跨临界循环二氧化碳汽车空调研究进展

《制冷学报》2000年第2期

专题综述

跨临界循环二氧化碳汽车空调研究进展

丁国良　黄冬平　张春路　陈江平　陈芝久

(上海交通大学制冷与低温工程研究所, 上海200030)

摘要:二氧化碳作为一种自然制冷剂, 可以从根本上解决汽车空调系统的CFCs 。本文介绍了二氧化碳超临界循环汽车空调系统的构成与特性, 它工质汽车空调系统的对比结果。。关键词:二氧化碳汽车空调跨临界研究进展

R C arbon Dioxide

Air Conditioners

, carbon dioxide will be a com plete s olution to the Problem of CFCs substi 2

tution in obile air conditioning systems. This paper illustrates the constructions and characteristics of transcritical carbon dioxide cycle in autom obile air conditioning systems , as well as s ome results com pared with other w orking fluids used in autom obile air conditioning systems. Development of special com ponents suitable for such system , including gas coolers , evaporators and com press ors , is als o introduced. K ey Words :Carbondioxide , Autom obile air conditioners , T ranscritical , Review

1、二氧化碳作为汽车空调制冷剂的原因

过去汽车空调中使用CFC12为制冷工

质, 但由于该工质破坏环境, 现在一般用HFC134a 来替代, 我国的CFCs 替代国家方案中也将HFC134a 作为汽车空调中的CFCs 替代工质。HFC134a 虽然不破坏臭氧层, 但温室效应明显, 温室效应潜能是二氧化碳的4130倍。虽然人们可以努力合成更好的汽车空调工质, 但由于工质不可避免的排放, 都可能给地球的生态平衡造成破坏。因此, 最终的环保型的制冷工质应当是非人为合成的自然工质。

二氧化碳是一种自然制冷剂,ODP =0, G WP 较小, 由于C O 2可由回收工业废气得

到, 使用它不会增加环境负担。与其它制冷剂相比, 它还有以下优点:无毒、不燃; 安全保护装置与现有系统相同; 短期和长期暴露极限相当于甚至好于CFC ΠHCFC ; 破裂时释放的能量与现有系统相当; 成本低廉, 容易获得;C O 2的所有特性都为人熟悉, 研究应用方便; 系统质量和体积与R134a 系统相当; 蒸发潜热较大, 单位容积制冷量相当大; 运动粘度低; 充分适用各种润滑油和常用机器零部件材料。由于二氧化碳具有上述优点, 已被很多国家作为汽车空调制冷剂的长期替代物进行研究。

2、二氧化碳汽车空调的研究概况

二氧化碳在上世纪末至本世纪三十年

・7・

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代前曾在制冷空调行业广泛使用。早年以亚临界条件下的逆循环来制冷, 需要温度较低的冷却水, 否则其循环的效率很低, 而且限于当时的制造水平, 二氧化碳系统由于承受高压而比较笨重, 致使其逐渐被替代。

在CFCs 替代的形势下, 二氧化碳重新受到重视与前国际制冷协会主席Lorentzen 的大力倡导有关。他认为应该跳出通过合成制冷剂来满足Evans -Perkins 循环的定势, 采用新的循环和系统来适应新的工质和新的应用条件以达到高效、节能的要求。他在挪威NTH 研究所进行二氧化碳跨临界循环的汽车空调的样机制作, 并在典型的情况下进行了实验比较。在欧洲, 德国、丹麦等也已开展了这方面的工作, 二氧化碳汽车空较好的效果。

的研究。伊调和制冷中心(ACRC ) , 下, 对于二氧化碳在汽车空调、家用空调、超市冷柜等方面的应用进行了广泛的研究, 建立了相应的各种实验台, 得到了高于现有工质C OP 的效果。美国马里兰大学也对于二氧化碳汽车空调进行了的研究。

[12]

国内天津大学马一太、西安交通大

[13][14]

学林高平、长沙铁道学院廖胜明等人也发表了有关二氧化碳制冷系统的研究论文。上海市重视二氧化碳汽车空调系统研究, 市科委立项并已下拨经费, 由丁国良负责进行二氧化碳超临界循环汽车空调装置研究, 上海交通大学与上海交大动力与能源工程学院另外配套设项(项目负责人分别为张春路与丁国良) 支持该项研究。3、二氧化碳跨临界循环汽车空调系统特性

