張瑩瑩，曹祥，張春路*，唐繼旭

（1-同濟(jì)大學(xué)機(jī)械與能源工程學(xué)院，上海 201804；2-上海航天智慧能源技術(shù)有限公司，上海 201112）

0 引言

近年來，隨著汽車行業(yè)的不斷發(fā)展，人們對于車輛空調(diào)的要求也越來越高，除了要滿足駕乘人員對舒適性的要求，還要關(guān)注車輛空調(diào)的經(jīng)濟(jì)性和環(huán)保性[1-2]。然而，除了新能源電動(dòng)汽車領(lǐng)域之外，大多數(shù)的車輛空調(diào)發(fā)展比較落后，尤其體現(xiàn)在大型工程機(jī)械車輛領(lǐng)域，較為典型的是吊車空調(diào)，其舒適性和經(jīng)濟(jì)性方面都無法滿足人們的需求。目前吊車空調(diào)系統(tǒng)主要在系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式和制冷劑使用兩大方面存在缺陷，導(dǎo)致整個(gè)空調(diào)系統(tǒng)能效很低且成本極高[3]。同時(shí)，由于吊車工作環(huán)境具有其特殊性[4]，國內(nèi)外學(xué)者提出的新型車用制冷劑[5-9]也難以應(yīng)用。在系統(tǒng)結(jié)構(gòu)方面，也僅僅集中在部件選型及設(shè)計(jì)等減震處理上[10]，難以從根本上提高工程車輛空調(diào)系統(tǒng)的穩(wěn)定性和能效。

針對現(xiàn)有吊車空調(diào)系統(tǒng)存在的問題，本文采用數(shù)值模擬方法對其在制冷劑使用和結(jié)構(gòu)形式兩方面進(jìn)行改進(jìn)分析，并推薦一種適合于吊車的空調(diào)系統(tǒng)方案。

1 現(xiàn)有系統(tǒng)方案分析

1.1系統(tǒng)原理

現(xiàn)有吊車空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示，制冷劑為R134a，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)為分體式，分為3個(gè)模塊，壓縮機(jī)位于車身發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)，由車輛發(fā)動(dòng)機(jī)通過皮帶輪帶動(dòng)，其轉(zhuǎn)速較低[11]。蒸發(fā)器位于駕駛艙內(nèi)部，冷凝器位于駕駛艙外側(cè)，各部件之間連接管路很長[12]。

圖1 現(xiàn)有吊車空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

1.2 模型與評價(jià)指標(biāo)

1.2.1 仿真模型

本系統(tǒng)各部件仿真所用數(shù)學(xué)模型信息如下。

1）壓縮機(jī)模型

壓縮機(jī)采用效率模型。等熵效率采用壓比的關(guān)聯(lián)式，從而可以得到排氣溫度和壓縮機(jī)功耗。

式中，ηs為壓縮機(jī)等熵效率；PR為壓比；Ws為等熵壓縮功，kW；W為壓縮機(jī)的實(shí)際功耗，kW。

2）換熱器模型

蒸發(fā)器和冷凝器為采用翅片管換熱器的分布參數(shù)模型。將翅片管換熱器分為微元模型、換熱管模型、流路模型和翅片管換熱器模型4個(gè)層次（圖2）。仿真計(jì)算時(shí)，從微元模型開始，依次迭代計(jì)算至下一個(gè)模型，直至完成整個(gè)換熱器模型的計(jì)算。圖3所示為換熱器一維模型換熱微元，建立如下基本方程組。

圖2 翅片管換熱器模型結(jié)構(gòu)[13]

圖3 換熱器一維模型換熱微元[13]

空氣側(cè)能量方程：

制冷劑側(cè)能量方程：

兩側(cè)能量平衡方程：

微元換熱方程：

管壁長度：

制冷劑側(cè)壓降：

空氣側(cè)壓降：

換熱管模型的換熱量、制冷劑壓降分別為其各微元的換熱量、壓降之和，流路模型的換熱量、制冷量壓降為其包含的各換熱管的換熱量、制冷劑壓降之和，最后根據(jù)絕熱混合假設(shè)可計(jì)算出翅片管換熱器的制冷劑出口焓，見式(10)。

式中，Q為換熱量，W；h為焓值，kJ/kg；T為溫度，K；m為質(zhì)量流量，kg/s；v為比容m3/kg；L為微元計(jì)算長度，m；Ai、Ao、Ac分別為制冷劑側(cè)換熱面積、空氣側(cè)總表面積、空氣流通截面積，m2；σ為最小流通面積與迎風(fēng)面積之比；Gc為定義在Ac上的空氣質(zhì)量通量，kg/s；下標(biāo)a代表空氣側(cè)，下標(biāo)r代表制冷劑側(cè)，i代表管內(nèi)，in和out分別代表進(jìn)口和出口。

