度通過蒸發器的出口過熱度進行控制 （不同壓比下的壓縮機容積效率、等熵效率，膨脹閥的四象限圖需通過供應商的臺架試驗獲得）。制冷管路的長度也會對制冷劑的加注量、系統壓力值產生影響，將實車上制冷管路內徑、長度加入制冷劑側計算模型，其中1.TUB為內徑13mm、長度2300mm的壓縮機吸氣管路；2.TUB為內徑9mm、長度1000mm的壓縮機排氣管路；3.TUB為內徑6.5mm、長度1800mm的冷凝器出液管路。

為真實模擬出空調系統的啟停、外界氣象條件的變化，如圖3所示在計算模型中增加控制邏輯。在制冷過程中，當溫度傳感器檢測到蒸發器出風溫度≤2℃時，空調系統會停止工作，當檢測到蒸發器出風溫度＞4℃時，空調系統又會繼續工作；同時，在制冷過程中，由于采用道路試驗方法，需要加入太陽輻射強度、入射角度隨時間變化的控制邏輯。試驗過程中有2名試驗員進入乘員艙內，選取靜坐狀態下成年男子的散熱量80W、散濕量40g／h［9］，采用的是內循環模式，空調回風處的溫濕度與蒸發器入口處的溫濕度值相同。

圖3 帶控制邏輯的乘員艙計算模型

如圖4所示，根據建模規則，對蒸發器側及冷凝器側的溫度、濕度、風量進行分塊，分別計算每側的換熱量［6］。空調風量、冷凝器表面平均風速根據實測值設置，具體參數見表5。其中流經蒸發器的空氣流量在吹面、最大風量、內循環模式下測得，冷凝器風速通過將冷凝器表面平均劃分16個網格實車測得。

圖4 空氣側計算模型

3 空調系統的仿真及試驗分析

典型的汽車空調是通過制冷回路與乘員艙內空氣進行不斷熱交換從而實現乘員降溫的目的。制冷回路中制冷劑加注量的多少直接影響降溫性能、壓縮機效率、系統壓力［3，5］，經過暴曬后的乘員艙又影響空氣側的熱負荷以及最終的降溫效果，故應先對制冷劑加注量、乘員艙溫升進行研究，當這兩個研究項目仿真數據與實測值擬合度較好時，在此基礎上對怠速降溫性能進行仿真分析。

表5 空氣側參數

3.1 試驗工況

根據調研報告，輕卡客戶群對乘員艙在暴曬下的溫升特性、怠速降溫性能尤為關注，結合標準［10］及W公司在樣車摸底時適用的試驗標準，本文中空調系統制冷劑加注量、乘員艙溫升、怠速降溫性能的試驗條件及方法如下。

1）加注量試驗在環境溫度≥32℃，相對濕度≥40%，環境風速≤2m／s，無太陽輻射，車速40km／h，空調系統處于外循環、最大風量、制冷模式下進行。具體方法為：抽真空保壓后先加入預估加注量的30%，開啟空調待系統穩定后記錄系統壓力、過冷度、出風溫度等數據，之后以25g為追加的加注量并記錄穩定后的數據，重復上一操作直到過冷度≥25℃并停止試驗，最終繪制過冷度、壓力隨加注量變化的散點圖，高壓突變前的點即為加注量點。

2）怠速降溫試驗在環境溫度38℃以上、太陽輻射≥850W／m2、無云、環境風速≤2m／s下進行。試驗方法為：車輛正面朝向太陽、暴曬90min后，2名試驗員進入車內，點火啟動車輛并保持發動怠速運行，空調處于內循環、最大風量、吹臉模式，運行30min后繪制出風口、頭部降溫數據隨時間變化的散點圖。

