輕卡空調(diào)出風口溫度高問題的研究與分析

摘要：汽車空調(diào)的制冷效果是考量行車舒適性最基本的指標。由于商用車的駕駛室空間相對乘用車較小，密封性相對于乘用車較差，因此內(nèi)部空調(diào)溫度調(diào)節(jié)很大程度上依賴于空調(diào)出風口的溫度。以華東地區(qū)反饋的空調(diào)系統(tǒng)問題為調(diào)查對象，從空調(diào)系統(tǒng)壓力、管路密封性以及零部件布置位置等多方面進行分析，并最終解決出風口溫度高的問題。研究結(jié)論可為空調(diào)設計和服務工作者提供參考和借鑒。

關鍵詞：空調(diào)；出風口；溫度

中圖分類號：U463 收稿日期：2023-04-15

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.10.017

1 前言

從近幾年調(diào)查研究中發(fā)現(xiàn)，很多關于空調(diào)不制冷的故障，去服務站檢查時并沒有具體的故障件或者更換的故障件經(jīng)過回收復檢故障不再現(xiàn)。為了調(diào)查原因，在合肥的幾家服務站跟蹤了一個夏天，確實存在這種“無故障的故障車”。這類用戶都有一個共同的反饋，就是出風口溫度達不到預期的效果。再結(jié)合前期輕卡空調(diào)制冷效果不好的研究成果，發(fā)現(xiàn)在特別炎熱的天氣下，15 ℃的出風口溫度是一個分水嶺。

根據(jù)近幾年的調(diào)查，各品牌在近幾年，特別是夏季，空調(diào)的故障已經(jīng)高居第五，如表1所示。

空調(diào)制冷效果差有很多原因，零部件質(zhì)量問題、系統(tǒng)裝配問題、設計問題均會導致制冷差故障數(shù)的上升。筆者將從產(chǎn)品設計的角度出發(fā)，探尋其中的設計原因，并給出改進的建議。

2 現(xiàn)狀調(diào)查

空調(diào)制冷效果差的直接原因是空調(diào)出風口溫度不夠低，而造成出風口溫度不夠低的因素有很多。首先，需要了解現(xiàn)狀，在環(huán)境溫度較高的時候，其出風口溫度具體能達到多少度。隨機抽調(diào)某品牌兩臺車型，在43 ℃的環(huán)境溫度下，測量其出風口溫度，測量結(jié)果如表2所示。

由上面測量結(jié)果可以看出，空調(diào)出風口溫度在車速較低的時候在20 ℃左右，車速較高時偶爾能達到15 ℃。再和國外某品牌標桿作下對比，如表3所示，標桿車型出風口溫度在3個工況下都優(yōu)于我們，最低溫度接近10 ℃。

為達到不低于標桿的制冷效果，解決市場上出風口溫度高的問題，設定最低溫度目標為11 ℃，以期通過突破出風口最低溫度來提升整體空調(diào)性能，解決該車型制冷性能差的問題[1]。

3 空調(diào)出風口溫度高分析

3.1 空調(diào)工作原理

空調(diào)工作原理如圖1所示，整個空調(diào)制冷系統(tǒng)主要分為：壓縮機、冷凝器及風機、干燥瓶、蒸發(fā)器、膨脹閥以及管路。

a.壓縮機：空調(diào)系統(tǒng)的心臟，壓縮機的排量決定制冷量的上限。

b.冷凝器：熱交換原件，是空調(diào)系統(tǒng)的肺，將呼出的熱氣排出車外，能力越大，換熱量越多。

c.膨脹閥：空調(diào)系統(tǒng)的大腦，控制冷媒流量的核心部件。

d.蒸發(fā)器：蒸發(fā)器是空調(diào)系統(tǒng)的胃，負責將這種冷消化并輸送給鼓風機，從而吹出來。

除了零部件的影響，外部因素如駕駛室，制冷介質(zhì)也會對出風口溫度造成影響。

3.2 原因分析

空調(diào)系統(tǒng)的各個零部件猶如木桶效應，決定制冷能力上限的并不是最長的那塊板，而是最短的那塊。找到短板，并加以優(yōu)化，是改善空調(diào)制冷性能的常規(guī)思路。那么，究竟改善哪一塊短板，能最高效率實現(xiàn)制冷性能的最大化是我們關注的問題。表4所示為引起出風口溫度高的可能原因[2]。

