汽车空调和热泵系统概述

外语文献翻译题目: 汽车空调和热泵系统概述专业:J动力热能班级:0701学号:3071105025姓名:沈海龙指导老师:王盈慧 教授 2010年4月 汽车空调和热泵系统概述M. Hosoz *, M. Direk科贾埃利大学机械专业发稿于土耳其2004，11，5，认可于2005，5，18，网上发布于2005，7，14摘要 这是项关于 汽车空调系统的R134a性能特点能够被空气源热泵操作使用的研究。为此目的，实验汽车空气从原始组件组成的设备已执行分析空调系统和一些额外的设备，在该系统的相反方向上操作。系统中的空气调节和热泵通过改变压缩机的速度与空气温度在室内和室外的盘管的入口进行模式测试。评价收集数据中的稳定状态测试运行能力，性能系数显示运行条件的影响,在这两种操作模式下压缩机的放电温度和喷射系数受损于系统的每个组件的速率。热泵只在温和的天气条件和室外温度大幅下降加热能力减少下提供了足够的加热。然而，与空调操作相比，热泵通常能效比高和更低的每单位容量损失。它也是可以通过重新设计室内盘管来提高加热性能，使用另一种较高的热排斥反应率制冷剂在冷凝器作为更好的热源,例如发动机冷却液或废气。 2005 Elsevier 有限公司版权所有。关键字： 汽车空调 ；热泵 ；R134a ；COP ；散热作者通信方式： Tel: +90 262 3032279; fax: +90 262 3032203 E-mail address: mhosozkou.edu.tr _(M. Hosoz).0196-8904/$ - see front matter _ 2005 Elsevier Ltd .All rights reserved.doi:10.1016/j.enconman.2005.05.004名称 COP 能效比系数的性能Ed 损失 的速率(W)h 具体焓 (kJ/kg)m 流量 (g/s)n 压缩机速度 (rpm)Q 冷却或加热能力 (W)s 具体熵 (kJ/ (kg* K)T 温度 (K)T0 环境温度 （K）W 压缩机功率 (W)下标a 空气c 凝汽器comp 复合压缩机e 蒸发器IC 室内盘管IN 在入口OC 户外盘管r 制冷剂rv 换向阀t 总v 膨胀阀1.介绍汽车空调 (AC) 系统通常采用蒸汽压缩制冷循环，当前正在使用 R134a作为介质，实现夏季客运车厢舒适。在冬季，另一方面室外空气流从发动机冷却液吸收了废热，它提供给以保持其舒适的车厢温暖。不过，据了解，一些现代的高效率，直喷式柴油机不能产生足够的废热，以这种方式实现的一种可接受的热舒适时间-舒适期 2。这种类型的发动机车辆目前采用电动、 燃料燃烧或粘加热器主要供暖系统的补充。然而，这些设备，通常是效率低下的、繁重的、昂贵的、 不环保 3。提供足够的热量给车厢有具有吸引力的方法是颠倒汽车的制冷剂流动系统，即，冷剂流动的方向作为热泵 (HP)。在此情况下后气流已从室内盘管吸收热量作为冷凝器，它被吹进车厢来温暖车厢。除了协助主要加热系统的车辆的高效率内燃机，特别是在发动机暖起时间，汽车的 HP 可以用在电动汽车中没有浪费能源在哪里,舒适采暖是可用的。因为汽车是一个竞争激烈和技术面向行业，文献提供仅有少数的关于这些系统的实验性能的研究。中南工业大学荣 4 的补充/改造制冷剂混合物R12热力学性能研究在 1995 年以前生产的汽车空调。李裕 5 进行性能汽车空调的成分分析和开发集成模型模拟整个系统。Ratts和Brown 6 实验分析制冷剂的填充水平对汽车的交流系统的性能的影响。Al-Rabghi 和Niyaz 7 改造 R12 汽车空调使用 R134a 和两个的制冷剂相比的性能系数。中南工业大学Jabardo 8 发展稳定状态的可变容量压缩机汽车循环系统和调查及其有效性的计算机仿真模型实验装置。中南工业大学Joudi 9用计算机模型模拟使用几种制冷剂的理想汽车空调的性能。Kaynakli和 Horuz 10 分析性能试验并为了找到使用R134a的汽车的管路系统最佳工作条件。