变排量紧缩机汽车空调制冷系统特性分析.docx
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变排量紧缩机汽车空调制冷系统特性分析
变排量紧缩机汽车空调制冷系统特性分析
(1)
为了解决变排量紧缩机汽车空调系统振荡和蒸发器结霜问题,对该系统稳态特性进行分析。
成立了变排量紧缩机汽车空调制冷系统稳态模型,模拟结果与实验数据吻合较好。
系统存在变排量紧缩机定转速定行程、变转速定行程、定转速变行程和变转速变行程四种运行方式,本文对四种方式下汽车空调制冷系统的稳态特性进行了分析。
研究第一次发觉,在变活塞行程情形下,与定行程方式下性能参数一一对应关系不同,蒸发压力、制冷量等系统参数表现为多值对应关系,系统存在“性能带”,可使蒸发压力维持在一个较小的范围内转变。
变排量紧缩机汽车空调制冷系统性能带的发觉和提出,丰硕和进展了制冷系统特性分析理论。
关键词:
性能带变排量紧缩机汽车空调稳态特性
1前言
汽车空调系统的无级变排量摇板式紧缩机(以下简称变排量紧缩机)摒弃了传统的聚散器启闭紧缩机调剂方式,能够依照车内负荷转变改变摇板角度和活塞行程,实现了汽车空调系统持续运行,可不能引发汽车发动机周期性的负荷转变,车内环境热舒适性好,降低能耗,节约燃油[1,2]。
可是在由变排量紧缩机和热力膨胀阀组成的汽车空调制冷系统会显现系统振荡[3,4]和蒸发器结霜现象,为了解决这些问题,必需对系统的稳态特性进行分析。
只有很少研究者对变排量紧缩机汽车空调制冷系统特性进行过度析。
Inoue等人[3]在对汽车空调制冷系统中七缸变排量紧缩机和热力膨胀阀的匹配问题进行了实验研究,可是没有理论分析。
Lee等人[5]对变排量紧缩机汽车空调制冷系统的稳态特性进行了实验研究和理论分析,可是以为在变活塞行程情形下参数是一一对应关系。
本文在变排量紧缩机稳态模型基础上,成立变排量紧缩机汽车空调制冷系统稳态模型并进行实验验证,然后对系统特性进行分析。
2系统稳态模型
变排量紧缩机汽车空调系统由变排量紧缩机、蒸发器、冷凝器和储液干燥器、热力膨胀阀和连接管道组成,制冷剂采纳R134a。
为简化模型,忽略各连接管道的压力损失和热损失。
与定排量紧缩机汽车空调系统最大的不同是变排量紧缩机,因此重点介绍变排量紧缩机模型成立。
2.1变排量紧缩机模型
本文研究的紧缩机为五缸变排量摇板式紧缩机,其排量能够在每转10cm3到156cm3范围内无级转变。
依照变排量紧缩机的操纵机理和结构特点,图1给出了紧缩机模型关系图。
第一成立操纵阀数学模型从而确信摇板箱压力Pw随排气压力Pd和吸气压力Ps的转变规律,然后成立紧缩机运动部件动力学模型确信活塞行程Sp与排气压力、吸气压力、摇板箱压力和紧缩机转速Nc的关系,再通过紧缩进程模型由排气压力、吸气压力、吸气温度、活塞行程和紧缩机转速来确信紧缩机制冷剂流量Mr和排气温度,如此以上三个模型就组成了变排量紧缩机的稳态模型。
图1紧缩机模型关系图
依照咱们的研究发觉,变排量紧缩机由于活塞行程减小时运动部件(如轴套同主轴之间)的摩擦力矩与活塞行程增大时相反,活塞行程减小时摩擦力矩与吸气压力形成的力矩同向,行程增大时摩擦力矩与吸气压力形成的力矩反向,因此行程增大时临界吸气压力(活塞行程刚增大时的吸气压力)Ps,cu大于行程减小时临界吸气压力Ps,cd。
当Ps,cd≤Ps≤Ps,cu,紧缩机显现了一个“调剂滞区”,活塞行程Sp可不能发生转变。
依照操纵阀的数学模型和运动部件动力学模型,能够计算出不同排气压力、紧缩机转速和摇板角下行程增加和行程减小时临界吸气压力,并拟合出行程减小时和行程增加时的临界吸气压力与排气压力、紧缩机转速和活塞行程的如下关系式:
(1)
(2)
式中,Pd0为基准排气压力,Ad(α,Nc),Bd(α,Nc),Au(α,Nc),Bu(α,Nc)是与紧缩机转速Nc和摇板角а有关的系数。
依照紧缩机几何关系,能够导出活塞行程Sp与摇板角а的关系式,那么公式
(1)和
(2)给出了活塞行程与排气压力、吸气压力和紧缩机转速的关系。
紧缩机流量和出口焓值可用下式计算:
(3)
(4)
最大活塞行程情形下的容积效率和指示效率计算公式依照咱们的实验数据拟合取得。
在部份活塞行程情形下,咱们提出相对容积效率和相对指示效率的概念。