3）乘員艙溫升試驗條件與怠速降溫試驗條件相同。試驗方法為：當車輛暴曬時記錄30min內車輛頭部、出風口等位置溫升數據，并繪制溫度隨時間變化的散點圖。

3.2 換熱器仿真性能校核

KULI在搭建空氣側及制冷劑側的換熱器模型時采用了不同的方法，對于空氣側的計算采用相似性原則，無論是壓降的計算還是換熱系數的計算，先將現有的實驗數據中的關鍵物理量無量綱化，得到若干系數，再根據經驗公式結合無量綱系數折算得到實際工作狀態下的這些物理量的值，對于制冷劑側采用基于幾何模型的半經驗公式［7］。因此，需要首先對空調系統仿真模型中換熱器的性能進行仿真數據的校核。

在進風干球溫度27±1℃、濕球19.5±0.5℃、膨脹閥入口溫度56.4℃、壓力1.64MPa（G）、蒸發器出口壓力0.2MPa（G）的試驗條件下，蒸發器臺架及仿真性能數據見表6。

在進風干球溫度35±1℃、入口溫度83.5℃、入口壓力1.52MPa（G）、出口過冷度5℃條件下，冷凝器臺架及仿真性能數據見表7。

通過上文的仿真分析可以看出蒸發器的仿真誤差最大在2.6%，冷凝器的仿真誤差最大在1.3%，滿足工程應用的5%誤差要求［11］，可以在此基礎上進行制冷劑加注量的仿真計算。

表6 蒸發器仿真性能與臺架數據對比表

表7 冷凝器仿真性能與臺架數據對比表

3.3 制冷劑加注量仿真及試驗研究

根據3.1的試驗條件及試驗方法，以200g為起始加注量，在環境溫度33℃、壓縮機轉速3100r／min下，加注量仿真數據與試驗數據對比見圖5。

圖5 制冷劑加注量與系統壓力、過冷度關系

在實車試驗中隨著制冷劑加注量的增加，系統高壓在慢慢升高后趨于平緩，然后在450g時突然壓力增大，冷凝器出口過冷度也是到達某個平臺趨于平緩后急劇變大。制冷劑加注量仿真分析也呈現相似的結果，隨著制冷劑加注量的增加，高壓在慢慢升高后趨于平緩，然后在450g時壓力開始增大，冷凝器出口過冷度也是呈現出超過450g時突然變大的特點。

仿真數據和試驗數據在系統高壓、冷凝器出口過冷度中有較大的一致性，確定的加注量一致。雖然上文只是32℃下進行的加注量試驗，但是伴隨冷凝器進口風溫的升高，制冷劑充注量隨之減少；隨著蒸發器入口空氣溫度的增加，蒸發器內的制冷劑充注量也隨之減少［4］，因此在后續的降溫試驗中輕卡空調制冷劑加注量定為450g。

3.4 乘員艙溫升仿真及試驗結果分析

空調制冷系統在工作時是通過制冷劑的相變將乘員艙內的熱量帶出車外，因此在研究乘員艙降溫性能前需要對經過暴曬后的乘員艙溫升進行研究，圖6橫坐標為試驗時間，縱坐標為乘員頭部溫度，展示的是2組不同起始溫度的乘員艙溫升試驗數據。其中，7月24日試驗時的氣象條件見表8，試驗前先將乘客艙頭部降溫至30℃以下再進行頭部溫升數據的采集，正式的試驗開始時間為12︰30PM；7月27日試驗時的氣象條件見表9，在當地時間2PM開始試驗，試驗時頭部起始溫度為環境溫度，關閉門窗后對頭部溫升數據進行采集。表8、表9中的陽光入射角為陽光和水平面法線的夾角。

表8 7月24日乘員艙溫升試驗過程中部分天氣信息

表9 7月27日乘員艙溫升試驗過程中部分天氣信息

圖6 乘員頭部溫升試驗結果和仿真計算對比圖

在頭部起始溫度為28.2℃的實車溫升試驗過程中，600s后頭部溫度實測值為41.5℃，1200s后實測值為47℃，1800s時實測值為49.4℃；對相同氣象條件下的乘員艙進行仿真后得到600s后為39.6℃，1200s后仿真值為46.6℃，1800s時仿真值為50.2℃。

