摘要：本文選取4種製冷工質，分析了不同蒸發器出口風溫和冷凝器出口風溫下節點溫差對汽車空調製冷系統效能係數的影響，並以單位換熱面積系統效能係數為目標函式，對平行流換熱器總換熱面積進行優化。 結果表明：隨著節點溫差的增大，製冷系統效能係數減小，換熱器面積減小，目標函式值先增大後減小，即存在乙個最優節點溫差，使製冷系統的經濟效能最佳在設定工況下，R245FA、R1234Ze、R134A、R123對應的最優冷凝器節點溫差分別為R134A製冷劑使用時，當蒸發器出口空氣溫度為15、冷凝器出口空氣溫度為45時，單位換熱面積系統效能係數最大。
隨著社會經濟的發展，節約能源、降低能源消耗、實現可持續發展變得尤為重要。 目前，國內外仍有許多汽車空調仍採用傳統的設計方法，沒有從節能節材的角度進行製冷系統的優化匹配設計。
節點分析法是綜合分析換熱器傳熱效果和能量利用系統獲得的最大能量的方法，適用於有機朗肯迴圈（ORC）系統的優化和製冷系統的優化。 在蒸發器的空氣側，節點溫差對濕空氣的冷凝有重要影響，濕空氣首先與冷壁表面接觸實現冷卻，當溫度降至**溫度以下時，壁面上的水蒸氣開始凝結。 研究發現，冷壁溫度是影響濕空氣對流傳質的決定性因素文獻[6]通過數值模型和熱濕交換實驗研究，得到了濕風流速對冷凝換熱過程的影響文獻中採用實驗方法研究了溼風流對冷凝器冷凝傳熱規律的影響。
本文針對不同製冷工質R245FA、R1234Ze、R134A、R123，通過節點分析對汽車空調製冷系統冷凝器和蒸發器的傳熱面積進行優化，並建立自定義函式F=ccop AT，即單位面積製冷系統的效能係數（COP），以優化目標函式， 研究了換熱器面積與製冷系統效能係數的匹配關係，從而確定最佳工質分析了優選工質在蒸發器出口風溫、冷凝器出口風溫、蒸發器入口風速等不同條件下節點溫差對系統換熱經濟效能的影響。
平行流換熱器百葉窗翅片的結構如圖1所示，製冷劑在多孔扁管中流動，製冷劑側的流動通過歧管和隔板分為幾個過程，波紋百葉翅片用於空氣側。
無花果平行流換熱器百葉翅片結構
在圖1中：FP是翅片間距;ll 是快門的長度;fl 是鰭的高度;fd 是鰭片的寬度;lp 是快門間距;對於百葉窗的角度。
製冷工質的熱物理性質是影響製冷系統效能的關鍵因素之一，選取R245FA、R1234Ze、R134A、R123作為研究物件。
四種工質的熱物理引數見表1。 本文中使用的每種製冷劑的物理性質資料均來自Refprop資料庫。 表1：ODP是消耗臭氧層的潛力;GWP 代表 全球變暖潛能值。
桌子工作流體的熱物理引數
汽車空調製冷迴圈焓（p-h）曲線如圖2a所示，溫度熵（t-s）曲線如圖2b所示。 在圖2a中：1 2是壓縮過程;2 5為冷凝過程;5 6 是節流過程;6 1 是蒸發過程。 空氣溫度與工質溫度之間的最小傳熱溫差為節點溫差。 一般蒸發器節點的溫差在出風口和製冷劑入口之間，用ΔTEP，ΔTEP=TA6-T6表示，冷凝器節點的溫差在TA3和T3之間，用ΔTCP，ΔTCP=T3-TA3表示。 節點溫差不僅影響製冷系統的效能係數，還影響換熱器的換熱面積。 以節點溫差為控制變數，呼叫工質的熱物理引數來計算空氣側和製冷劑側的換熱面積。 計算出的工況為：蒸發器進風溫度ta1=26;冷凝器進風溫度ta5=35;過熱度 tsup = 10;過冷度tsub=5。 通過改變工質節點溫差ΔTEP和δtcp、蒸發器出風溫度ta6和冷凝器出風溫度ta3，研究了熱力學引數隨蒸發器節點溫差的變化規律，優化了單位換熱器面積的效能係數，實現了製冷系統效能的最佳匹配。
無花果汽車空調製冷迴圈圖
蒸發器節點的溫差為：
tep=ta6-t6=ta6-te
