于號,李征濤,王智楷.基于Simulink的汽車空調(diào)系統(tǒng)建模與性能分析[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程,2023,61(10):120-124.

摘要

為探究汽車空調(diào)系統(tǒng)性能與環(huán)境溫度、壓縮機轉速的動態(tài)響應情況，為制冷系統(tǒng)運行策略及乘員艙改進指出方向，基于 Simulink 對汽車空調(diào)系統(tǒng)與乘員艙熱環(huán)境系統(tǒng)進行建模，分析了分別使用 R410a 與 R134a 制冷劑時系統(tǒng)性能指標變化。結果表明：隨著壓縮機轉速的增加，制冷系統(tǒng)的制冷功率與能耗隨之增加，但 COP 呈現(xiàn)出降低的趨勢。使用 R134a 冷媒的系統(tǒng)在制冷功率上較 R410a 有約 6% 的提升；在運行策略方面，可在開啟系統(tǒng)時使壓縮機高速運轉產(chǎn)生較高的制冷功率，讓乘員艙快速降到目標溫度，再維持低轉速的較高能效比運行狀態(tài)，以達到最優(yōu)的節(jié)能目的。隨著環(huán)境溫度的梯度升高，冷媒的冷凝效率降低使系統(tǒng)能效比相應降低，同時導致乘員艙與外界換熱量增大，故可在設計制冷系統(tǒng)時提高冷凝器性能冗余，增加整車的隔熱保溫性以提升系統(tǒng)能效。

0 引言

在節(jié)能減排與“雙碳”的大背景下，電動汽車憑借其節(jié)能環(huán)保、良好的駕駛體驗及智能駕駛科技的應用，迎來了發(fā)展的黃金期 [1-2]。作為為乘員艙營造舒適駕乘溫濕度環(huán)境以及整車熱管理提供冷熱源的核心設備，電動汽車空調(diào)熱泵憑借著較高的工作效率減少了因使用 PTC 加熱器對電量的消耗，增加了續(xù)航里程，逐漸成為行業(yè)的研究熱點 [3]。

學者們對汽車空調(diào)低溫環(huán)境下的制熱性能進行了研究。張磊等 [4] 對使用 R410a 制冷劑的補氣增焓型電動汽車空調(diào)進行了制熱性能研究，結果表明，與使用 R134a 制冷劑的普通型機組相比，新系統(tǒng)在 -15 ℃與 0 ℃環(huán)境下的制熱性能比普通型機組分別提升 17% 與 21%；張海等 [5] 提出一種回收電機余熱為乘員艙制熱以減少空調(diào)能耗的系統(tǒng)，仿真及試驗證明了模型的準確性；Zhang 等 [6] 將電動汽車回風系統(tǒng)與防霧相結合，通過設置不同的回風與新風比例對熱泵空調(diào)系統(tǒng)展開研究，結果表明，在室外環(huán)境溫度為 -20 ~ -5 ℃時，新系統(tǒng)比原系統(tǒng)的制熱需求降低了 46.4% ~ 62.1%；Lee 等 [7] 在低溫環(huán)境下在汽車空調(diào)系統(tǒng)中加入空空換熱器，以降低車內(nèi)開啟新風系統(tǒng)時熱泵系統(tǒng)的能耗，實驗結果表明，系統(tǒng)開啟再循環(huán)時熱負荷和除濕負荷降低了12.3% 與 12.9%。

熱泵空調(diào)系統(tǒng)因其較高的工作效率及節(jié)能的特點適用于電動汽車，但汽車空調(diào)系統(tǒng)的室外換熱器在寒冷環(huán)境下較易結霜，進而降低了系統(tǒng)的工作效率、增加了能耗，這是急需解決的問題 [8-9]。在基于使用 R1234yf 制冷劑的電動汽車熱泵平臺上，王芳 [10] 對室外換熱器的結霜與融霜特性進行了研究，發(fā)現(xiàn)融霜時間隨著車外環(huán)境溫度、壓縮機轉速、車內(nèi)風機風量的增大而減小，且中壓補氣可有效縮短 26.25% 的融霜周期；武衛(wèi)東等 [11] 針對空調(diào)換熱器結霜問題提出低壓熱氣除霜和高壓熱氣除霜 2 種模式，發(fā)現(xiàn)低壓熱氣除霜不僅所需時間長，且壓縮機能耗較大，高壓熱氣融霜速度較快，排氣壓力最高 0.65 MPa，且能耗最小。