3. 1　C O 2跨临界循环的构成

90年代初, 挪威的NTH 研究所开发了

图　CFC12系统进行了实验比较。C O 2跨临界循环如图1所示, 系统由压缩机、气

体冷却器、内部热交换器、蒸发器和储液器组成。由于超临界状态下压力与温度相互独立, 可以调节彭胀阀开度, 实现高压侧压力连续调节, 达到调节冷量的目的。为了提高蒸发器传热效率, 蒸发器出口为湿蒸汽, 然后进入储液器汽液分离以避免压缩机液击和便于压缩机回油。储液器的设置也保证了在调节彭胀阀时蒸发器不会被蒸干, 同时增大了系统内部容积, 避免在高环境温度下怠速时系统内的压力过高。压缩机吸气前先经过内部热交换器, 保证制冷剂全部蒸发, 并提高了C OP 值, 在极高的环境温度下还可以避免冷量消失。

3. 2　C O 2跨临界循环汽车空调系统特

性的理论分析研究

Bhatti

[9]

研究了理想C O 2循环和理想

R134a 循环的性能。比较的条件为两系统

采用跨临界循环的汽车空调样机,

并就样机・8・

的冷凝器Π气体冷却器空气进口温度相同、蒸发器空气进口温度相同、两换热器制冷剂容积流率相同, 没有吸气热交换器, 没有过热和过冷。结果表明不论是怠速还是开车

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时,C O 2循环的C OP 都不到R134a 循环的一半;C O 2循环的换热器压降比R134a 循环小得多;C O 2循环的压缩机等熵效率比R134a 循环高得多。由此可见如果将C O 2循环的换热器压降设计得和R134a 循环的一样, 可

以期望得到更好的性能。

[14][13]

廖胜明和林高平的理论分析表明, 存在一个使制冷系统性能系数最高的高压侧压力值, 该值依赖于蒸发温度、冷却器出口温度以及压缩机效率。在冷却压力较低时, 尤其冷却器出口温度高时, 提高吸气过热度; 当蒸发温度和冷却器出口温度较高时, 减小回热器的传热温差, 均可有效地提高系统的性能系数。

3. 3　C O 2性的实验研究

-3]

挪威NTH 研2CFC12排量比较小, 换热器总体尺寸与CFC12系统

相当, 但制冷剂侧面积小而空气侧面积大。

在怠速和开车两种情况下冷凝器Π气体冷却器空气迎风速度分别为1. 0m Πs 和2. 5m Πs , 在两种系统的实验中保持冷量大体相同。乘客室的空气温度(蒸发器进口) 和外部环境温度分别保持相等。研究结果表明,C O 2系统的C OP 值相当于甚至好于CFC12系统, 而且环境温度越高或压缩机转

速越低, 差别越大。他们把C O 2系统实际性能好归结为以下几个方面:1) 压缩机中, 压比范围为2. 5～3. 5, , 等熵效率比, ) 2, 空气侧压降小从而空气流量增加,C O 2传热特性好, 蒸发器中无过热区; 气体冷却器中制冷剂的温度滑移与空气的温度滑移匹配较好, 出口温差减小。3) 内部热交换器提高了系统的性能。

C O 系统

三缸斜盘式, 几何排量26cm 3, 系统各部件型式如表1所示。C O 2系统中压缩机容积

压缩机

表1　NTH 实验系统参数

双转子滑片式,5个叶片

3

蒸发器

管翅式, 涨管(OD8. 5mm ) 波纹翅片

48根管6回路迎风面积200×330mm

深度67mm

空气侧表面积4. 7m 2制冷剂侧表面积0. 4m 2管翅式, 涨管(OD8. 9mm ) 波纹带槽翅片

50根管3回路迎风面积430×570mm

深度34mm

空气侧表面积8. 3m 2制冷剂侧表面积0. 7m 2

[6-8]

管翅式, 涨管(OD4. 6mm ) 平直翅片

60根管5回路迎风面积200×325mm

深度67mm

空气侧表面积5. 9m 2制冷剂侧表面积0. 21m 2管翅式, 涨管(OD4. 9mm ) 平直翅片

69根管3回路迎风面积430×565mm

深度34mm

空气侧表面积11. 1m 2制冷剂侧表面积0. 41m 2

气体冷却器

　　美国空调和制冷中心(ACRC ) 也开器, 蒸发器和气体冷却器的结构更加紧凑。实验结果比较表明:CO 2系统一般比对比系统冷量更大, 在极高温度下怠速时可以调整使其提供近似相等的冷量, 但C OP 值比对比系统低10%, 当室外温度低于40℃时,

