R1234yf 新能源汽車熱泵空調系統實驗研究*

王 偉， 張建凱， 王 丹， 張藝倫

（中汽研（天津） 汽車工程研究院有限公司， 天津 300300）

R134a由于其良好的熱力學性質和安全性，自作為車載制冷劑替代R12以來已經廣泛應用于汽車空調系統。雖然其臭氧消耗潛能值（ODP） 為0，但其全球變暖潛能值（GWP）為1430，在當前常用制冷劑中，其GWP處于較高水平。目前全球碳排放在不斷增加，溫室效應加速積累，全球變暖日益嚴重。隨著人們環保意識提高，高GWP制冷劑的使用開始逐漸受到限制。歐盟F-Gas法案規定從2011年1月起生產的新車型不能使用GWP高于150的制冷劑，到2017年所有生產的車型都要服從該法案［1］。中國在接受《〈蒙特利爾議定書〉基加利修正案》后，將于2024年凍結HFCs生產和消費。隨著R134a的限制生產和使用，尋求R134a的替代制冷劑至關緊要。新型制冷劑R1234yf，由于其GWP僅為4，并且ODP也為0，與R134a相似的熱物理性能，有望成為R134a理想的替代制冷劑之一。

目前國內外學者已經對R1234yf熱物理性能和應用進行了相應研究，并開展了對R134a的替代性研究。有研究表明，通過控制不同的冷凝溫度和蒸發溫度，R1234yf的制冷量比R134a低9%，同時COP降低了7%，使用內部熱交換器可降低COP的差異［2］。Sethi等在兩個典型室外環境溫度下對R1234yf系統和R134a系統制冷工況進行對比實驗研究，在對制冷系統稍加修改后，R1234yf制冷劑的性能和R134a相當［3］。Wang等總結了R1234yf與R134a的系統性能，R1234yf的冷凝器性能明顯低于R134a，通過添加回熱器、噴射器、膨脹器或調整熱力膨脹閥等措施，可以改善R1234yf的系統性能［4］。Yohan Lee等在配備了開式壓縮機的汽車空調實驗臺上進行了制冷和熱泵實驗，測試結果表明，R1234yf的性能系數和能力分別比R134a低2.7%和4.0%，R1234yf壓縮機排氣溫度比R134a低10%［5］。趙宇等在R134a汽車空調系統中替代為R1234yf進行實驗研究，在不同制冷工況下R1234yf系統的COP和能力均低于R134a系統，R1234yf在現有的R134a空調系統中直接替代應用是可行的［6］。孟照峰等對R1234yf與R134a混合物的制冷性能進行實驗研究，混合物的制冷量與R134a接近，COP略低于R134a系統，平均排氣溫度降低10℃［7］。劉雨聲等補氣增焓技術應用在R1234yf熱泵系統中，使其制熱量和能效比可以提高到與R134a基本持平［8］。

在以上研究的基礎上，為進一步探究R1234yf與R134a在新能源汽車熱泵空調系統中制冷和制熱性能差異，驗證R1234yf替代R134a的可行性，本文搭建了汽車熱泵空調系統實驗臺架，從制冷和制熱兩方面開展實驗研究。

1 實驗設備與原理

1.1 測試設備

實驗測試在汽車空調焓差實驗室中進行。如圖1所示，整套汽車空調系統臺架參照在車內實際布置方式在A室和B室中搭建。A室提供車外環境工況，將冷凝器、壓縮機、氣液分離器等關鍵部件布置在A室。B室提供乘員艙內環境工況，將空調箱等關鍵部件布置在B室。在該空調系統的壓縮機、內部冷凝器、蒸發器熱力膨脹閥、外部換熱器、電子膨脹閥的進口、出口位置均布置溫度和壓力傳感器，用于測量其溫度和壓力，在回路中安裝流量傳感器，得出各測點的焓值并計算各部件和系統的能力。空調系統中換熱器進風側的溫度和濕度分別由A室和B室來控制，出風側的溫度和濕度分別由A室風洞和B室風洞進行測量，換熱器的風量由風洞內外的壓差來控制。通過測量換熱器進、出風側的溫度、濕度和風量來計算各換熱器風側換熱能力。