綜上所述，汽車空調(diào)的效率與能耗以及各子系統(tǒng)的性能逐漸提升優(yōu)化，但系統(tǒng)各部件的性能匹配以及運行策略仍需進一步研究。基于 Simulink 對物理模型的建立有著結構簡單且準確性較高的特點，本文基于 MATLAB /simulink 的物理建模平臺，對汽車用熱泵空調(diào)系統(tǒng)進行建模并仿真，研究室外環(huán)境溫度、壓縮機轉速等變量對系統(tǒng)制冷量與整體能耗的影響。

1  系統(tǒng)模型的建立

1.1 系統(tǒng)工作原理

汽車空調(diào)主要分為三換熱器系統(tǒng)與雙換熱器系統(tǒng)。三換熱器系統(tǒng)主要由電動壓縮機、車外換熱器、車內(nèi)蒸發(fā)器、車內(nèi)冷凝器、膨脹閥與傳感器等組成，通過系統(tǒng)中各個電磁閥的開閉實現(xiàn)制冷與制熱模式的切換，有著穩(wěn)定且耐久性好的特點。雙換熱器系統(tǒng)與前者不同的是車內(nèi)僅包含一個熱交換器，由四通換向閥的轉換實現(xiàn)冷暖模式的切換。

系統(tǒng)的工作原理為逆卡諾循環(huán)，基本工作循環(huán)包括 4 個過程：制冷劑以低溫低壓的過熱蒸汽狀態(tài)進入壓縮機，經(jīng)壓縮機壓縮成為高溫高壓蒸汽后進入室外冷凝器，經(jīng)與空氣換熱被冷凝為高壓過冷液體，高壓過冷液態(tài)的冷媒后經(jīng)過電子膨脹閥等節(jié)流裝置壓力降低，狀態(tài)變?yōu)闅庖簝上嗷旌衔?，此時進入蒸發(fā)器與室內(nèi)空氣換熱，冷媒蒸發(fā)吸熱進而為室內(nèi)輸送冷量，經(jīng)蒸發(fā)器出口進入壓縮機完成一個制冷循環(huán)。其循環(huán)原理圖如圖 1 所示。

1.2 系統(tǒng)模型的搭建

本文采用 MATLAB/Simulink 對汽車空調(diào)系統(tǒng)進行模型搭建，電動汽車空調(diào)的各子系統(tǒng)如圖 2 所示。蒸發(fā)器子系統(tǒng)模型如圖 2（a）所示，冷媒與空氣分別從蒸發(fā)器的兩端進出，經(jīng)換熱器完成熱交換，冷媒從 A 端口進入經(jīng)蒸發(fā)吸熱從 B 端口進入壓縮機，制冷后的空氣經(jīng)循環(huán)風機驅動進入車艙內(nèi)為車內(nèi)提供冷量。壓縮機子系統(tǒng)模型如圖 2（b）所示，驅動信號由 0 變?yōu)?1 時壓縮機開始按照設定的轉速工作，冷媒蒸汽從端口 A 進入壓縮機以接近等熵壓縮的過程轉為高溫高壓蒸汽，同時布置于壓縮機出口的傳感器采集到冷媒的溫度與壓力參數(shù)。冷凝器模型及工作原理與蒸發(fā)器類似，如圖 2（c）所示。由于汽車空調(diào)整體工作功率較低，經(jīng)過蒸發(fā)器時冷媒的壓降較小，因此選用內(nèi)平衡式熱力膨脹閥作為子系統(tǒng)的節(jié)流裝置，如圖 2（d）所示。

