在节能减排的大背景下，汽车的能量管理问题日益凸显。而应对汽车能耗问题，车用空调领域解决的途径就是提升空调系统性能。诸多学者对此进行了研究。耿杰[1]结合一维和三维软件，进行空调系统性能和客舱舒适性分析，达到缩短开发周期、降低开发成本的目的。曾国文[2]首先明确汽车空调的热负荷，进而根据热负荷设计匹配空调的关键零部件，最后通过制冷和结霜实验进一步验证该空调系统的性能。张楠[3]以客车空调作为研究对象，利用一维仿真软件KULI对空调系统进行建模，并得到某些工况下的计算结果用作三维仿真的边界继续研究。高家兴[4]建立空调系统的压缩机、冷凝器、热力膨胀阀、蒸发器的数学模型，并在数学模型的基础上分析冷凝器和蒸发器入口温度、流量对空调系统性能的影响，并通过试验进行验证，他的研究结果也为本文的仿真研究提供理论支撑。黄宇杰[5]等人利用KULI软件分析制冷剂R134a、R1234yf和冷凝器、压缩机相关边界对带回热器空调系统的影响，从结果看R134a的表现较好。Yogendra V. Kuwar[6]分析使用制冷剂R1234ze的空调系统性能，评估结果认为R1234ze和R134a物理性质相似、且前者更绿色环保，因此低负荷时前者取代后者有很大可能性，高负荷时需要再进行探究。Alkan Alpaslan等人[7]利用试验分析评估了可变排量压缩机（VCC）和固定排量压缩机（FCC）对空调性能的影响，结果表明使用可变排量压缩机的空调系统㶲损更低。Hsiang-Kai Hsieh等人[8]在冷凝器外侧布置蒸发冷却垫（ED），主要作用有两个：其一是冷却进入冷凝器侧的空气，提高冷凝器侧的散热能力；其二是相比喷水冷却不会腐蚀冷凝器表面；试验结果表明，最佳情况下，可以提升空调系统COP达7.76%。Salma Khatoon等人[9]布置了一种双蒸发器制冷空调系统；具体是工质经一级节流后开始分流，其中一支进入一号蒸发器制冷，另一支进入工质罐冷却到饱和液后再次经过二级节流，而后进入二号蒸发器制冷。双蒸发器循环的出现是在满足汽车多功能制冷需求的情况下，减少冗余部件，降低汽车能耗做出的选择。李维伟[10]在他的研究中说明不同工况的空调能耗对整车能耗影响也较大，因此要理清不同运行工况下空调的能耗表现。

车用空调的实际使用场合十分复杂，不同的使用工况会存在各种压缩机工作状态、蒸发器和冷凝器端进风，进而影响空调的耗功、制冷量、工作效率（COP）等性能表现。此外，实际制冷循环是一种热力逆循环，而任意逆循环的理想循环都是逆卡诺循环；逆卡诺循环的工作效率可以通常可以用“平均温度”的概念进行热力学评价，因此实际制冷循环的工作效率也可以类比采用该方式。故本文就车用空调中的压缩机、冷凝器、蒸发器相关边界条件对系统性能的影响进行仿真分析；并引入“平均温度”的概念进行探讨和趋势分析，力求为车用空调系统开发和运行提供理论指导。

模型的建立基于以下假设：（1）制冷剂在管道内部一维方向流动，流动状态沿管长方向变化；（2）空气垂直、均匀掠过换热器；（3）制冷剂在管道、压缩机、膨胀阀中，与外界没有热交换。

根据空调制冷系统的布置，建立空调系统一维模型，如图1.1所示。模型中主要包括压缩机、冷凝器、热力膨胀阀、蒸发器和管路五个模块[11]。

压缩机主要是将来自蒸发器的低温、低压的过热工质压缩为高温高压的状态送入冷凝器。该模块的输入主要是压缩机的转速、压比、进出口状态和效率构成的工作map。

冷凝器主要作用是利用空气将高温、高压的过热工质冷凝为高压中温的过冷工质。该模块的建立主要是几何尺寸、换热性能和阻力信息。几何尺寸包括微通道的尺寸、数量和管数流程；翅片的形状和尺寸。换热信息主要包括温度、流量和换热量。阻力信息主要包括流量和阻力曲线。并结合换热因子和阻力因子调整模型。