平均溫差ΔTm按對數(shù)平均溫差計(jì)算，U為基于制冷劑側(cè)換熱面積的總換熱系數(shù)：

式中，ai、ao分別為制冷劑側(cè)和空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；Rw為管壁（含翅片）熱阻，(m2·K)/W；Ai/Ao為換熱器管內(nèi)外換熱面積之比。

3）節(jié)流元件模型

本文電子膨脹閥采用經(jīng)驗(yàn)關(guān)聯(lián)式模型。在流動(dòng)未壅塞時(shí)，采用式(12)進(jìn)行計(jì)算：

在流動(dòng)發(fā)生壅塞時(shí)，采用式(13)進(jìn)行計(jì)算：

式中，m為制冷劑的質(zhì)量流量，kg/s；Cd,1為未發(fā)生壅塞時(shí)的流量系數(shù)；Cd,2為發(fā)生壅塞時(shí)的流量系數(shù)；Ath為喉口流動(dòng)面積，m2；ρL為制冷劑密度，kg/m3；pin為進(jìn)口壓力，Pa；pth為壅塞壓力，Pa。

4）風(fēng)機(jī)模型

室內(nèi)外風(fēng)機(jī)采用效率模型。風(fēng)機(jī)功耗影響系統(tǒng)總能耗和能效，對氣流產(chǎn)生輕微的加熱作用，應(yīng)該滿足如下關(guān)系式。

能量方程：

連續(xù)性方程：

動(dòng)量方程：

式中，ma,1和ma,2分別為風(fēng)機(jī)進(jìn)出口空氣質(zhì)量流量，kg/s；h1和h2分別是風(fēng)機(jī)進(jìn)出口空氣焓值，kJ/kg；p1和p2分別是風(fēng)機(jī)進(jìn)出口空氣靜壓，kPa；v1是風(fēng)機(jī)進(jìn)口空氣比容，m3/kg；W和Q分別是輸入電功率和散熱量，W；KFH是輸入電功率中加熱空氣的部分比例；η是風(fēng)機(jī)效率。

1.2.2 評價(jià)指標(biāo)

本文采用以下評價(jià)指標(biāo)對吊車空調(diào)系統(tǒng)性能進(jìn)行評價(jià)。

1）單位容積制冷量qv

單位容積制冷量指壓縮機(jī)每吸入1 m3制冷劑蒸氣所產(chǎn)生的制冷量，主要與制冷工質(zhì)的熱力學(xué)性質(zhì)和制冷工況有關(guān)，計(jì)算如式(17)所示：

式中，q0為單位質(zhì)量制冷量，kJ/kg，可由蒸發(fā)器進(jìn)出口制冷劑的焓差值hout-hin來表示，kJ/kg；1v為壓縮機(jī)吸氣比容，m3/kg。

2）壓縮機(jī)排量V

壓縮機(jī)排量指空調(diào)壓縮機(jī)每轉(zhuǎn)一圈排出氣體體積，cm3/r。對于定頻壓縮機(jī)來說，相同制冷量下，單位容積制冷量越小，所需壓縮機(jī)排量越大。

3）單位壓降飽和溫降dT/dp

制冷劑在管路中流動(dòng)總是有阻力的，尤以吸氣管阻力為甚。所以壓縮機(jī)的吸氣壓力總低于制冷劑在蒸發(fā)器中的蒸發(fā)壓力，在制冷系統(tǒng)中，阻力的大小是用由阻力壓降致使制冷劑的飽和溫度下降的度數(shù)dT/dp來表示，該值越大，系統(tǒng)的制冷量和制冷系數(shù)降低得越多。

式中，Δp為吸氣管路壓降，kPa；ΔT為吸氣管路飽和溫降，℃。

4）系統(tǒng)能力Q

空調(diào)系統(tǒng)的能力指單位時(shí)間內(nèi)空調(diào)器產(chǎn)生的制冷量Qc或者制熱量Qh，能力越大，所帶來的效果越明顯。

式中，qm為制冷劑質(zhì)量流量, kg；(h1-h2)為制冷劑進(jìn)出蒸發(fā)器的比焓差，kJ/kg；(h3-h4)為制冷劑進(jìn)出冷凝器的比焓差，kJ/kg。