乘員艙與車內(nèi)外環(huán)境熱傳遞網(wǎng)絡的建模如圖 3所示。使用 Constant Volume Chamber 模塊作為汽車的乘員艙環(huán)境，乘員的熱、濕負荷由相應的增益模塊表示，如圖 3（a）所示。車身整體與外界換熱部分經(jīng)簡化后包括車頂、車窗玻璃與車門，車內(nèi)空氣與車外環(huán)境通過熱對流與熱傳導方式傳遞，換熱過程由相應的熱傳遞網(wǎng)絡表示，如圖 3（b）所示?？照{(diào)系統(tǒng)工作后，車艙內(nèi)溫度開始降低，當溫度傳感器檢測到的溫度低于或高于設定溫度時，信號轉換器將此溫差信息傳遞到控制器，控制器向系統(tǒng)壓縮機、循環(huán)風機等運動部件發(fā)送關閉或開啟信號，以此來保證乘員艙內(nèi)溫度一直處于所設定的目標溫度的合理區(qū)間。

仿真模型使用的制冷劑為 R410a，系統(tǒng)參數(shù)設定：蒸發(fā)溫度為 10 ℃，乘員艙內(nèi)設定溫度為 24 ℃，蒸發(fā)器出口過熱度為 5 ℃，冷凝溫度為 45 ℃，冷凝器的過冷度為 5 ℃，系統(tǒng)的連接管徑為 0.008 m，蒸發(fā)與冷凝器外的風量由進出口溫差與制冷功率計算得出。汽車空調(diào)系統(tǒng)模型示意圖如圖 4 所示。

1.3 數(shù)據(jù)處理

系統(tǒng)運行過程中，布置在各部件進出口的傳感器采集到的壓力和溫度數(shù)據(jù)在壓焓圖上表示的冷媒狀態(tài)轉化的過程如圖 5 所示。

2  結果與分析

在搭建的汽車空調(diào)系統(tǒng)模型中，改變壓縮機轉速與室外環(huán)境溫度，分別分析冷媒為 R134a 與R410a 時系統(tǒng)總功耗（包含壓縮機、冷凝器側與蒸發(fā)器側的功耗）、能效比 COP、制冷量等性能指標，進而對系統(tǒng)特性和運行策略作進一步研究。

2.1 壓縮機轉速對系統(tǒng)的影響

系統(tǒng)初始條件：乘員艙內(nèi)溫度為 22 ℃、室外環(huán)境溫度為 35 ℃，壓縮機轉速 1 800 ~4 600 r/min情況下系統(tǒng)性能指標變化趨勢如圖 6 所示。制冷量隨壓縮機轉速的變化如圖 6（a）所示，不同轉速下系統(tǒng)使用冷媒為 R134a 的制冷量高于使用冷媒R410a 的情況，在轉速為 3 200 r/min 時使用 R134a冷媒的制冷量為 2.47 kW，較后者高 0.145 kW，提升約 6.1%。在使用不同冷媒隨著壓縮機轉速的提高制冷量皆以一定的斜率升高，這是由于轉速升高，單位時間內(nèi)增大了系統(tǒng)冷媒的循環(huán)量，在單位制冷量不變的情況下使得制冷量升高；如圖 6（b）所示，隨著壓縮機轉速的增加，包含壓縮機功率在內(nèi)的系統(tǒng)總功率也隨之增大，且使用 R134a 冷媒的系統(tǒng)能耗低于使用 R410a 的。轉速 2 500 r/min 時使用R134a 冷媒的能耗為 653 W，比使用 R410a 低 31 W；由圖 6（c）可見，冷媒 R134a 系統(tǒng)能效比隨轉速的增大從 3.59 減小到 2.8，即系統(tǒng)能效比隨轉速增大而降低，且使用 R134a 的系統(tǒng) COP 較高，由此說明 R134a 冷媒的熱物理性質比 R410a 更適合用于汽車空調(diào)系統(tǒng)。