冷凝器節點的溫差為：
tcp=t3-ta3=tc-ta3
氣流為：
me=va(ho+fl)ln ρ
式中：VA為蒸發器進風風速;ho 是扁管的外部高度;fl 是鰭的高度;l 為扁管長度;n為蒸發器扁管總數;對於空氣的密度。
6 7 1 蒸發過程產生的熱量為：
qe=mec(ta1-ta6)
製冷劑流量為：
1 2 在壓縮過程中所做的工作是：
w=mf(h2-h1)
努塞爾編號 nu 是：
nu=0.026 5re0.8pr0.333
其中：re 是雷諾數;pr 是普蘭特編號。
製冷劑側表面的傳熱系數為：
式中：d為扁管內孔的水力直徑;對於製冷劑的導熱係數，呼叫 refprop 即可獲得。
空氣側表面的傳熱系數為：
平均表面傳熱系數為：
式中：ari（i=1,2,3,4）為各工藝製冷劑側面的傳熱系數;Ni（i=1,2,3,4）分別為每道工序的扁管數。
傳熱系數為：
式中：ar為每公尺長扁管的內表面積;aa為每公尺管長的總外表面積;Ra是空氣側汙垢的熱阻，本文件中的值為0000 3 m2·k/w。
蒸發器單相區的平均對數溫差為：
蒸發器單相區的換熱面積為：
冷凝器單相區的平均對數溫差為：
同理，冷凝器單相區的換熱面積如下：
兩相區的換熱面積為：
總換熱面積為：
at=ae1+ae2+ac1+ac2
製冷系統COP值為：
ccop=qe/w
自定義函式 F，即每單位面積的 COP 為：
f=ccop/at
其中：MF和ME分別為工質和熱源的質量流量hi 是每個對應狀態點的比焓;Ke 和 KC 是傳熱系數。
圖 3 顯示了系統的計算過程。
無花果系統計算過程
當蒸發器進風溫度為ta1=26，冷凝器進風溫度為ta5=35時，製冷系統效能、換熱器面積及四種工質的自定義功能f如圖4和圖6所示。
從圖4a可以看出，R245FA、R1234Ze、R123和R134A的Cop值隨著ΔTEP從2增加到30而逐漸減小，R245FA和R1234Ze的CoP值變化非常相似當 ΔTEP 從 0 增加到 16 時，相同 ΔTEP 的 COP 值為 R134A、R123、R1234Ze 和 R245Fa。 從圖4b可以看出，隨著δTCP從2增加到30，R245FA、R1234Ze和R123的COP值均逐漸減小，R134A的COP值先減小後增大對於相同的 δTCP，COP 值的大小為 R134A、R123、R1234Ze 和 R245Fa對於 R134a，最大 COP 值比最小 COP 值大 44%。 從COP值可以看出，R134A工質在汽車空調製冷迴圈中具有較好的熱效能。
無花果一種工作流體cop值隨節點溫差的變化
如圖5a所示，隨著ΔTEP從2增加到30，R245FA、R1234Ze、R123和R134A的AT值逐漸減小後逐漸減小對於相同的 δTep，AT 值為 R245FA、R123、R134A 和 R1234Ze。 從圖5b可以看出，R245FA、R1234Ze、R123和R134A的AT值隨著δTCP從2增加到30而逐漸減小對於相同的δTCP，AT值為R245FA、R123、R134A和R1234Ze，當ΔTCP=2和TCP=30時，R245FA的AT值大於R134A。 對於 R134A，最大 AT 值比最小 AT 值大 65%。 由於換熱面積太小，換熱效率會降低，如果換熱面積過大，換熱器耗材會增加，因此需要選擇適度的換熱面積。
從圖5中也可以看出，蒸發器節點的溫差對總換熱面積的AT值的影響大於冷凝器節點的溫差。
無花果一種工作流體at隨節點溫差的變化