・9・

发了二氧化碳汽车空调样机, 并以一个在福特汽车上用的R134a 汽车空调装置作为对比系统, 两个装置的参数如表2所示。与NTH 研究的系统相比, 采用了微通道换热

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C O 2系统的C OP 值超出基准系统40%甚至

更多。

[8]

ACRC 还专门研究了吸气热交换器对二氧化碳汽车空调系统性能的影响。对带有1. 0m ,1. 5m ,2. 0m 三种长度的逆流和平行流吸气热交换器及不带吸气热交换器的系统进行了实验。吸气换热器是套管式的,

热流体在内管流动, 冷流体在外管流动。实验结果表明:吸气热交换器提高了C OP 和制冷量。平行流换热器的性能较差。在高环境温度下怠速的情况, 由于吸气热交换器的引入而引起的性能的提高比较显著,C OP 增加了26%, 冷量增加了10%。

表2　ACRC 实验系统参数

系统类型与制冷剂

膨胀装置

压缩机类型和汽缸容积

型式质量

冷凝器Π气体冷却器

迎风面积芯体深度Π体积蒸发器

迎风面积芯体深度Π体积空气侧表面积制冷剂侧表面积

型式

吸气热交换器

质量长度, 外径

福特R134a 系统节流短管往复式,155cm 3

21流程圆铝管, 波纹铝翅片

2. 0kg 1964cm 222

3

R744样机

手阀Π背压阀往复式,20. 3

3, 5. 2m

222

3

2. 0. 49m

4流程, 钎焊铝板

1. 8kg 405cm 3. 5m

2

3

7流程平行流微通道, 钎焊铝管

2. 2kg 408cm 4. 2m

2

3

9. 2cm Π3720cm

22

9. 1cm Π3710cm

22

0. 55m 0. 66m

两同轴铝管, 逆流吸气热交换

0. 7kg 1. 5m Π17mm

4、气体冷却器

在二氧化碳超临界循环系统中, 高压侧

是从气体直接冷却成为液体, 主要的传热部分是气体的冷却, 采用气体冷却器。第一台汽车空调用气体冷却器制造于1990～1991年, 它由外径Π内径(OD ΠI D ) 为4. 9mm Π3. 4mm 的铝管和平直铝翅片构成。这种设计存在“热短路”问题, 即经过翅片从热管道向冷管道导热。后来气体冷却器修改为在空气流动方向第二排管和第三排管之间加入裂缝, 制冷剂进口从中间管排移到了后排管道。・10・

最初的设计中没有考虑最小破裂压力的需要, 在后来的设计取最小破裂压力为最大系统压力的2. 5～3倍。由于基于小直径管道的换热器所需要的管子多、弯头多, 而且小内径涨管的加工困难, 成本较高, 以后开发了微通道换热器。

微通道平行流换热器由垂直的积液管和水平的微通道传热管组成, 如图2所示。传热管插入积液管上的插槽内, 折叠翅片安装在管之间。通过在积液管中插入隔板, 可以改变换热器的流程。由于C O 2系统承受高压, 为了节省材料和占地空间必须减小内

[6]

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径, 因而设计了“双出口”积液管。这样大大

减少了积液管的质量和大小以及换热器的

1990～1991圆管

2

迎风面积Πm

内部容积, 从而减少了爆炸能量。表4中给

出了几种气体冷却器的性能比较。

1994圆管0. 2773. 2Π

2. 0120Π10215. 86. 12. 69. 571997微通道管

0. 2900. 7939Π416. 54. 85. 02. 0

表3　几种气体冷却器的性能比较

0. 2434. 9Π3. 472Π3348. 38. 74. 311. 13. 23. 7

管外Π内径Π

mm 管数Π

回路数芯体深度Πmm

-33

芯体体积Π10m -33箱体体积Π10m

总质量Πkg

2空气侧面积Πm

制冷剂侧压降Πbar 出口温差Πk

～1. 0

　　H eun 性能的影响:通道的直径越小、通道数应越多, 每个通道应长度越短, 单位换热量占用的体积越小。通道形状的选择取决于设计者的目的, 如果设计者要求内容积小, 应选用圆形通道; 如果要求外部容积小则应选用其它形状的通道。

五、蒸发器

[10,11]

