高溫高濕環境下機載蒸發循環系統動態特性

朱子航，許 玉，鄭文遠，孟繁鑫，夏文慶

（1.南京航空航天大學飛行器環境控制與生命保障工業和信息化部實驗室，南京210016；2.航空機電系統綜合航空科技重點實驗室，南京211106）

隨著航空科技的快速發展，機載電子設備功率逐漸增大，傳統的空氣循環系統（ACS）愈發難以滿足制冷量需求[1-3]。對于直升機來說，當其在高溫高濕的嚴酷環境下執行飛行任務時，電子設備的散熱和成員的熱舒適將大受影響，進而對機載制冷系統的制冷量需求更為強烈[4-5]。相較于ACS，蒸發循環系統（VCS）具有COP 高、無須發動機引氣及系統緊湊等顯著優點，被認為是解決這一挑戰的有效途徑[6-7]。然而，氣候條件的變化勢必會對機載VCS的性能產生影響。因此，有必要開展高溫高濕環境下機載VCS 的動態性能研究。

Zhao等[8]利用AMEsim建立了某型飛機飛行剖面內的機載VCS，并以冷凝器出口過冷度和蒸發器出口過熱度為目標函數，對VCS 進行了系統性能仿真。Gupta等[9]對一種雙座教練機的VCS進行了模擬，系統以R134a 為制冷劑，實現了環境溫度40℃、飛行馬赫數0.4 的條件下座艙平均溫度26℃、相對濕度50%。Wen 等[10]比較了調節電子膨脹閥開度控制VCS 蒸發壓力的方法和調節蒸發器出口過熱度的控制方法。發現，在劇烈變化的環境下，改進后的控制策略可實現更穩定的調節效果，蒸發壓力保持在420±16 kPa，蒸發溫度可保持在20±2℃。Kang 等[11]以實驗為基礎，建立了ACS 和以R236fa 為制冷劑的VCS，通過改變壓縮機轉速、蒸發器空氣側流量、冷凝器空氣側流量和溫度，測量了系統的運行特性，并據此對系統進行了優化。Mancin 等[12]實驗研究了用于機載電子設備熱管理的微型VCS。其中，制冷劑為R134a，壓比為1.54～3.75，并得到系統的制冷量為37～374 W，COP為1.04～5.80。彭孝天等[13]利用AMESim 建立了直升機VCS以及座艙的模型，得到了地面與飛行狀態下VCS的制冷量和COP 的動態變化。龍海等[14]在分析機載VCS各參數耦合關系的基礎上，以集總參數法建立了壓縮機和膨脹閥的穩態模型，以移動邊界法建立了蒸發器和冷凝器的動態模型，從而得到了工質為R142b的系統模型，并通過實驗對模擬結果進行了驗證。

曹輝等[15]在Matlab/Simulink 仿真環境下，采用模塊化的建模思想，建立了機載VCS 模型，并利用穩態算法模擬了制冷劑流量變化時系統制冷量和蒸發器出口過熱度的變化。李運祥等[16]利用Matlab/Simulink對機載VCS 進行了優化，并發現蒸發壓力、冷凝壓力和壓縮機轉速是影響系統制冷量和COP的重要因素。

綜上所述，目前有關機載VCS動態性能的研究主要以系統仿真為主，且多以蒸發壓力/溫度、冷凝壓力/溫度、過冷度、過熱度、空氣側流量和溫度、壓縮機轉速等參數中的單個或多個為目標函數，分析其對系統性能的影響。但對高溫高濕環境下機載VCS 性能的研究鮮見報道，VCS在此類氣候條件下的性能尚不清楚。因此，本文基于AMESim平臺建立機載VCS仿真模型，并結合直升機典型飛行剖面，對VCS 進行動態仿真，揭示極端溫度和濕度條件的影響，為高溫高濕環境下飛行剖面內機載VCS的優化設計提供參考。

1 系統仿真

1.1 仿真模型

本文基于AMESim 構建的機載VCS 仿真模型如圖1 所示。主要包括蒸發器、冷凝器、壓縮機、膨脹閥以及飛機座艙等部件。制冷劑為R134a。座艙模型由擋風玻璃、外蒙皮和地板3 部分構成，并綜合考慮導熱、對流換熱和輻射換熱的影響。通過比例積分（PI）控制方法對壓縮機轉速進行控制，從而實現座艙溫度調節的動態仿真。

圖1 機載VCS仿真模型Fig.1 Simulation model of airborne VCS

1.2 參數設置

機載VCS 涉及的參數眾多，主要參數設置如表1所示。冷凝器與環境空氣進行換熱。座艙回風與環境空氣按照9 ∶1 的比例混合后再與蒸發器進行換熱，從而保證座艙一定的新風量。制冷劑初始溫度為20℃。座艙空氣以及外部結構初始溫度與環境溫度一致。