圖1 空調系統臺架測試原理圖

該空調系統采用電動壓縮機，換熱器均為微通道平行流換熱器，主要參數如表1所示。為方便對比研究R134a與R1234yf的制冷和制熱性能，制冷劑充注量統一為980g，保證分別充注兩種制冷劑的情況下，空調系統運行時膨脹閥前都有一定的過冷度。

表1 空調系統主要結構參數

1.2 系統原理

該汽車空調系統臺架可分別進行制冷和制熱兩種運行模式，模式切換由電磁閥1、電子膨脹閥、電磁閥2和電磁閥3來控制。在制冷模式下，電子膨脹閥和電磁閥2關閉、電磁閥1和電磁閥3打開，內部冷凝器的風門關閉，蒸發器風門打開，外部換熱器作為冷凝器。壓縮機出口的高溫高壓制冷劑經過內部冷凝器時不與空氣換熱而直接經過電磁閥1進入外部換熱器，在外部換熱器流過第3個流程后經過電磁閥3再返回流經第4個流程，最后經過熱力膨脹閥、內部蒸發器，再流入壓縮機進口。

在制熱模式下，電子膨脹閥和電磁閥2打開、電磁閥1和電磁閥3關閉，內部冷凝器的風門打開，內部蒸發器風門關閉，外部換熱器作為蒸發器。制冷劑從壓縮機出口經過內部冷凝器冷凝，經過電子膨脹閥節流進入外部換熱器，再經電磁閥2進入壓縮機入口。

1.3 實驗工況

參考QC/T 657—2000《汽車空調制冷裝置實驗方法》，并結合汽車空調實際使用場景，制定制冷工況如表2所示，制定制熱工況如表3所示。制冷工況1～4用于測試冷凝器風速和壓縮機轉速對系統的影響，工況5～8用于測試蒸發器風量和壓縮機轉速對系統的影響。制熱工況1～4和5～8分別用于測試環溫較高和較低的冬季低溫條件下，熱泵系統初始啟動和運行一段時間后的內部冷凝器進風溫度和壓縮機轉速對系統能力的影響。

運行上述工況，待各測試參數穩定15min后開始記錄數據，記錄5min的實驗數據取平均值作為最終實驗結果。基于實驗結果，從制冷工況和制熱工況兩方面對R134a系統和R1234yf系統進行對比分析。

2 制冷工況結果與分析

2.1 制冷量分析

各工況下R134a和R1234yf空調系統的制冷量如圖2所示。對比1～4工況，隨著壓縮機轉速和外部換熱器風速增加，系統的制冷量均隨之增加，但增幅逐漸減小。這表明隨著壓縮機轉速和外部換熱器風速增加，其與蒸發器側的風量逐漸接近最佳匹配值，制冷量增幅較大。后續再單一增加轉速和風速，對制冷量提高的增益很小。對比5～8工況，也可看出相同的變化趨勢。同時可看出，除了工況6，其他工況下采用R134a系統的制冷量均高于R1234yf系統，制冷量平均差值為1.58%，最大差值為4.07%。