在頭部起始溫度為39.6℃的實車溫升試驗過程中，600s后頭部溫度實測值為48.3℃，1200s后實測值為52.4℃，1800s時實測值為55℃；對相同氣象條件下的乘員艙進行仿真后得到600s后為46.7℃，1200s后仿真值為51.6℃，1800s時仿真值為54.2℃。

實測值與仿真數據的對比分析如下。

1）在乘員艙頭部溫升試驗中，24日較低的頭部起始溫度低導致前600s的溫升曲率較大，600s后其頭部溫升的曲率與27日的相似。關閉空調后的乘員艙會在較短的時間內快速上升至一個值，后續的溫升特性由乘員艙決定。

2）太陽輻射強度在溫升試驗中起較關鍵的作用。24日的環境溫度大于27日1.5～2℃，但由于太陽輻射強度小于27日的數值，故最終乘員頭部溫升值也小于27日。客戶在實際使用車輛中，為降低頭部溫度要避免將車輛直接停置在陽光直射的地方。

3）實車試驗過程中前600s內的頭部溫度波動較大，目前還無法用軟件擬合出前600s內的乘員艙頭部溫升特性，其主要由于溫升初期室內空氣密度會產生變化，存在熱-流-固多重耦合［12］。600s時實測值與仿真值偏差在2℃以內，1200s時偏差都已經在1℃內，1800s時偏差在0.5℃內，仿真模型可以較準確地擬合出600s后的實車頭部溫升特性，可以指導空調系統對乘員艙怠速降溫特性的研究。

3.5 38℃下怠速降溫性能仿真及試驗分析

根據3.1的試驗條件及試驗方法進行怠速降溫試驗，試驗中部分氣象信息見表10，將實測的頭部降溫數據與仿真數據繪制橫坐標為時間、縱坐標為溫度的散點圖7，可以得出如下結論。

表10 38℃怠速降溫試驗時部分天氣信息

圖7 乘員頭部、出風口溫度試驗結果和仿真數據對比圖

1）在實車降溫試驗過程中，頭部起始溫度為50℃，600s后頭部溫度實測值為27℃，1200s后實測值為23℃，1800s時實測值為21.8℃。實測出風口的降溫數據為起始溫度為55℃，600s后實測值為12.5℃，1200s后實測值為10℃，1800s時實測值為9℃。

2）對相同氣象條件、車輛工作狀態的乘員艙進行瞬態仿真后得到頭部溫度數據如下：600s時頭部的仿真值為25.8℃，1200s時為23.1℃，1800s時為21.7℃。出風溫度瞬態仿真數據如下：600s時仿真值為10.8℃，1200s為8.9℃，1800s為7.5℃。

3）在怠速降溫過程中，仿真的頭部降溫數據在600s時低于實測1.2℃，1200s時高于實測0.1℃，1800s時低于實測值0.1℃；仿真的出風口降溫數據在600s時低于實測值1.7℃，1200s時低于實測值1.1℃，1800s時低于實測值1.5℃，空調系統瞬態降溫數據與實測值擬合度較高。

系統的高壓決定風扇的擋位以及壓縮機的工作負荷，將怠速降溫過程中系統高壓的仿真值與實測值繪制散點圖8，由于實車壓縮機啟動會有延遲，故實測系統壓力起始值為870kPa（A）。當開啟空調后實測壓力數據迅速上升至1430kPa（A），隨著試驗的進行系統高壓緩慢下降至1320kPa（A）。仿真的系統壓力數據顯示，在起始時高壓為1485kPa（A），當試驗結束后系統高壓降至1380kPa（A）附近，可以發現在系統高壓的變化趨勢上兩者一致，偏差僅為60kPa，可以利用仿真模型對系統壓力進行分析。

