二氧化碳汽车空调简述

二氧化碳汽车空调简述
能源二班 岳萌 王浩阳 高振坤 何晓东
二氧化碳制冷剂历史

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CO2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。HFC134a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Байду номын сангаас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。

当前应用现状

大众与奔驰选用二氧化碳代替新型制冷 剂
大众汽车公司表示，它计划在整个车型中推出 二氧化碳空调系统，替代由美国霍尼韦尔公司 和杜邦公司生产的空调制冷剂 。尽管政府称 HFO-1234yf制冷剂严格符合环保要求，但是通 过戴姆勒公司的测试结果表明，HFO-1234yf制 冷剂具有引起火灾的隐患。该公司去年8月份在 一项碰撞测试中发现，这款制冷剂一旦在碰撞 中发生泄漏并与空调压缩机中的油液混合，在 遇到温度极高的发动机缸体表面后可能会发生 起火，并产生有毒气体。



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。
二氧化碳作为制冷剂的优点

(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。
超临界循环的二氧化碳汽车空调系统原理与结构

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 CO P （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 hb—hc=hf—he。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。

热交换器

CO2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。 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。
二氧化碳制冷在汽车空调上的应用
常用制冷剂物理性质比较
二氧化碳的物理性质
CO2是地球圈的组成物质之一，它无毒、不可燃GWP值为1。具有优良的热 物理性质：CO2容积制冷量是R12的8倍，使设备更紧凑；使压缩机进一步小型 化，连接管道细小化；在 -40℃ 时 CO2液体粘度是 5℃ 水粘度的 1/8 ，有很好的传 热性能，其换热系数明显高于R134a；循环系统具有较小的压力比，可提高压缩 机的绝热功率；系统可运行在较高的压力下，管道及换热器中压差的影响很小。 CO2临界参数为：临界温度31.1℃，临界压力7.38MPa。只有当冷凝温度低于 30℃时，CO2空调系统才能采用与常规工质相似的亚临界循环，而汽车空调的实 际运行工况范围处于这个温度以下的可能性比较小。为此，汽车空调系统只能 采用亚临界循环。该循环的特点是蒸发吸热过程发生在亚临界区，而放热过程 发生在超临界区，这就是为什么在CO2系统中将冷凝器改为气体冷却器的主要原 因。
超临界循环的二氧化碳汽车空调系统原理与结构
压缩机结构特点

CO2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CO2的具有较高的低压工作压力 p0，因而压缩 机的压比π=pH/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CO2压缩机的吸排气压力 均比 R134a 压缩机的大得多 , 因而在CO2压缩机类型选择及设计上应给于充 分考虑。
压缩机结构特点

应用于CO2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%。
热交换器

CO2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。

经过实验和理论研究 ,一般认为往复式压缩机较适合于CO2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 CO2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。