Bhatti 11 调查潜在当前使用 R134a 汽车交流系统的扩充，目的是降低其总体等效的全球变暖的影响。由于 R134a 使全球变暖的潜在能力 （GWP） 是CO2的 1300倍，这项研究一直为汽车空调寻找低的全球升温潜能的制冷剂适合替代品。碳氢制冷剂由于其潜在的可燃性不能使用，所以这些系统CO2 似乎是有前途的制冷剂，为这一领域。中南工业大学Brown 12 性能比较CO2的特点和使用仿真模型的 R134a 汽车空调系统蒸汽压缩制冷循环。尽管其中可能存在安全问题，Ghodbane 13 评估R134a 碳氢化合物作为备用的使用和模拟的汽车性能循环系统 R152a 和几个其他碳氢化合物。虽然汽车的 HP 曾经在之前的概念车出现过，它首先被用在商业性生产的电动汽车是上世纪 90 年代 14。中南工业大学 15 模拟用 R12和R134a稳态冷却与加热汽车循环/HP 系统的操作和确定冷却与加热能力，能效比和功率在环境温度和固定的压缩机的速度的影响变化。他们发现，R134a和 R12 产量比较的结果，而系统的加热能力不足。谢雷尔中南工业大学 16 研究R152a 和使用R134a HP为热源的冷却剂的引擎对车辆性能比较。他们提出了在车厢几个地点内的空气温度作为时间的函数和发现这两种制冷剂的产量性能和加热能力几乎完全相同。梅耶 3 改装汽车使之带R134a HP和确定车厢内气温随时间的变化。他们比较升温试验结果与基线数据，当HP 提供补充热时发现有重大的进步。当CO2 系统使用作临界制冷循环，他们作为 HP可能会提供高的加热能力和能效比当循环系统运行时。绍兴文理学院 17 调查CO2的实验性能在汽车循环/HP 系统和评估冷却与制热性能，室内盘管散热能力和能效比作为函数的冷却与加热温度模式。这是从文献调查得到上文所述的比较和详细的稳定状态综合汽车循环和使用 R134a 的 HP 系统空对空的实验分析尚未被执行。本白皮书旨在为这两种操作模式系统确定的压缩机速度的影响、 空气温度在室内和室外的盘管和冷凝蒸发温度的入口对系统的性能做全面的性能评价。这一评价不仅基于能源而且还有已执行获取有关的损失和查明其定量信息的分析，组件导致效率低下。为此目的，实验的汽车交流循环系统已经能够按照 HP运行。在 100 多个测试运行收集数据。一些性能参数，即冷却与加热能力，能效比，压缩机工作温度和制冷回路系统的每个组件中损失的速率，已评估并提交。2实验的安装说明如图 1中所示,实验汽车交流/HP 系统主要由小型汽车的交流系统原始组件组成。蒸汽由压缩制冷电路组成的五缸斜板压缩机、并行流微户外盘管，两个内部均衡热力膨胀阀（TXV），层叠式室内盘管、两个筛选器/催干剂、在需要时和需要一些单向阀操作该系统作为HP的换向阀。为了达到舒适冷却系统模式，即作为空调, 换向阀是切断。然后，如图1所示，制冷剂从室内盘管和发送到户外的盘管，在的固体的箭头。当制冷剂经过蒸发器到室内盘管，它从风机驱动的空气流中吸收热量，从而提供了一个很凉爽的室内空气流。经过压缩、 制冷剂进入室外盘管和释放热到另一种双风扇驱动的空气流中。或者，换向阀通电时可以作为 HP 运作系统。这就要在室外和室内的盘管，分别担任蒸发器、冷凝器。这种顺利的供暖方式，在中图 1的制冷剂循环中的虚线箭头所示方向。制冷剂通过户外的盘管，它从室外空气热流吸收，压缩机压缩等量的热量，然后在室内的盘管中释放出热量。在每个操作的模式中，只有一个 TXV，位于上游活动的蒸发器的工作。膨胀阀不在操作时每个膨胀阀连接到并行的止回阀，允许制冷剂在相反的方向流动。压缩机是带逆变器驱动电压频率通过三个阶段4千瓦电机。汽车空调系统通常是由一个温控器控制，通过即电电磁离合器接触滑轮使旋转的压缩机轴脱离实现车厢内所需的空气温度。然而，为了测试系统在不中断的情况下的稳态运行，实验系统不会利用恒温。室内风机和室外风机电动机电源是单独的直流电流通电可调输出电压的电源。因为在户外的盘管的空气速度取决于风扇马达的电压，此电压允许广泛的范围的变化并且可以在冷热模式下改变温度。此外，室外盘管进口的温度不需要考虑。户外盘管正面面积 0.227 平方米，它插入到风管的长度为1.0 米。