圖3為各工況下R134a系統和R1234yf系統的質量流量對比。對比1～4或5～8工況，隨著壓縮機轉速增加，制冷劑質量流量隨之增大。到達高轉速后，質量流量的增加量隨轉速增大而減小。對比所有工況下的制冷劑質量流量，采用R1234yf系統的質量流量均大于R134a系統，R1234yf系統平均比R134a系統高19.46%，最大差值為24.72%。這是因為R1234yf的氣相密度高，在相同的壓縮機排量和轉速下，R1234yf的的質量流量會更高。綜合圖2和圖3可看出在同一工況下，R1234yf系統的制冷量略低于R134a系統，而質量流量高于R134a系統，即R1234yf系統的單位質量制冷量低于R134a系統。這是由于兩種制冷劑的物性差別導致的。R1234yf比R134a的氣化潛熱較小，產生相同的制冷量，R1234yf系統需要更高的制冷劑質量流量。同時R1234yf的蒸發換熱效率要低于R134a，也會導致R1234yf系統蒸發器側的制冷量減小。

圖2 各制冷工況下制冷量對比

2.2 COP分析

圖4為各制冷工況下R134a系統和R1234yf系統COP。隨著壓縮機轉速增大，COP逐漸減小。這是因為壓縮機轉速增大會導致壓縮機吸、排氣溫差的增大，使得系統的冷凝溫度和蒸發溫度差值增大，從而使得系統的COP減小。同時，各工況下R1234yf系統的COP均低于R134a系統。通過對比R134a系統和R1234yf系統的COP差值，可看出在低轉速下，兩種制冷劑的COP差值很小，隨著轉速增加，COP差值逐漸增大，最大可達到7.99%。這是由于轉速越高，R1234yf系統的流量比R134a系統越大導致的。在高轉速下，R1234yf系統和R134a系統的制冷量相差較小，但R1234yf系統的流量比R134a系統增加較大，對應的壓縮機功率也增加較大，所以導致轉速越高，R1234yf系統的COP就越低于R134a系統。

圖3 各制冷工況下質量流量對比

圖4 各制冷工況下COP對比

2.3 排氣溫度對比

壓縮機的排氣溫度會影響到整個空調系統運行的穩定性和經濟性。較高的排氣溫度會導致壓縮機潤滑油溫度升高，降低黏度，使得壓縮機內運動金屬部件如軸承、渦旋盤等磨損嚴重。如果排氣溫度過高，則會直接導致潤滑油碳化，壓縮機內運動部件不能得到有效潤滑和冷卻，會嚴重影響壓縮機的使用壽命。同時，過高的排氣溫度會降低壓縮機的容積效率，減少制冷劑的體積流量，使得系統制冷量降低，并且增加壓縮機的功耗，導致空調系統COP降低。圖5為各制冷工況下R134a系統和R1234yf系統壓縮機排氣溫度對比。可直觀看出在大部分工況下，R1234yf系統的壓縮機排氣溫度低于R134a系統，差值在4.6～9.4℃之間，平均差值在6.7℃。這表明采用R1234yf的系統比R134a系統更有利于降低排氣溫度，提高了壓縮機運行穩定性。

圖5 各制冷工況下壓縮機排氣溫度對比

2.4 冷凝器換熱分析

冷凝器的換熱效率是關系到空調系統的制冷量和COP的關鍵因素之一，同時較高的換熱效率可顯著降低壓縮機的排氣溫度和壓力，提高空調系統運行的可靠性。圖6為各工況下R134a系統和R1234yf系統冷凝器換熱量對比。隨著壓縮機轉速以及冷凝器或蒸發器風量增大，系統的換熱量逐漸增加。同時在大部分工況下，R1234yf系統的冷凝器換熱量略高于R134a系統。結合圖3中R134a和R1234yf系統質量流量對比可看出，R1234yf系統的制冷劑質量流量明顯高于R134a系統。這說明對比R134a系統，R1234yf系統中較高的質量流量彌補了在冷凝過程中R1234yf相對較小的汽化潛熱。同樣也能看出在冷凝器中，R134a系統單位質量制冷劑的換熱效果是優于R1234yf系統的。