相对容积效率是部份行程的容积效率同相同工况与转速下最大行程容积效率之比,而相对指示效率是相同工况和转速下部份行程指示效率与最大行程指示效率之比。
咱们的实验研究发觉,紧缩机工况对相对容积效率和相对指示效率的阻碍能够忽略不计。
依如实验数据能够拟合出相对容积效率和相对指示效率计算公式如下:
(5)
(6)
公式
(1)~(6)就组成了变排量紧缩机稳态数学模型,能够由排气压力、吸气压力、吸气温度、活塞行程和紧缩机转速来确信紧缩机制冷剂流量和排气温度。
2.2其它部件模型
本文研究的蒸发器为四通道五列管片式蒸发器。
蒸发器长0.2625m,高0.228m,厚0.084m,外表面传热面积5.5m2。
蒸发器稳态模型采纳集总参数法,将蒸发器分为两相区和过热区两个区域。
考虑到汽车空调部件组成特点和求解方便,将冷凝器和储液干燥器组合在一路,储液干燥器作为冷凝器过冷区的一部份。
本文研究的冷凝器为平行流冷凝器,传热管为多孔矩形通道扁管,13/9/7/5通道散布,冷凝器长0.35m,高0.56m,厚0.02m,外表面传热面积5.58m2。
冷凝器稳态模型采纳集总参数法,将冷凝器分为过热区、两相区和过冷区三个区域。
热力膨胀阀为交叉充注吸附式H型球型快开阀,公称容量为2冷吨。
通过热力膨胀阀阀杆受力方程得出阀开度,采纳热力膨胀阀流量计算公式计算流经热力膨胀阀的制冷剂流量。
摘为了解决变排量紧缩机汽车空调系统振荡和蒸发器结霜问题,对该系统稳态特性进行分析。
成立了变排量紧缩
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将变排量紧缩机、蒸发器、冷凝器和储液干燥器和热力膨胀阀四个部件稳态模型依照部件进出口参数关系有机结合,就组成了变排量紧缩机汽车空调制冷系统稳态模型。
2.3系统稳态模型验证
图2为处于行程减小和增大临界状态不同紧缩机转速稳态点实验数据和模拟结果的比较,实验条件:
在Teai=25℃,Tcai=33℃,蒸发器高级风速,冷凝器迎面风速2.8m/s。
依如实验条件对蒸发压力Pe和制冷量Qe随Nc的转变进行了模拟计算。
(a)Pe-Nc关系图(b)Qe-Nc关系图
图2系统模型试验验证
能够看出,行程减小时临界蒸发压力和临界空调负荷的计算值和实验点吻合较好,行程增大时临界蒸发压力的实验值稍小于计算值,临界空调负荷的实验值稍大于计算值。
整体来讲,模拟计算和实验数据吻合较好。
3特性分析
变排量紧缩性能够实现定转速定行程、变转速定行程、定转速变行程和变转速变行程四种运行方式,那么变排量紧缩机汽车空调制冷系统也就会呈现出四种相应的系统特性。
采纳系统稳态模型对该四种紧缩机运行方式下的系统特性进行分析。
3.1定转速定行程时系统稳态特性
现在紧缩机相当于经常使用定速定行程紧缩机。
定转速定行程(最大行程)时系统蒸发压力Pe和制冷量Qe随蒸发器入口空气温度Teai的转变见图3。
计算条件:
Nc=1500r/min,Tcai=35℃,蒸发器入口空气相对湿度jeai=50%,蒸发器高级风速,冷凝器迎面风速为紧缩机转速乘于0.0025。
Pe-Teai和Qe-Teai关系均为一条曲线,Pe和Qe均随Teai的增加而增加。
现在能够维持最大行程的最小Teai为24.5℃,低于此值,紧缩机的活塞行程将变小。
3.2定转速定行程时系统稳态特性
现在紧缩机相当于变频紧缩机。
变转速定行程(最大行程)时系统不同紧缩机转速蒸发压力Pe和制冷量Qe随蒸发器入口空气温度Teai的转变见图4。
计算条件:
Nc=1500、1750和2000r/min,Tcai=35℃,jeai=50%,蒸发器高级风速,冷凝器迎面风速为紧缩机转速乘于0.0025。
Pe-Teai和Qe-Teai关系均为一族曲线,Pe和Qe均随Teai和Nc的增加而增加。
Nc为1500r/min时维持最大排量时的最小Teai为24.5℃,Nc为1750r/min时维持最大排量时的最小Teai为27.3℃,Nc为2000r/min时维持最大排量时的最小Teai为30.2℃。
(a)Pe-Teai关系图 (b)Qe-Teai关系图
图3定转速定行程系统稳态特性
(a)Pe-Teai关系图 (b)Qe-Teai关系图
图4变转速定行程系统稳态特性
3.3定转速变行程时系统稳态特性
在定转速变行程方式下,紧缩机显现了一个“调剂滞区”,吸气压力Ps在此调剂滞区转变时活塞行程Sp可不能发生转变。