为了使气流一致通过蒸发器，盘管的上游有流量校正器。室内的盘管正面面积 为1.271 平方米，它插入到另一个管道 的长度是1.0 米。这管道还包含鼓风机、 电加热器与另一个位于上游的室内的盘管的流量校正器。电加热器，其中可以控制在0和2000W，通常用来实现室内盘管入口所需的空气温度。制冷系统的冷凝器是由铜管和绝热的弹性材料组成。室内盘管的管道也是由5厘米板绝热的岩棉包裹。制冷回路需要R134a 700克。表 1仪器仪表的特点测量 仪表 分类 范围温度 K型热电偶 -50/100 0.3压力 波登计 -100/1000,0/3000 kPa 10/50 kPa空气流量 风速计 0.1/15 m /s 3 %压缩机速度 数字转速计 10/100000 rpm 2 % 图 1中在同样描绘的位置进行了测量。系统各点的制冷剂和气温由K 型热电偶检测。检测制冷剂温度的传感器被焊接到铜管。空气侧温度由进出室内外盘管出的干湿球计测量。为室外盘管的干湿球温度计被固定在三个不一样的位置，他们一般去寻找主要的数值。波登管压力表测量吸入与排出的压力。另外假定蒸发和冷凝压力是等于吸入与排出压力。为了确定空气通过室内和室外的盘管气流， 相关的管道中的空气流速被风速仪测量和取平均值。然后，平均速度，随空气密度和管道的流区进行了评估与连续性方程。压缩机转速由数字光电转速计检测，同时用电模拟瓦特计测量压缩机电机的功率消耗。表 1概述了一些仪器的功能，进一步的实验细节和安装程序，可以在里绿18 发现。3测试过程的描述 汽车交流/HP 系统的性能试验是每种操作模式进行两组测试评估，即最大户外风扇速度和冷凝温度的常数测试。在第一组测试，电压 12 V，适用于室外的风扇马达的收益率容积式空气流量为 0。174立方/秒。压缩机转速电位器相连的逆变器所需的方式作了调整。室内的盘管入口空气温度被电加热器通过能量输入加热。第二组的测试中，连续在冷凝温度45、50、55 下执行, 室外风机电动机的电压变更在0和12V之间以获得不同的空气流量。在冷却的模式下，通过空气流动速率的变化,室外盘管直接影响压缩温度;在供暖模式下，它影响初始蒸发温度，从而影响压缩温度变化。在冷却模式测试中，室内盘管入口的空气干球温度保持 26，31和37，虽然压缩机速度从750到2000 转每分钟之间变化。在加热方式测试，另一方面，干球温度的空气进入室内的盘管是保持在13、18、24、30 ，当压缩机速度维持在 750、1000、1250 转每分钟。在这两种模式下，最小的压缩机速度被选为750 转每分钟，避免可能发生在较低的速度下润滑不充分。加热方式测试，低温度空气造成户外盘管入口相当低的蒸发温度时，压缩机速度超过1250转每分钟。这导致结霜并启动的压缩机容量的控制系统从而不能稳态和高产低效的操作。容量控制系统吸气压力低于预定的值时通过调整压缩机活塞的描边控制制冷剂流量。为了避免这种干扰，制热模式下的测试最高限额压缩机速度被选为 1250 rpm。在冷却的模式测试中，室内盘管入口的空气温度较明显，而这允许选择达2000 rpm 的转速限制。在这两个组的测试中，经过室内盘管的空气流的容积率被固定为 0.114立方/秒。在冷却模式测试下户外盘管入口的空气温度保持在26、31，并在加热模式测试下保持在13和18。为了实现这一目标，实验室在需要时提供空调流。为了实现了稳定的状态，当温度偏差底于主要温度0.5 10分钟是可以允许的。实验工厂通常更改输入的条件2040分钟后被带到内稳态。当系统稳定状态出现时就要及时收集数据来评估系统性能。4热力学分析图 1，在交流和热泵工作模式下,试验系统的制冷和制热能力可以专业的表达为室内盘管进口和出口的空气流量和空气的焓。如下: (1)由于气流通过室内盘管只和制冷剂交换热量，所以制冷剂质量流量可以计算为： (2)假定压缩过程是绝热的，压缩机功率在这两种操作模式中的制冷剂可以计算为： (3)制冷制热性能系数是压缩机使系统在空气调节和制热模式下能有力运行，分别。