從圖6a可以看出，當δTep從2增加到30時，R245FA、R1234Ze、R123和R134A的F值均呈先增大後緩慢減小的趨勢，但ΔTEP=30時的F值大於ΔTEP=2時的F值R245Fa的拐點為ΔTEP=22，R1234Ze和R134A的拐點為ΔTEP=20，R123的拐點為ΔTEP=24。 從圖6b可以看出，當ΔTCP=4從2增加到30時，R245FA、R1234Ze和R123的F值先增大後減小，R245FA和R123在ΔTCP=4時達到拐點，R1234Ze在ΔTCP=6時達到拐點R134A在ΔTCP=4時首先達到第一拐點，在ΔTCP=22時逐漸上公升到第二拐點，然後在F值上迅速增加。
從圖6中也可以看出，蒸發器節點的溫差對f值的影響大於冷凝器節點溫差。
考慮到製冷系統的特點，如COP值、換熱總面積、自定義功能F、R134A的環保性等，選擇R134A作為汽車空調製冷劑是合理的。 通過分析冷凝器節點的溫差和蒸發器節點的溫差對COP值、AT和F的影響，可以看出蒸發器節點的溫差影響很大。
無花果一種工作流體f隨節點溫差的變化
2.2.1 不同出口空氣溫度Ta6下的結果分析。
蒸發器節點溫差對工作液R134A不同出風溫度Ta6下製冷系統單位面積效能係數f的影響如圖7所示。 從圖7可以看出，當Ta6為時，隨著蒸發器節點δTep的溫差從2增大到30，F值先增大後減小，δTep在δtep=2 和 ta6=20 時的 f 值低於 ta6 時的 f 值Ta6由5增加到20，F值呈逐漸增加的趨勢。 當δTep為2 4時，達到相同的f值，Ta6=10所需節點溫差最小;當δTep為4 6時，Ta6=15所需節點溫差最小;當δtep為2 8時，Ta6=20所需節點溫差最大;當δtep為6 22時，Ta6=20所需節點溫差最小當δTep為22 30時，Ta6=15處的F值遠大於Ta6的F值，這是由於COP值的變化快於換熱面積的變化，COP值增加，所需換熱面積減小，經濟效能提高。 可以看出，Ta6換熱溫差的增加會得到改善，進而會改善蒸發器的傳熱。 因此，蒸發器的出風溫度不易過高，TA6=15時經濟效能較好。
無花果不同ta6下f隨蒸發器節點溫差的變化
2.2.2 不同出風口溫度Ta3下的結果分析。
蒸發器節點溫差對工作液R134A不同出風溫度Ta3下製冷系統單位面積效能係數f的影響如圖8所示。
無花果不同ta3下f隨蒸發器節點溫差的變化
從圖8可以看出，當Ta3為時，隨著蒸發器節點δtep的溫差從2增大到30，當δtepTa3從43增加到49，f值逐漸減小，f值大小相近。 對於相同的f值，TA3=43時所需的節點溫差最小，TA3=49時所需的節點溫差最大。 因此，冷凝器的出風溫度不易過高，出風溫度比進風溫度高10倍左右，換熱效果更好。 從圖8中也可以看出，不同冷凝器出風溫度Ta3對製冷系統單位面積效能係數f值的影響並不明顯。
本文模擬了節點溫差對不同工質、不同蒸發器出口風溫和冷凝器出口風溫下製冷系統效能的影響，得出以下結論：
1）對於所選工作流體，存在最優節點溫差，隨著節點溫差的增大，系統COP值減小，換熱器面積減小，目標函式值先增大後減小，即存在最優節點溫差，使系統經濟效能最佳。
2）R245FA、R1234Ze、R134A、R123對應的最優冷凝器節點的溫差分別為，最優蒸發器節點的溫差分別為
3）考慮熱功率和經濟性，採用自定義功能，即製冷系統單位面積效能係數為f，f值越大，系統綜合性能越好，R134A在設定工況下效能最佳。當蒸發器出口空氣溫度為15，冷凝器出口空氣溫度為45時，相應蒸發器節點的溫差為20。
作者： 唐景春1， 王曉倩1， 張秀平21.合肥工業大學汽車與交通工程學院.
2.合肥通用機械研究所***