圖6 各制冷工況下冷凝器換熱量對比

3 制熱工況結果與分析

3.1 制熱量分析

各制熱工況下R134a系統和R1234yf系統制熱量如圖7所示。可看出R134a系統和R1234yf系統制熱量相差很小，表明R1234yf在低溫條件下的制熱能力與R134a相當。隨著壓縮機轉速增加，制熱量均顯著提高。分別對比1、3工況和2、4工況，可看出在其他條件不變的情況下，提高內部冷凝器進風溫度，R134a系統和R1234yf系統制熱量均會降低。這是因為單一提高內部冷凝器進風溫度，會導致內部冷凝器制冷劑側與進風側的換熱溫差減小，降低換熱量，使內部冷凝器制熱量減小。對比工況2和5，外部換熱器和內部冷凝器的進風溫度差值均為0，工況5在-10℃的環境溫度下，即使外部換熱器的風量從工況2的1.5m/s提高到4.5m/s，與工況2相比，R1234yf系統和R134a系統制熱量分別降低了22.78%和25.19%，R134a系統的制熱量衰減要更嚴重些。這是由于外部換熱器進風溫度降低，導致壓縮機進口的制冷劑溫度也隨之降低，進氣比容增大，對于定排量壓縮機轉速不變時，整個系統的制冷劑質量流量也隨之減小。雖然在低溫低壓條件下，制冷劑的蒸發潛熱增大，但不足以抵消質量流量降低對系統制熱量的影響，所以其制熱量衰減嚴重。

圖7 各制熱工況下制熱量對比

3.2 制熱COP分析

各制熱工況下R134a系統和R1234yf系統COP對比如圖8所示。相同工況下，R134a系統的制熱COP均高于R1234yf系統。從圖7可知，兩種制冷劑系統的制熱量相差很小，R1234yf系統制熱COP低的原因主要是其壓縮機功率高。圖9為各制熱工況下兩種制冷劑系統的壓縮機功率和質量流量。可看出R1234yf系統的質量流量均高于R134a，平均差值在21.5%。較高質量流量導致壓縮機功率增大，所以R1234yf系統的COP要低于R134a系統。對比工況2和5，工況5在更低的環境溫度下，雖然制熱量低于工況2，但由于在低溫下壓縮機進氣口處制冷劑較高的比容，使得系統體積流量降低，導致壓縮機功耗顯著降低，所以工況5的COP要高于工況2。

圖8 各制熱工況下COP對比

圖9 各制熱工況下壓縮機功率和流量對比

3.3 制熱排氣溫度分析

制熱工況下R134a系統和R1234yf系統壓縮機排氣溫度對比如圖10所示。在轉速較低時，排氣溫度相差不大，隨著轉速升高，R134a系統的排氣溫度要顯著高于R1234yf系統。這是因為在較高的冷凝溫度下，R134a 的飽和壓力高于R1234yf，而在較低的蒸發溫度下，R134a的飽和壓力低于R1234yf，所以R134a系統的吸排氣壓比高于R1234yf系統。同時R1234yf的絕熱系數低于R134a，綜合以上原因導致R134a系統的排氣溫度要高于R1234yf系統。

圖10 各制熱工況下壓縮機排氣溫度對比

4 結論

本文將R1234yf直接替換應用到R134a新能源熱泵空調系統實驗臺架中，對比研究了R1234yf系統和R134a系統在不同制冷和熱泵工況下的性能差異。得出如下結論。

1） 制冷工況下，R1234yf系統的制冷量和COP均低于R134a系統，隨著轉速提高，COP的差距逐漸增大。對比冷凝器中換熱量和蒸發器中制冷量，R1234yf系統較高的質量流量彌補了其較低的汽化潛熱。

2） 制熱工況下，R1234yf系統的制熱量與R134a系統相當，COP低于R134a系統，質量流量和壓縮機功耗大是COP較低的直接原因。在低溫工況下，由于吸氣比容增大，質量流量降低，兩系統的制熱量衰減均比較嚴重。

3） 在制冷和制熱工況下，R1234yf排氣溫度均低于R134a系統，有利于系統的穩定運行。