图3　六流程C O 2蒸发器

图2　汽车空调用C O 2气体冷却器

图4　汽车空调用C O 2蒸发器积液管和微通道传热管剖面

・11・

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表4　几种蒸发器的数据

C O 2蒸发器

1990～1991圆管

2

迎风面积Πm

R134a 蒸发器

1997微通道管

0. 0420. 7921Π7913. 84. 42. 23. 66. 1. 17

0. 041

1994圆管0. 0383. 0Π2. 0143Π13873. 33. 71. 65. 95. 44. 14

0. 0664. 6Π3. 560Π5684. 55. 02. 26. 05. 61. 62. 5

管外Π内径Πmm 管数Π回路数芯体深度Πmm

-33芯体体积Π10m -33箱体体积Π10m

——

923. 84. 91. 963

总质量G Πkg

2空气侧面积S a Πm

冷量Q ΠkW 制冷剂侧压降Πbar

-1

单位质量传热量ΠkW ・kg

—

2. 8

　　C O 2、高, 而低密度比使蒸。表面张力小可以增强蒸发器内局部沸腾区域内的蒸发传热。蒸发器制作时就应该充分利用这些特性, 提高传热性能。

C O 2汽车空调蒸发器的发展中, 最初是机械涨管结构, 以后是具有足够破裂压力的小直径圆管, 进一步发展到钎焊微通道蒸发器。圆管蒸发器虽然具有大量的平行制冷剂回路, 制冷剂的分配仍不成问题。微通道蒸发器使液体在每个流程之后能在积液管中进行再分配, 从而为沿回路流动的制冷剂流量改变提供了更大的弹性。其设计制造中的主要问题就是要有蒸发器宽管道所需要的紧凑、重量轻、能承受高压的积液管。图3给出了六个流程蒸发器的整体设计。两个蒸发器用接头将四个顶端固定在一起, 这些接头充当积液管的进口或出口, 其中有一个用来把制冷剂从后一部分传递到前一部分。空气从第一排管流向第二排管, 制冷剂从后排管的右侧流进, 从前排管的右则流・12・

出。表4中列出了以上几种蒸发器的数据。六、压缩机

C O 2压缩机吸排气压差很大, 克服流动

阻力需要的压差相对很小, 与常用系统相比吸排气阀损失对指示效率的影响也就很小。C O 2压缩机压比小、汽缸内余隙容积的再膨胀行程较短, 阀打开较早, 所以压缩机容积效率较大。泄漏损失对指示效率影响最大, 必须减小泄漏间隙的长度, 用油润滑的活塞环密封, 并设计成大冲程缸径比。这种压缩机的缺点是难于设计具有足够流通面积的阀, 而且阀的能量损失较大。

图5所示为德国Bock 公司为汽车空调设计的开式往复式压缩机。这台压缩机是在原有的压缩机基础上改进设计的, 设计中保持曲轴的负荷不变, 考虑到C O 2系统压力很高, 减小了活塞直径。由于曲轴本身没有修改, 压缩机行程不变, 冲程缸径比较大, 达1. 7。为了密封汽缸与曲轴, 每个活塞装有四个活塞环。图6中为Dan foss 公司制造的斜盘式压缩机实验模型示意图。

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　　尽管已有大量的人力投入二氧化碳汽

车空调系统的研究, 仍然还有大量的研究工作没有受到重视。比如, 超临界换热系数和压降, 研究得较少; 二氧化碳所用的微通道的尺寸比常用管道要小得多, 但比电子元件中用的微通道尺寸大, 在它之中的流动和换热是否具有特殊的规律目前没有人考虑过, 一般都认为与大管道的规律相同。另外对微通道换热器在具体系统中的结构优化问题还未见有研究报导。

[1]

图5　德国Bock

往复式压缩机

]

[4]

图6　Dan foss 斜盘式压缩机

七、总结

二氧化碳作为一种自然制冷剂, 可以从

根本上解决汽车空调系统的CFCs 替代。国际上对于二氧化碳汽车空调系统的开发投入了大量的研究力量, 并已有一些实用的成果。

二氧化碳临界温度低, 所以二氧化碳汽车空调系统需采用超临界循环。由于二氧化碳系统压力高, 蒸发潜热大, 容积流量小, 所以系统各部件管道的尺寸必须较小, 二氧化碳的换热系数又较高, 使得可以减小制冷剂侧换热面积, 增加空气侧换热面积, 同时保证换热量。根据这个特点开发了钎焊铝板微通道换热器。由于二氧化碳压缩机压比低、压力高, 系统采用大缸径比的压缩机。

[5]

[6]

[7]

[8]

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・13・