二氧化碳在汽车空调中的应用

二氧化碳在汽车空调中的应用
汽运091－刘天文CO2作为最早采用的制冷剂之一，从19世纪初直到20世纪30年代得到了普遍使用，随着CFCs的出现，CO2很快被人们所抛弃，主要原因是在冷却水温高的热带地区，由于C O2的临界温度只有31.1℃，采用传统Perkin蒸汽压缩制冷循环时冷量损失较大，且存在着饱和压力过高，压缩机功耗过大的缺点，当然这也和当时的制造水平有关。

20世纪70
年代，CFC及HCFC被发现破坏大气臭氧层及温室效应指数较高而面临全面禁用。

HFC1 34a也由于其温室效应指数较高而被认为是一种过渡型的替代物。

在此背景下，超临界循环的二氧化碳系统以其优良的环保特性、良好的传热性质、较低的流动阻力及相当大的单位容积制冷量，重新在制冷领域，尤其在认为用新型化合替代物同样会隐藏着不可预知潜在危险的欧洲得到了青睐，从1994年起BMW、DAIMLERENZ、VOLVO、德国大众、Danfoss、Valeo等欧洲著名公司发起了名为“RACE”的联合项目，联合欧洲著名高校、汽车空调制造商等研制二氧化碳汽车空调系统，并计划在2003年欧洲生产的汽车一半装备二氧化碳汽车空调系统。

目前已完成样机制备，并装车试验，二氧化碳汽车空调系统的产品化指日可待。

与HFC134a相比，CO2作为制冷剂具有明显的优点：
(1)ODP=0,GWP≈0
(2)蒸发潜热r较大，单位容积制冷量相当大(0℃时单位容积制冷量是NH3的1.58倍，是R12和R22的8.25倍与5.12倍)
(3)运动粘度低(0℃时CO2饱和液体的运动粘度只为NH3的5.2%，是R12的23.8%)
(4)绝热指数较高K=1.30，压缩机压比π=PH/P0约为2.5～3.0，比其它制冷剂系统低，接近于最佳经济水平。

(5)适应各种润滑油和常用机器零部件材料。

(6)价廉，维修方便，无需再循环利用。

当前环境保护问题越来越受到重视，二氧化碳汽车空调系统产品一旦成熟，必将使其它制冷工质黯然失色，我国汽车空调业又将面临新的挑战，为此本文对二氧化碳汽车空调系统的研究应用现状进行了总结。

2超临界循环的二氧化碳汽车空调系统原理与结构
CO2临界温度较低，用作蒸汽压缩式制冷循环的工质时，其性能系数与制冷能力直接受环境温度和冷却介质温度的影响。

如果采用传统的Perkins蒸汽压缩式制冷循环，循环工质的临界温度决定发生冷凝过程的温度上限，通常要求它至少高出环境温度30℃才可以获得较好的制冷系数。

因CO2临界温度太低(31. 1℃)，使其制冷系数COP=q0/W较低。

尤其是环境温度较高时，循环的单位质量制冷量q0明显减小，制冷能力显著下降，而功耗W却增大，因此其经济性很差。

这是采用传统Perkins蒸汽压缩式制冷循环的二氧化碳系统先天不足的主要原因。

正因为这个原因，使原来应用于制冷循环CO2制冷剂被卤代烃所取代。

但是按照热力学第二定律，制冷循环的理论效率或卡诺循环制冷系数与工质的性质无关。

采用跨临界的制冷循环可避开该制约因素。

在超临界压力下采用中间回热可减小循环的不可逆损失，有利于提高系统的经济性能。

20世纪90年代初，挪威Lorentzen教授开发了采用超临界制冷循环的汽车空调样机，其原理如图１所示，图２为超临界循环的压焓（）图。

它是一种与深度冷冻装置中的高压（林德）流程气体液化和分离装置类似的系统，但在这里的目的是利用气体液化后可以蒸发吸收气化潜热的特性以达到制冷的目的，而不是为了气体液化和分离。

超临界制冷循环系统由压缩机C、气体冷却器G、内部热交换器I、节流阀V、蒸发器E与贮液器A组成封闭回路。

气体工质由压缩机升压至超临界压力，其在图上为过程，然后进入气体冷却器中，被冷却介质（空气或冷却水）所冷却。

为了提高制冷系统的性能系数COP（coefficient of performance），自气体冷却器出来的高压气体在内部热交换器中进一步冷却，它是利用从蒸发器出来的低温
低压蒸气进行热交换的原理实现的，这一过程即。