在運行策略方面，圖 6（a）和圖 6（c）表明，可在開啟系統(tǒng)時使壓縮機高速運轉，產(chǎn)生較高的制冷功率，使乘員艙快速達到目標溫度，此后，維持低轉速、較高能效比運行，從而達到最優(yōu)節(jié)能目的。

2.2 車外環(huán)境溫度對系統(tǒng)的影響

壓縮機轉速設定為 2 400 r/min，乘員艙內(nèi)溫度為 22 ℃，性能指標隨車外溫度 30 ~38 ℃的變化情況如圖 7 所示。由圖 7（a）可見，使用 2 種冷媒的系統(tǒng)制冷量皆隨環(huán)境溫度升高以一定斜率降低，主要是因為隨著溫度的升高，乘員艙與室外環(huán)境的換熱溫差增大，使系統(tǒng)制冷負荷增大，同時冷媒與空氣的換熱溫差逐漸減小進而導致?lián)Q熱量大幅度降低，使冷媒產(chǎn)生過冷度減小甚至不完全冷凝導致；圖 7（b）所示系統(tǒng)功耗隨室外溫度的升高而增大也證明了這一點。相同環(huán)境下使用 R134a 冷媒產(chǎn)生的制冷量高于 R410a，在室外溫度為 30 ℃時，前者的制冷量為 2.28 kW，高于后者 0.1 kW。如上文所述，這是由于前者熱物理性質在小型制冷系統(tǒng)中優(yōu)于后者造成的。伴隨著系統(tǒng)能耗的增加與制冷功率的降低，由圖 7（c）可得，系統(tǒng)在環(huán)境溫度逐漸升高時能效比 COP 會有較大的損失。

綜上所述，乘員艙外溫度的升高使車內(nèi)外換熱量增大，即增大了車內(nèi)的制冷負荷；環(huán)境溫度升高也會造成冷凝器中冷媒的散熱量不足導致過冷度不夠或不完全冷凝，系統(tǒng)制冷功率降低也意味著需要更長的運行時間才能達到車內(nèi)所設定到的溫度。

3  結論

為探究與優(yōu)化汽車空調(diào)系統(tǒng)的設計與運行策略，以提升系統(tǒng)運行的能效比，本文基于MATLAB/Simulink 搭建空調(diào)制冷系統(tǒng)模型、汽車乘員艙內(nèi)環(huán)境模型與外界換熱的熱傳遞網(wǎng)絡模型，研究分析了室外環(huán)境溫度與壓縮機轉速的變化對分別使用冷媒 R134a 與 R410a 的空調(diào)系統(tǒng)能效的影響，結論如下：

（1）隨著壓縮機轉速的增加，制冷系統(tǒng)的制冷功率與能耗也隨之增加，但能效比呈現(xiàn)出降低的趨勢，使用 R134a 冷媒的系統(tǒng)在制冷功率上較 R410a 有約 6% 的提升，且能效比更高，說明R134a 憑借其較好的熱物理性質更適用于小型制冷系統(tǒng)；在運行策略方面得出，在開啟系統(tǒng)時使壓縮機高速運轉，產(chǎn)生較高的制冷功率使乘員艙快速達到目標溫度，再維持低轉速、較高能效比運行狀態(tài)，達到最優(yōu)的節(jié)能目的；

（2）隨著環(huán)境溫度從 30 ℃至 38 ℃梯度升高，冷媒的冷凝效率降低，以致制冷量減小、壓縮機功耗增大，同時環(huán)境溫度的升高也會導致乘員艙與外界換熱量增大。因此，在設計制冷系統(tǒng)時需要使用換熱功率與效率更高的冷凝器、更高功率的冷凝風機以增加系統(tǒng)的性能冗余，同時提升整車的隔熱保溫性以提升整體系統(tǒng)能耗表現(xiàn)。