圖8 系統高壓試驗數據和仿真值對比

空調系統仿真模型對38℃下乘員艙溫升特性、怠速降溫性能的仿真值與實測值擬合度較高，初步判斷可以利用此模型對怠速降溫性能進行仿真分析。

4 仿真模型的應用

根據項目進度安排，輕卡將于7月下旬赴吐魯番地區進行高溫試驗，由于客觀條件限制先利用仿真模型計算空調系統怠速降溫性能是否滿足設計任務要求。

4.1 42℃下乘員艙溫升、降溫性能仿真計算

結合設計任務書氣象條件，在環境溫度42℃、950W／m2的輻射強度下對乘員頭部溫升進行5400s的仿真計算 （乘員艙暴曬時長為90min）。從圖9可以看出乘員頭部起始溫度為42℃，1800s后為57℃，3600s后到達60℃，5400s后頭部溫度到達62℃，前1800s頭部溫升占總溫升的75%。

圖9 42℃乘員艙溫升頭部仿真數據

經過暴曬后的乘員頭部溫度達到62℃，以此為輸入對乘員頭部降溫性能進行仿真分析。如圖10所示，在試驗開始時乘員頭部溫度為62℃，300s時降至35.5℃，600s時降至32℃，1200s時降至29℃，在1800s時乘員頭部溫度為27℃。根據瞬態降溫數據可以初步判定，此空調系統滿足設計任務的降溫性能要求，可進行高溫試驗。

圖10 42℃怠速降溫時乘員頭部仿真數據

如圖11所示，KULI還可計算出怠速降溫過程中換熱器瞬態的功率變化值。在0s時蒸發器的熱負荷為5153W，冷凝器的放熱量為6542W，在1800s時蒸發器的熱負荷為4285W，冷凝器的放熱量為5645W。這與經過暴曬后的乘員艙內飾、座椅蓄熱較多，降溫后期這部分熱量被帶出車外，空調系統中蒸發器、冷凝器負荷逐步降低相符，利用此數據加上附件消耗的功率可對系統實時COP值、空調系統油耗進行估算。

圖11 怠速降溫時換熱器瞬態功率數據

4.2 吐魯番怠速降溫數據

在吐魯番進行實車試驗時，部分天氣信息及溫度測點數據見表11。

表11 怠速降溫時部分天氣信息及溫度數據

根據3.1的試驗條件及試驗方法，90min暴曬結束后開始怠速降溫試驗 （對應表11中的0s）。0s時乘員面部溫度為56.7℃，300s時降至33.3℃，600s時降至29.9℃，1200s降至26℃，最終1800s時到達25.2℃，實車實測值與4.1節中瞬態仿真數據趨勢一致。將表11的氣象信息代入模型反向計算得到，0s出風60.8℃、面部61℃，300s出風17.1℃、面部35.5℃，600s出風16℃、面部31.9℃，1200s出風14.1℃、面部27.7℃，1800s出風12.6℃、面部26.9℃，怠速降溫過程中出風溫度、乘員面部的仿真值與實測值偏差都在2℃以內。

5 結論

1）汽車空調是將乘員艙空氣側的熱負荷通過制冷劑相變轉移出車外，因此在研究怠速降溫之前需要對制冷劑加注量、乘員艙溫升特性進行研究，在此基礎上對怠速降溫性能進行研究。

2）在制冷劑加注量仿真分析中，隨著制冷劑加注量的增加，系統高壓慢慢升高后趨于平緩，然后在到達某個加注量時系統壓力突然變大，最終的制冷劑加注量要選在突變點前。

3）在乘員艙溫升試驗中，太陽輻射強度起關鍵的作用。為降低車輛內頭部區域的溫度，要避免將車輛直接停置在陽光直射的地方。

4）經過暴曬后的乘員艙內飾、座椅蓄熱較多，在怠速降溫前期系統壓力、蒸發器／冷凝器熱負荷都較高，在降溫后期會逐漸變小。

5）相比實車試驗中采集數據的局限性，運用KULI建立的空調系統制冷模型可以對仿真試驗過程中較多的參數進行分析。