5）整機(jī)功耗W

吊車空調(diào)系統(tǒng)的整機(jī)功耗分為壓縮機(jī)功耗和風(fēng)機(jī)功耗兩部分，該值大小主要與功耗部件效率有關(guān)，相同制冷/制熱能力下，該值越小越好。

式中，Wcomp、Wevap，fan、Wcond，fan分別為壓縮機(jī)功耗、蒸發(fā)風(fēng)機(jī)功耗以及冷凝風(fēng)機(jī)功耗，W。

6）性能系數(shù)

性能系數(shù)（Coefficient of Performance，COP）是指單位功耗所能獲得的能量，性能系數(shù)越大，表示制冷系統(tǒng)能源利用效率高，制熱COPh和制冷COP分別為：

1.3 結(jié)果分析

根據(jù)選取的實(shí)際吊車空調(diào)系統(tǒng)制冷劑和結(jié)構(gòu)特性，本文進(jìn)行建模計(jì)算時(shí)，制冷劑選取R134a，吸排氣管長度取10 m，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速取1 500 r/min。額定制冷工況下該系統(tǒng)性能如表1所示。

表1 額定制冷工況下現(xiàn)有系統(tǒng)性能

從上述計(jì)算結(jié)果可知，該系統(tǒng)性能極差，額定制冷工況下的COP僅為2.25，所需壓縮機(jī)排量高達(dá)74 cm3/r，這主要是制冷劑選取以及系統(tǒng)結(jié)構(gòu)不合理造成的。該空調(diào)系統(tǒng)以R134a為制冷劑，R134a單位容積制冷量小，同樣制冷量工況下，需要更大體積流量的制冷劑，說明同樣粗細(xì)的連接管，其系統(tǒng)壓降損失越大[15-16]。在相同的壓降下，R134a飽和溫降大，這種特性導(dǎo)致系統(tǒng)性能的嚴(yán)重衰減。說明對于吊車空調(diào)系統(tǒng)而言，不適合用制冷劑R134a；其次，不適合用長連管的分體式結(jié)構(gòu)形式。因此，改進(jìn)現(xiàn)有系統(tǒng)的制冷劑和結(jié)構(gòu)形式可以獲得較高的能效提升。

2 系統(tǒng)改進(jìn)分析

2.1 不同制冷劑

為了研究制冷劑改進(jìn)對系統(tǒng)性能的影響，本文分別選取適用于高鐵列車和家用空調(diào)等的常用制冷劑[17-19]與現(xiàn)有系統(tǒng)所用的R134a作對比分析，所選制冷劑及其在額定制冷工況下主要特性表2所示。由表2可知，本文所選取4種制冷劑中，制冷劑R32單位容積制冷量最高且吸氣管路單位壓降飽和溫降也最小。因此，理論上而言，R32更適合于分體式的吊車空調(diào)系統(tǒng)，但由于工程車輛長期暴露在惡劣環(huán)境下，而R32具有一定可燃性[20]，出于安全考慮，本文更推薦使用與其性能相當(dāng)?shù)闹评鋭㏑410A。額定工況下，R410A單位容積制冷量約是制冷劑R134a的2.8倍，單位壓降飽和溫降約為其2/5。說明制冷量相同時(shí)，R410A系統(tǒng)不僅所需壓縮機(jī)體積更小，制造成本較低，而且其系統(tǒng)能效也更高，運(yùn)行成本也可大大降低。

表2 額定工況下4種制冷劑性能對比

2.2 不同連接管長度

從現(xiàn)有系統(tǒng)分析已知，系統(tǒng)性能除了受制冷劑特性影響外，連接管長度對其也有一定影響。本文在選用R410A為制冷劑基礎(chǔ)上，分析了縮短管路長度帶來的能效提升。額定制冷工況下，不同吸排氣管長度對應(yīng)的計(jì)算結(jié)果如表3所示。

表3 額定工況下不同管長系統(tǒng)性能對比

由表3可知，縮短管路長度，系統(tǒng)壓縮機(jī)排量和吸氣管路飽和溫降都有進(jìn)一步減小，同時(shí)，能效也會(huì)適當(dāng)?shù)玫教嵘?。因此，?yīng)在條件允許情況下，盡量縮短空調(diào)系統(tǒng)連接管路長度。