变行程情形下紧缩机调剂滞区映射到系统中会形成定转速变行程方式独特的系统特性。
定转速变行程时系统蒸发压力Pe和制冷量Qe随蒸发器入口空气温度Teai的转变见图5。
计算条件:
Nc=1500r/min,Tcai=35℃,jeai=50%,蒸发器高级风速,冷凝器迎面风速为紧缩机转速乘于0.0025。
当Teai小于27℃后,系统开始存在变行程状态。
在某一行程下,行程增大临界蒸发压力Pe,cu大于行程减小临界蒸发压力Pe,cd,而当Pe,cd≤Pe≤Pe,cu,Sp可不能发生转变;如此Pe,cu和Pe,cd之间,每一个恒定Sp(如Sp=28mm)的Pe-Teai曲线就相当于一个定排量紧缩机Pe-Teai曲线,多个恒定Sp的Pe-Teai曲线就形成了一条带(咱们称之为“性能带”),这条性能带的上边界为Pe,cu,下边界为Pe,cd。
在性能带中,原先定行程情形喜爱Pe-Teai和Qe-Teai一一对应关系,变成了一个多值对应关系。
变行程情形下紧缩机“调剂滞区”映射到系统中,形成系统的“性能带”。
变行程情形系统稳态状态点应该全数落在性能带的闭区间中。
从图5(a)能够看出,整个性能带的蒸发压力在0.285~0.3MPa范围内转变。
也正是由于性能带的存在,使得蒸发温度在一个范围内转变,降低了调剂灵敏性和调剂精度,在整个蒸发压力性能带数值偏小或性能带较宽情形下,性能带部份稳态状态点的蒸发温度可能小于0℃,可能造成蒸发器结霜。
另外,在系统振荡情形下,变排量紧缩机的行程调剂会加重由于蒸发器和热力膨胀阀操纵回来造成的系统振荡,而性能带的存在降低了行程调剂的可能性,有利于系统稳固。
(a)Pe-Teai性能带 (b)
摘为了解决变排量紧缩机汽车空调系统振荡和蒸发器结霜问题,对该系统稳态特性进行分析。
成立了变排量紧缩
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Qe-Teai性能带
图5定转速变行程系统稳态特性
3.4变转速变行程时系统稳态特性
不同转速的定转速变行程方式的系统稳态特性组合就形成了变转速变行程方式的系统稳态特性。
Nc别离为1500、1750和2000r/min时,变转速变行程系统蒸发压力Pe和制冷量Qe随蒸发器入口空气温度Teai的转变见图6。
计算条件:
Tcai=35℃,jeai=50%,蒸发器高级风速,冷凝器迎面风速为紧缩机转速乘于0.0025。
Pe-Teai和Qe-Teai关系均为一族性能带,随着紧缩机转速的提高,维持最大排量时的最小Teai就越大,因此Pe-Teai性能带就向Teai增加的方向移动,而Qe-Teai就向Qe和Teai增大的方向移动。
从图6还能够看出,在相同Teai情形下,紧缩机转速越高,Pe-Teai性能带越向下移动,而Qe-Teai性能带越向上移动;这是因为Teai相同时,紧缩机转速越高,紧缩机将调剂行程减小,而紧缩机在高转速和小行程时的容积效率较低,因此在相同Teai时,制冷剂流量反而随着紧缩机转速提高有较小的降低,如此就使得紧缩机转速高时,Pe变大,而制冷量减小。
由于性能带是依照行程增大和行程减小的临界状态作出的,因此该规律只适用于行程增大和行程减小的临界状态。
(a)Pe-Teai性能带 (b)Qe-Teai性能带
图6变转速变行程系统稳态特性
4结论
本文成立了变排量紧缩机汽车空调制冷系统稳态模型,模拟结果与实验数据吻合较好,证明该模型能够用于系统稳态特性分析。
对应于变排量紧缩机定转速定行程、变转速定行程、定转速变行程和变转速变行程四种运行方式,分析了变排量紧缩机汽车空调制冷系统也就会呈现出四种相应的系统特性。
通过系统分析第一次发觉,在变活塞行程情形下,与定行程方式下性能参数一一对应关系不同,蒸发压力、制冷量等系统参数表现为多值对应关系,系统存在“性能带”,可使蒸发压力维持在一个较小的范围内转变。
变排量紧缩机汽车空调制冷系统性能带的发觉和提出,丰硕和进展了制冷系统特性分析理论,也为解决该系统振荡和蒸发器结霜问题奠定了理论基础。
参考文献
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1157-1172
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