3.2.1 壓縮機分析

抽調(diào)的樣車采用的壓縮機為當前輕卡市場主流壓縮10S13系列，排量為140.3 cm3/r，與主要競品標桿138 cm3/r（5H14系列）相當。

目前輕型貨車所用的空調(diào)壓縮機排量的計算值為120 cm3/r，按輕卡寬體駕駛室為目標，熱負荷約為4.87 kW。

VS=GthV1/（NCNV×60×10-6）

式中，VS為壓縮機容量，cm3/r；NC為壓縮機轉(zhuǎn)速，r/min；NV為壓縮機容積效率。

已知Gth=141.4 kg/h，V1=0.062 m3/kg，NC=1 800 r/min，NV取0.7，經(jīng)計算得：VS=116 cm3/r。

壓縮機排氣量以120%為設計目標，VS=116×1.2 cm3/r=139.2 cm3/r，與選取值基本相當。

搭載排量2.2國六發(fā)動機，發(fā)動機驅(qū)動輪直徑148 mm，壓縮機電磁離合器皮帶輪直徑為120 mm，速比i=148/120=1.23；斜盤式壓縮機的速比設計的要求一般為1.1～1.3，符合設計要求。速比過高會導致壓縮機工作轉(zhuǎn)速向高速偏移，影響壽命；速比過低會導致車速上來時，壓縮機制冷量不足。

3.2.2 冷凝器分析

根據(jù)輕卡寬體駕駛室的冷負荷，Q=4 870 W，一般冷凝器性能在車速20 km/h，迎面風速已經(jīng)達到5.56 m/s，性能在20 km/h以上可以得到保障。設計目標最大換熱量按怠速迎面風速2 m/s、熱負荷的150%來設定，Qk=mQ=1.5×4 870 W=7 305 W，而我們冷凝器的設計最大換熱量為7.5 kW。能滿足換熱需求。通過臺架試驗，觀察其在不同風速下的換熱量表現(xiàn)及與標桿的對比，如表5所示。

經(jīng)過理論計算和實際測量，目前冷凝器芯體的散熱能力滿足系統(tǒng)需求。

筆者提及車型冷凝器布置位置在車架縱梁前端，與縱梁有一定夾角，這種布置方法與市場主流競品和標桿一致。這種布局的好處是冷凝器前方無遮擋，汽車前進時配合冷凝器風扇利于散熱。這種布置位置，周邊無熱源干擾，具有一定的迎風能力，可以將冷凝器的換熱性能發(fā)揮出來。迎風角度越大，單位面積的有效換熱面積也越大。

根據(jù)怠速情況下只能依靠冷凝器風扇散熱的情況以及10S13壓縮機性能曲線：壓縮機在發(fā)動機怠速（800 r/min）的制冷量為2 800 W，此時冷凝器設計散熱需求為：

（2 800+2 800×0.5）×1.25 W=5 250 W。

根據(jù)表4冷凝器的性能參數(shù)表反推需要冷凝器表面風速約大于2.8 m/s。根據(jù)實驗驗證，無論發(fā)動機是否運行，冷凝器風速均大于等于3.29 m/s，滿足大于2.8 m/s的要求。

3.2.3 冷媒加注量分析

某品牌輕卡采用的是過冷式冷凝器的空調(diào)系統(tǒng)，冷媒加注量通過理論計算和試驗標定綜合而得。

計算公式為：

Ws=Vr+Vl+0.27Vc+0.22Ve+0.27Vd+0.014Vs

式中，Ws為制冷劑加注量，g；Vr為干燥器容積，cm3；Vc為冷凝器容積，cm3；Ve為蒸發(fā)器容積，cm3；Vd為壓縮機高壓側(cè)+排氣管容積，cm3；Vs為壓縮機低壓側(cè)+吸氣管容積，cm3。由此可得出折合成計算冷媒加注量為413.03 g。

冷媒加注量標定結(jié)果參考圖2。

冷媒加注量通過理論計算和實際標定而得出，適合樣車的空調(diào)系統(tǒng)，過高和過低都會造成出風口溫度上升。

3.2.4 蒸發(fā)器分析

影響蒸發(fā)器性能的主要參數(shù)如表6所示，最大換熱量和流阻滿足系統(tǒng)要求。扁管的規(guī)格、芯體布置形式及翅片參數(shù)為當今主流結(jié)構(gòu)，在商用車上屬于成熟結(jié)構(gòu)。

3.2.5 鼓風機分析

鼓風機風量的大小決定了蒸發(fā)器換熱效率的好壞，如果鼓風機風量過小，會導致冷卻后的空氣無法被及時吹離芯體表面，影響散熱。鼓風機的排量取決于蒸發(fā)器的換熱量QD及靜壓，在額定條件使用的過程中，駕駛室內(nèi)部靜壓約為100 Pa。排量公式Vae=QDV1t/Qlref-ton；其中V1t經(jīng)驗值為365，Qlref-ton=3 320 kcal/h。