表3 額定工況下優(yōu)化前后方案性能對比

3 優(yōu)化前后方案性能的對比分析

3.1 優(yōu)化方案

基于上述現(xiàn)有系統(tǒng)方案及系統(tǒng)改進(jìn)分析結(jié)果，本文推薦一種以R410A為制冷劑的整體式電動(dòng)空調(diào)系統(tǒng)（圖4）。相對于現(xiàn)有系統(tǒng)，新系統(tǒng)在使用R410A的基礎(chǔ)上，壓縮機(jī)由電驅(qū)動(dòng)，其轉(zhuǎn)速可得到大幅提高，同時(shí)該系統(tǒng)壓縮機(jī)、換熱器以及節(jié)流元件等做成整體，有效縮短管路長度。優(yōu)化前后方案不同點(diǎn)如表4所示，優(yōu)化前后方案換熱器均已在額定工況下優(yōu)化，且從回油考慮連接管管徑大小應(yīng)保證額定工況下吸氣管內(nèi)氣體流速不小于6 m/s。

表4 優(yōu)化前后方案的不同點(diǎn)

圖4 整體式吊車空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

3.2 優(yōu)化前后方案的性能對比

3.2.1 額定工況下性能對比

由于電動(dòng)空調(diào)系統(tǒng)可利用電量受限，本文所有計(jì)算均保證壓縮機(jī)輸入功率為最大值1 300 W。在額定制冷（室外35 ℃/24 ℃，室內(nèi)27 ℃/19 ℃）和額定制熱（室外7 ℃/6 ℃，室內(nèi)20 ℃/15 ℃）工況下，優(yōu)化前后方案系統(tǒng)性能結(jié)果如表3所示。

3.2.2 變工況下性能對比

變工況下優(yōu)化前后方案系統(tǒng)在制冷和制熱工況下的性能如圖5～圖8所示。由圖5～圖8可知，新方案系統(tǒng)與現(xiàn)有方案相比，制冷/制熱能力和系統(tǒng)能效在各工況下均有大幅提升。在額定工況下，推薦方案所需壓縮機(jī)排量縮小81%，吸氣管路飽和溫降約減小97%；在相同輸入功率下，制冷量和制冷COP提高約24.0%，制熱量和COPth提高約14.2%。

圖5 不同工況下系統(tǒng)制冷量對比

圖6 不同工況下系統(tǒng)制冷COP對比

圖7 不同工況下系統(tǒng)制熱量對比

圖8 不同工況下系統(tǒng)COPh對比

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

改進(jìn)后的吊車空調(diào)樣機(jī)如圖9所示，空調(diào)系統(tǒng)為整體式，放置于駕駛艙背后。為驗(yàn)證改進(jìn)系統(tǒng)的實(shí)際性能，本文在某企業(yè)的人工環(huán)境實(shí)驗(yàn)室內(nèi)對整體式R410A系統(tǒng)進(jìn)行額定制冷工況下性能測試，測試中的空調(diào)系統(tǒng)如圖10所示，測試結(jié)果如表6所示。由實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，改進(jìn)后系統(tǒng)性能實(shí)測值與仿真值誤差較小，仿真平臺(tái)可較好指導(dǎo)機(jī)組設(shè)計(jì)。

圖9 整體式吊車空調(diào)系統(tǒng)樣機(jī)結(jié)構(gòu)

圖10 測試中的整體式吊車空調(diào)系統(tǒng)

表6 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真模型誤差

5 結(jié)論

為了研究吊車空調(diào)系統(tǒng)的性能，本文對現(xiàn)有以R134a為制冷劑的分體式空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行了計(jì)算分析，并針對制冷劑選取和系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式提出改進(jìn)意見，最終推薦了一種以R410A為制冷劑的整體式電動(dòng)空調(diào)系統(tǒng)，得出如下結(jié)論：

1）基于對現(xiàn)有吊車空調(diào)系統(tǒng)分析可知，目前該類系統(tǒng)能效極低，該系統(tǒng)不適合用制冷劑R134a，更不適合用長連管的分體式結(jié)構(gòu)形式；

2）基于對系統(tǒng)改進(jìn)分析可知，制冷劑R410A更加適合于分體式吊車空調(diào)系統(tǒng)；額定工況下，其單位容積制冷量約是制冷劑R134a的2.8倍，單位壓降飽和溫降約為其2/5，若在此基礎(chǔ)上縮短管路長度，系統(tǒng)能效會(huì)有進(jìn)一步提升；

3）綜合對比優(yōu)化前后方案可知，兩方案制冷/制熱能力相當(dāng)，但新方案能效有很大提升；額定工況下，新方案所需壓縮機(jī)排量縮小約81%，吸氣管路飽和溫降約比現(xiàn)有系統(tǒng)減小97%，額定制冷和制熱COP分別提高24.0%和14.2%。