蒸發器和冷凝器均采用鋁制微通道換熱器。制冷劑側微通道截面為矩形，翅片截面為弧形，詳細參數列于表2。蒸發器制冷劑側水力直徑為2.8 mm，冷凝器制冷劑側水力直徑為2.0 mm，具體構型見圖2。制冷劑側的兩相流壓降采用Müller-Steinhagen[17]關聯式計算，流動沸騰和冷凝傳熱系數則分別采用Shah[18]和Steiner[19]關聯式計算。

表1 系統主要參數Tab.1 Key parameters of the system

表2 蒸發器和冷凝器主要參數Tab.2 Key parameters of the heat exchanger

圖2 微通道換熱器流道構型Fig.2 Channel configuration of the microchannel heat exchanger

1.3 飛行剖面

根據直升機的典型飛行狀態，建立圖3 所示的飛行高度H 和飛行速度v 剖面，環境大氣采用ISA-1976標準[20]。由圖3 可知，0～200 s 為地面待飛階段，此時H=0 m ，v=0 km/h ；200～600 s 為爬升階段I，此時H=0～1 000 m ，v=0～120 km/h ；600～800 s 為巡航階段I，此時H=1000 m，v=120 km/h；800～1 000 s 為爬升階段II，此時H=1 000～2 000 m，v=120～220 km/h；1 000～1 300 s 為 巡 航 階 段II，此 時 H=2000 m ，v=220 km/h ；1 300～1 700 s 為 下 降 階 段，此 時H=2 000～0 m，v=220～0 km/h；1 700～1 900 s 為地面停車階段，此時H=0 m，v=0 km/h。

圖3 飛行剖面Fig.3 Flight profile

基于上述飛行剖面，對高溫高濕環境下機載VCS模型進行仿真，以座艙設定溫度和環境溫度為變量，通過PI方法控制壓縮機轉速，實現座艙溫度的調節需求。

由上可見，本文與彭孝天等[13]所建模型差別顯著：本文研究重點為極端溫度和濕度對機載VCS 動態特性的影響；本文通過PI 控制方法實現座艙溫度的調節；本文飛機剖面包含H 和v，系統特性變化更復雜；本文座艙模型含有新風系統，更符合直升機座艙真實情況。

Let Eqs. (6) – (5), finally we get the output resistance:

2 仿真結果

2.1 高溫環境

在地面環境溫度T0為35℃、40℃、45℃、50℃和55℃、相對濕度RH 為40%、座艙設定溫度Tcab-set為28℃的條件下，對極端熱濕環境下VCS 性能進行仿真。

圖4展示了壓縮機轉速Ncomp隨時間t 的動態變化趨勢。從圖中可以看出，總體上，T0越高，Ncomp越大。對于任一T0，在座艙溫度Tcab未達到設定溫度之前，壓縮機均以最大轉速3 300 r/min 工作；當Tcab=28℃時，Ncomp迅速下降；巡航階段II期間Ncomp基本不變；下降階段Ncomp呈先升后降的趨勢。需要說明的是，下降階段的變化是由于飛行速度和環境溫度的耦合作用所致，該階段飛行速度的下降減小了座艙熱負荷，而環境溫度的升高增加了座艙熱負荷。

此外，在下降階段，不同T0下Ncomp的峰值和出現時間差別顯著，T0從35℃遞增至55℃時，Ncomp分別在1 682 s、1 654 s、1 613 s、1 580 s 和1 552 s 達到峰值900 r/min 、1 126 r/min 、1 459 r/min 、1 866 r/min和2 250 r/min，表明T0越大，Ncomp峰值出現得越早。

圖4 壓縮機轉速動態變化Fig.4 Dynamic change of compressor rotation speed

圖5 展示了座艙實際溫度隨t 的動態變化趨勢。由圖可知，T0越高，座艙達到設定值（Tcab-set=28℃）所需要的時間越長。具體為：在T0從35℃遞增至55℃時，座艙達到Tcab-set所需要的時間分別為45 s、99 s、185 s、317 s 和494 s。

圖5 座艙實際溫度動態變化Fig.5 Dynamic change of actual cabin temperature

圖6、7展示了系統制冷量Q 和COP隨t 的動態變化趨勢。由圖可見，總體上，T0越高，不同飛行階段的Q 越大，COP 越小。例如，t=1 200 s 時，T0從35℃遞增至55℃，所對應的Q 分別為2.59 kW 、3.60 kW 、4.72 kW、6.06 kW 和7.60 kW，所對應的COP 分別為7.52、5.24、3.85、2.87和2.23。對于任一T0，系統啟動后，Q 持續下降至爬升階段II結束。巡航階段II，Q 保持不變。下降階段，Q 先增加后降低，趨勢與Ncomp的一致。例如，T0從35℃遞增至55℃時，Q 分別在1 679 s 、1 638 s 、1 608 s 、1 560 s 和1 527 s 達到該階段峰值4.16 kW、4.83 kW、5.82 kW、6.94 kW 和8.18 kW。Q 峰值出現時間相較Ncomp略有滯后。在地面停車階段，Q 逐漸趨于穩定。