最終得Vae=4 894×0.86×365/3 320 m3/h=462.7 m3/h。

同時對該鼓風機進行臺架試驗并和標桿進行對比，如表7所示。

在100 Pa的情況下，24 V和27 V的端電壓風機風量分別為519.91 m3/s和571.29 m3/s，滿足理論需求且表現(xiàn)優(yōu)于標桿。

3.2.6 膨脹閥分析

現(xiàn)有車型膨脹閥的選取根據(jù)理論計算而來：在額定條件下，蒸發(fā)器出口溫度為15 ℃，h0=407.2 kJ/kg；蒸發(fā)器進口溫度55 ℃，h1=279.3 kJ/kg；壓縮機單位制冷量為128.4 kJ/kg；額定條件壓縮機制冷量為4.8 kW。

根據(jù)公式Qox=qmx（h0-h1）K，最終算得Qox=4.64 kW，可換算為1.22 RT。

由于膨脹閥的容量在1.0～1.5 RT區(qū)間有兩種規(guī)格：1.0 RT和1.5 RT，結(jié)合標桿車型（1.5 RT）的選取情況最終選取了1.5 RT的規(guī)格。

選取1.0 RT和1.5 RT的膨脹閥進行整車搭載試驗，結(jié)果如表8所示。

在膨脹閥容量的選取上，理論計算選型結(jié)果沒有被實際試驗情況驗證，膨脹閥參數(shù)與現(xiàn)有的空調(diào)系統(tǒng)匹配出現(xiàn)問題，對前期列出的可能原因進行一一排查，最終確定了制冷能力差的主要原因為膨脹閥參數(shù)匹配不合理［3］。

4 改進措施

4.1 膨脹閥選取

當前車型使用的膨脹閥參數(shù)為1.5RT/1.5K/1.2S，標桿車型使用的膨脹閥參數(shù)為1.5 RT/1.3 K/1.2 S。考慮到給系統(tǒng)的膨脹閥容量留有一定的余量和對標車型的情況，最終選取了容量為1.5 RT的膨脹閥［4］。

膨脹閥作為一個節(jié)流原件，容量大不意味著性能就好，這要看系統(tǒng)的整體情況。大容量的膨脹閥往往控制精度較低，雖然能提升單位時間內(nèi)的冷媒流量，但是對于本身冷媒量偏少的空調(diào)系統(tǒng)，會導致膨脹閥無法充分將冷媒蒸發(fā)，進而影響蒸發(fā)系統(tǒng)的過熱度，甚至沒有過熱，最終導致制冷性能變差。對1.0 RT/1.5 K/1.2 S、1.0 RT/1.3 K/1.2 S和1.0 RT/1.7 K/1.2 S等不同參數(shù)的膨脹閥進行搭載試驗，試驗結(jié)果如圖3所示。

結(jié)合降溫速率和后期溫度維持能力，發(fā)現(xiàn)1.5 K過熱度的膨脹閥表現(xiàn)最好。最終，膨脹閥的參數(shù)定為1.0 RT/1.5 K/1.2 S。

4.2 結(jié)果驗證

隨機在生產(chǎn)線抽調(diào)該輕卡同型號車型，更換1.0 RT/1.5 K/1.2 S參數(shù)的膨脹閥，在43 ℃的環(huán)境溫度下，測量其出風口溫度，測量結(jié)果如表9所示。

通過結(jié)果發(fā)現(xiàn)，出風口最低溫度為6.9 ℃，比表1測量的結(jié)果（15.6 ℃，17.0 ℃）有明顯提升，并且優(yōu)于標桿（11.4 ℃）的表現(xiàn)，整體改進效果明顯，駕駛室出風口溫度顯著下降。

5 結(jié)語

本文充分運用了對比分析法，每個環(huán)節(jié)同主流競品進行比對并反思自己選擇的初衷；同時理論校核和試驗驗證相結(jié)合，并最終解決該問題，期望對從事空調(diào)設計和維修的人員提供一些幫助。

參考文獻：

[1]陳孟湘.汽車空調(diào)新世紀版[M].上海：上海交通大學出版社，2022.

[2]王若平.汽車空調(diào)[M].北京：機械工業(yè)出版社，2019.

［3］劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2021.

［4］羅炎旺，郭迎福，趙延明，等.汽車空調(diào)壓縮機關鍵機構(gòu)的運動學分析與仿真[J].制冷與空調(diào)，2017（1）：18-20.

作者簡介：

章志才，男，1983年生，高級工程師，研究方向為汽車電器電子、汽車線束、電器網(wǎng)絡架構(gòu)、管理等平臺產(chǎn)品規(guī)劃和開發(fā)。