热力膨胀阀的作用是将来自冷凝器的过冷工质进行节流降压，产生低温低压的工质，并送入蒸发器进行吸热制冷。其输入主要包括四象限的感温包压力-温度曲线、开度-压力曲线、流量-开度曲线。仿真中读取蒸发器出口的工质状态来控制系统的工作。

蒸发器主要作用是利用低温、低压的制冷剂吸收空气中的热量进而进行制冷。建模过程与冷凝器相似。

图1.1 空调系统一维模型

表1.1是台架空调系统测试时采用的工况和边界，变量是冷凝器的进风温度，设置在32-41℃之间。

表1.1 文献中试验边界

本文以上述边界为输入进行仿真，并将结果与试验值进行对比。结果如图1.2所示。可知两者结果数据相差较小、且趋势相近，故模型可靠，可以进行后面的仿真分析。

图1.2 仿真与试验结果对比

图1.2 卡诺循环T-s图

制冷循环是一个经典的逆循环，考虑到理想的制冷循环是变热源的逆循环，因此理想的制冷循环工作系数需要用平均温度来描述：

图1.3 制冷循环T-s图

本节分析冷凝器空气侧温度对空调系统性能的影响，冷凝器空气侧温度由32℃升高到48℃。如图2.2（a）所示，压缩机出口压力随之从12.54bar上升到18.24bar。如图2.2（b）所示，压缩机耗功随冷凝器空气侧温升从2.31kW升高到2.93kW。如图2.2（c）所示为空调系统制冷量随冷凝器空气侧温变化，该值从5.13kW降低至4.55kW。如图2.2（d）所示，空调系统的制冷系数从2.22降低至1.56。主要是冷凝器空气侧温度升高，想要通过冷凝器向外散热就需要制冷剂有更高的温度，因此需要更高的压缩机排温和排气压力，压缩机耗功随之增加。也正因为此，蒸发器产生制冷量会更加困难，也导致COP的降低。

图2.2 冷凝器空气侧温度对空调系统影响

本节分析冷凝器空气侧流速对空调系统性能的影响，冷凝器空气侧流速由2.28m/s升高到3.42m/s。如图2.3（a）所示，压缩机排气压力随冷凝器空气侧流速增加而降低，从15.20bar降低至13.99bar。压缩机耗功随之从2.6kW下降至2.48kW，如图2.3（b）所示。图2.3（c）所示，空调制冷量随冷凝器空气侧流速升高从4.84kW升高至4.98kW。空调系统制冷系数变化如图2.3（d）所示，该值从1.86升高至1.99。冷凝器空气侧流速的升高，可以认为是相同时间内冷凝器空气侧可以提供更多的冷量。这有利于制冷剂通过冷凝器的散热。因而随着空气流速增大，对流经冷凝器的制冷剂温度需求更低，所需的压缩机排温和排压越低，压缩机耗功减少。并且冷凝器的散热条件越好，膨胀阀的温度更低，制冷量更高，从而COP增大。

图2.3 冷凝器空气侧流速对空调系统影响

本节描述蒸发器空气侧温度从28℃升高到42℃对空调系统产生的影响。从图2.4（a）可以发现，压缩机排气压力随之从15.20bar升高至16.92bar。如图2.4（b）所示，压缩机耗功随蒸发器空气温度升高由2.6kW变化到3.12kW。如图2.4（c）所示，空调系统制冷量从4.84kW变化至6.70kW。以上导致图2.4（d）所示的空调制冷系数由1.86升高至2.15。蒸发器侧空气温度升高主要导致空调系统制冷负荷增加，如此需要更大的压缩机排气和排温，进而增大压缩机的耗功。制冷负荷反映到蒸发器就是空调系统的制冷量增大。此外蒸发器空气侧温度的升高更有利于制冷剂从空气中吸热，因此会增大空调系统COP。