對于任一T0，系統啟動后，COP 迅速下降。當Tcab=Tcab-set時，Ncomp迅速下降，COP 顯著上升直至爬升階段II 結束。在巡航階段II，COP 保持穩定。在下降階段，COP 持續降低，并在地面停車階段逐漸趨于穩定。

圖6 制冷量動態變化Fig.6 Dynamic change of refrigerating capacity

圖7 COP動態變化Fig.7 Dynamic change of COP

2.2 高濕環境

保持系統部件參數和飛行剖面不變，改變環境濕度，對系統性能進行仿真，此時Tcab=45℃，Tcab-set=28℃，RH分別為15%、40%、65%和90%。

圖8 展示了不同濕度時Ncomp隨t 的動態變化趨勢。由圖可見，總體上，RH 越大，Ncomp越大。對于任一RH，Ncomp的變化趨勢則與前述任一T0下其變化趨勢類似。不同的是下降階段，RH 從15%遞增至90%時，Ncomp分別在1 564 s、1 613 s、1 647 s 和1 661 s 達到峰值，表明RH越大，峰值出現得越晚。

圖8 不同環境濕度下壓縮機轉速動態變化Fig.8 Dynamic change of compressor rotation speed under different ambient humidity

圖9 不同環境濕度下座艙實際溫度動態變化Fig.9 Dynamic change of actual cabin temperature under different ambient humidity

圖10 和11 展示了不同RH 下Q 和COP 隨t 的動態變化趨勢。總的來說，RH 越高，不同飛行階段的Q越大，COP越小。例如，t=1 200 s 時，RH從15%遞增至90% ，所對應的Q 依次為4.47 kW 、4.72 kW 、5.57 kW 以及6.42 kW ，所對應的COP 依次為3.90、3.85、3.58 以及3.35。對于任一RH，Q 和COP 的變化趨勢則與前述任一T0下的變化趨勢一致。

圖10 不同環境濕度下制冷量動態變化Fig.10 Dynamic change of refrigerating capacity under different ambient humidity

圖11 不同環境濕度下COP動態變化Fig.11 Dynamic change of COP under different ambient humidity

圖12、13展示了不同RH下，座艙內蒸發器的壓力損失Δpevap-r（制冷劑側）和換熱效率ηevap隨t 的動態變化趨勢。

從圖12、13 中可看出，RH 越大，不同飛行階段的Δpevap-r越大，ηevap越小。例如，t=1 900 s 時，RH 從15%遞增至90%，所對應的Δpevap-r分別為9.60 kW、15.54 kW 、25.33 kW 和38.19 kW ，ηevap分 別 為0.498 3、0.498 1、0.483 8 和0.477 2。

對于任一RH，系統啟動后，Δpevap-r持續下降至爬升階段II 結束，而ηevap從地面待飛階段開始上升，直到Ncomp下降后才隨之下降至爬升階段II 結束。巡航階段II，Δpevap-r和ηevap基本不變。下降階段，Δpevap-r和ηevap先增后降，與系統變化趨勢一致。地面停車階段，Δpevap-r和ηevap趨于穩定。

圖12 不同環境濕度下蒸發器壓降動態變化Fig.12 Dynamic change of evaporator pressure drop under different ambient humidity

圖13 不同環境濕度下蒸發器換熱效率動態變化Fig.13 Dynamic change of evaporator heat transfer efficiency under different ambient humidity

3 結論

本文基于AMESim平臺建立機載VCS仿真模型，并結合直升機飛行剖面，通過PI控制方法對壓縮機轉速進行控制，實現對VCS性能的動態仿真。主要結論如下：

1）環境溫度和濕度對系統性能的影響顯著。環境溫度或濕度越高，系統制冷量越大，COP越小，同時座艙達到設定溫度所需時間越長。

2）環境濕度對蒸發器性能的影響顯著。環境濕度越大，蒸發器的制冷劑側壓力損失越高，換熱效率越低。

3）飛行剖面對系統性能的影響較大。主要是因為飛行高度和速度變化，會引起空氣物性（溫度、濕度、密度、壓力）和座艙熱載荷等聯動變化。在地面待飛階段和爬升階段I，由于座艙初始熱負荷較高以及壓縮機的調節作用，各特性變化較劇烈；在巡航階段I和巡航階段II，各性能變化均較小；在爬升階段II，制冷量明顯下降、COP 增加、蒸發器換熱效率和制冷劑側壓降均下降；在下降階段，除COP持續下降外，其他參數由于飛行速度和環境溫度對座艙熱負荷的耦合作用先升后降，飛行階段內存在明顯的峰值；在地面停車階段，各參數均趨于穩定。