这也促使从蒸发器出来的低
温低压蒸气进一步气化，防止了压缩机液击现象的发生。

理想状况下，焓降
h
b
—h c=h f—h e。

然后利用节流阀减压，经节流后的气体降温冷却，且部分气体液化（在节流减压前不发生液化），湿蒸气进入蒸发器内气化，吸收周围介质的热量，使空气降温。

蒸发器内的液体并不全部气化，因此出口工质的状态处于两相区，即气液并存，这对提高蒸发器的传热效率十分有利。

正因为如此，蒸发器出口处需配置贮液器（在汽车空调系统中常被称为集液器或积累器），以防止压缩机液击和便于压缩机回油（图上虚线为回油管道）。

贮液器出来的低压饱和蒸气进入热交换器的低压侧管道，吸收高温高压的超临界气体的热量后，成为过热蒸气进入压缩机并升压。

制冷系统如此周而复始完成循环。

３二氧化碳汽车空调系统部件结构特点
CO
2
超临界系统的工作压力远远高于亚临界循环，蒸发压力为3～4MPa，冷凝压力为10～11MPa，高的工作压力给压缩机及管路的设计与密封带来一系列的问
题，需要进行较大的改进。

与传统制冷剂相比，CO
2
具有更大的单位容积制冷量，
0℃时CO
2的单位容积制冷量分别为NH
3
的1.58倍、R12的8.5倍、R22的5.12
倍，因此，CO
2
制冷系统中的容积流量可明显减少，这样使得压缩机的尺寸、阀门与管道的流通面积比一般制冷系统要小得多。

同时良好的热力性质也为选择结构紧凑、高效的热交换器提供了可能性。

３.1．压缩机结构特点
CO
2
和氨一样，具有较高的等熵指数k，达1.30，高的等熵指数会引起压缩机排
气温度偏高的顾虑，但由于CO
2
的具有较高的低压工作压力p0，因而压缩机的压比π=p H/p0却比其他制冷剂系统低得多，因此不会像氨系统那样需要对压缩机本身进行冷却。

高的等熵指数k、小的压比，可减小压缩机余隙容积的再膨胀损失 ,
提高压缩机的容积效率。

同时 , 因为CO
2
压缩机的吸排气压力均比 R134a 压缩
机的大得多 , 因而在CO
2
压缩机类型选择及设计上应给于充分考虑。

经过实验和理论研究 ,一般认为往复式压缩机较适合于CO
2
空调制冷系统, 主要原因是柱塞和轴塞式压缩机凭借油润滑, 在气缸壁和活塞之间存在良好的油膜
滑动密封, 因此成为 CO
2
制冷系统的首选。

迄今为止 , 汽车空调系统中使用的二氧化碳压缩机多采用往复式结构 , DANFOSS 公司研制了三缸斜盘式压缩机、Bock 公司研制了两缸立式活塞式客车空调压缩机。

应用于CO
2
汽车空调系统的压缩机气缸体积小, 吸排气压力高，存在潜在的高冲击速度，因此，对传统使用的簧片阀提出了挑战, 为满足系统工作压力的要求，必须对阀门进行改进。

Bock公司将压缩机排气阀改良后发现压缩机效率提高了7%。

３.2. 热交换器
CO
2
汽车空调系统热交换器包括蒸发器、气体冷却器和内部气体换热器, 占整个系统质量的一半及大部分体积, 为满足汽车空调的特殊要求, 必须具备高效、紧凑、重量轻的特点。

气体冷却器要完成制冷循环中散热工作。

其作用相当于传统制冷循环中的冷凝器。

在气体冷却器中, 二氧化碳工作在超临界状态下, 始终处于气态, 并不发生一般冷凝器中的冷凝液化过程。

受二氧化碳热物性的制约,气体冷却器中制冷剂侧压力很高,达10～11MPa, 另外, 由于二氧化碳处于超临界状态, 出口温度独立于出口压力, 使它可以有较大的压降。

因此, 制冷剂侧可以设计成较大的流
量密度 (600～1200kg/s·m2) 和较小的管径。

同时 , 小管径也有助于承受较高的压力。

的冷却特性使采用小迎风面积、长空气流道、低空气流速的逆流式换热器成CO
2
为可能。

采用逆流式的气体冷却器接近方形，紧凑的结构和较小的空气流量可以使汽车空调中的空气冷却器不一定放在散热器前, 也可不放在汽车前部, 有利
于汽车设计的整体优化, 也避免了增加散热器的负荷以及车底热空气进入气体
冷却器中。

最初的空气冷却器由 Lorntzen 和 Pettersen 于 1990～1991 年推出, 为传统的管片式。

进一步的模型计算表明, 采用更小的管径有助于提高换热强度。

同时, 由于对最小爆炸压力的考虑, 也要求缩小管径。

因此, Lorentzen 和 Pettersen 在 1994 年对气体冷却器进行了改进设计, 使管径减小到2.Omm。

但过小的管径带来制造上的困难, 增加了成本。

在这种情况下 ,开发了“平行流”气体冷却器: 一组平行的小直径换热管构成一个整体以便于制造。

“平行流”气体冷却器增加了换热面积，提高了空气侧和制冷剂侧的换热量；提高了气体冷却器内工质流体的温度和流量分配的均匀度，提高了换热效率；减小了制冷剂的流动阻力，降低了制冷剂在冷却器中的压力损失，减少压缩机功耗。

“平行流”气体冷却器的。