图2.4 蒸发器空气侧温度对空调系统影响

本节描述蒸发器空气侧相对湿度从25%升高到37.5%对空调系统产生的影响。如图2.5（a）所示，压缩机排气压力随之从15.20bar升高至15.59bar。如图2.5（b）所示，压缩机耗功由2.6kW升高至2.73kW。如图2.5（c）所示，空调系统制冷量从4.84kW升高至5.27kW。如图2.5（d），空调制冷系数由1.86升高至1.98。蒸发器侧空气相对湿度升高，表征湿空气中的水蒸气过热度更大，即湿空气的焓值更大，因此想要冷却该湿空气需要更大的制冷量。这同样导致空调系统制冷负荷增加，也就是制冷量更大。同样需要提高压缩机排气和排温，带来更大的压缩机耗功。蒸发器空气侧湿度的升高也会向制冷剂提供更多的能量，因此会增大空调系统COP。

图2.5 蒸发器空气侧湿度对空调系统影响

本节描述蒸发器空气侧流量从530kg/h升高到795kg/h对空调系统产生的影响。如图2.6（a）所示，压缩机排气压力随之从15.20bar升高至15.90bar。如图2.6（b）所示，压缩机耗功由2.6kW升高至2.82kW。如图2.6（c）所示，空调系统制冷量从4.84kW升高至5.61kW。如图2.6（d），空调制冷系数由1.86升高至1.99。蒸发器侧空气流量升高，即相同时间内需要被冷却的空气量增大，表征对蒸发器空气侧进行冷却需要更大的制冷量。这会导致空调系统制冷负荷增加，即制冷量更大。这需要提高压缩机排气和排温，带来更大的压缩机耗功。蒸发器空气侧流量的升高也会向制冷剂提供更多的能量，故增大空调系统COP。

图2.6 蒸发器空气侧湿度对空调系统影响

图2.7 压缩机转速、冷凝器空气侧温度

对制冷循环T-s图的影响

图2.8 冷凝器空气侧流速对制冷循环T-s图的影响

图2.9 蒸发器空气侧温度、湿度、流量

对制冷循环T-s图的影响

本文重点研究变工况下车用空调系统的性能。仿真分析压缩机转速，冷凝器空气侧风温、风速，蒸发器空气侧风温、湿度、流量对空调系统性能的影响，这些性能包括压缩机的排气压力、压缩机耗功、制冷量和COP。进一步分析这些因素和影响背后的热力学原理，得出结论如下：

（1）压缩机转速从从4500rpm升高到7500rpm时，压缩机出口压力从14.3bar上升到15.55bar，压缩机耗功从1.73kW增加至3.02kW，制冷量由4.19kW升高到5.07kW，COP从2.42降低至1.68。虽然制冷量提升，但是压缩机排气压力、功耗升高以及COP降低，因此需要合理调控其他边界，缓解压缩机转速提升；

（2）冷凝器空气侧温度从32℃升高到48℃。压缩机出口压力从12.54bar上升到18.24bar压缩机耗从2.31kW升高到2.93kW，制冷量从5.13kW降低至4.55kW，空调系统的制冷系数从2.22降低至1.56。

（3）冷凝器空气侧流速由2.28m/s升高到3.42m/s。压缩机排气压力从15.20bar降低至13.99bar。压缩机耗从2.6kW下降至2.48kW，空调制冷量从4.84kW升高至4.98kW。空调系统制冷系数变从1.86升高至1.99。

（4）因此要合理布置车前舱结构，改善冷凝器端工作条件。且由结果可以看出改善冷凝器端的温度条件，效果要好于改善冷凝器端的风速边界。

（5）提升蒸发器的温度、湿度和流量会引起压缩机排气压力、耗功、制冷量和COP不同程度得上升。因此在优化空调系统性能时，蒸发器端的因素优先级较低。

（6）文章分析得出压缩机、冷凝器、蒸发器相关边界对空调系统的影响趋势，将结果汇总在表1.1中，这为空调开发和运行提供规律指导。

表1.1 空调性能变化汇总

（7） 空调系统的相关工况可以与热力学第二定律中卡诺循环相关联。边界的影响可以映射到卡诺循环概念中高、低温热源温度的变化。压缩机和冷凝器端可以与高温热源大小对应、蒸发器端与低温热源大小对应，这为后续空调系统的边界调控提供理论基础。