那是： (4)在绝热压缩机中，压缩损失率，这是由于气体摩擦，机械内部与移动部件摩擦的传热损失的，可以表示为： (5)T0 是环境的温度，代表结束状态。假设没有热量向/从环境中转移,换向阀的换热损失速率的计算等式。 （6.a) 和 (6.b)和分别。 (6.a) (6.b)因为人们认为制冷回路的任何组件中除了膨胀阀是没有压降的，换向阀中的损失源是不可逆性，冷媒流与冷媒流传热是相关联的。凝汽器和冷媒蒸汽损失速率是由于制冷剂流与空气之间的温度差造成的换热有关。可以将这速率根据确定的等式表达。 (7.a) 和 (7.b) 制冷和采暖方式，分别 (7.a) (7.b)忽视膨胀阀中换热损失，阀门的制冷剂摩擦这是主要的损失速率，是获等式。 （8。a) 和 (8。b) 制冷和采暖方式，分别： (8.a) (8.b)蒸发损失的速率源自制冷剂和空气流之间的温度差。这种速度，可以从等式计算。（9。a) 和 (9。b) 的制冷和采暖方式，分别。 (9.a) (9.b)最后，在两个系统的制冷电路中损失的总速率可以通过计算操作模式 (10)5结果与讨论图 2-6所示实验系统中压缩机在室内和室内线圈的入口在各种空气温度的速度的某些性能参数变化。图的这些数字，取最大的户外风扇速度测试。制冷和制热能力作为压缩机速度函数绘制在图2中。当压缩机速度因为室内盘管入口空气温度的下降而下降时,则制冷能力也减弱。当压缩机速度一定时，由于容量控制系统的启动，则制冷能力下降。当到一定值时。其值只取决于进入线圈的温度。同样，压缩机速度和降低在户外的线圈入口的空气温度下降加热能力也会增加。据观察实验系统提供了大量的室内热,同时在相同的操作状态下，制热和制冷能是相当的。 操作的条件。图 3表示能效比（COP）作为压缩机速度的变化的函数。可以从此图中，制冷模式下的COP与压缩机速度的增加和室内盘管入口的空气温度下降而降低。同样，加热模式的COP与压缩机速度的增加和室外温度的下降而降低。图 2中看到，在这两种模式下更高的COP是以较低的容量代价的完成。由于加热的COP考虑到压缩机做功添加到制冷剂的热，它超过冷却用于给定的工作条件的COP。图 4所示压缩机排气温度作为压缩机速度的函数。在这两种操作模式中的压缩机提速与在室内和室外的线圈的入口空气温度升高排气温度上升。这是提高冷凝式压缩机速度与空气入口温度的温度的结果。众所周知，更高的排气温度、润滑油热损坏，容易导致过度磨损，并减少的压缩机耐久性，破坏的可能性就越高。给定适宜的天气状态下，发现制热模式下的排气温度比制冷的略微高一些。然而，如果更严重天气条件比较多，制热模式下的排气气温会较低 。图 5中在对于这两种操作模式总损失的能力和压缩机速度的速率比，这一比率上升提高压缩机速度，虽然它下降这两个线圈的入口气温也降低。此外，产热比率低，从而比那些在冷却过程中观察到的操作给予更高的能耗。图 3所示前期的描述。图6表示下冷却循环管路各组成部件的热损失速率和压缩机转速的关系。两种运作模式，每个组件中的热损失速率随压缩机的速度加快而增加。这可以解释这一事实，压缩机速率增加，提高制冷剂流速和冷凝压力，蒸发压力下降。当压缩机和膨胀阀的压力上升，则热损失更多。另一方面，增加制冷剂与空气平均温度差上升的冷凝压力导致凝汽器更多的破坏。同样地，当蒸发压力降低时，空气和制冷剂平均温度增加，从而提高蒸发器的热散热。这是冷却的模式，室内的和户外线圈，总损失几乎相等，而对于供暖模式中，在室内的线圈的损失是户外线圈的两倍。这意味着，室内的线圈充分不能工作，可能是由于其相对较小的传热面积。凝汽器，加热模式下，户外的线圈损失甚至是低于压缩机的，该值指示此线圈，最初设计为凝汽器，此外将为蒸发器。蒸发和冷凝温度对一些性能的影响参数数字列在图 79。图 7为冷却与加热性能变化和温度变的关系。蒸发温度增加或冷凝温度下降导致这两个模式提高操作能力。此外，冷却与加热能力随着压缩机速度增加而增加。50 的冷凝温度和 750 rpm，冷却加热的比例从 1。10 能力范围 （1 蒸发温度） 至 1。11 （在 6。5 蒸发温度）。图 8为两种操作模式，为蒸发温度能效的函数。在这两种情况下，COP随着的蒸发温度升高和冷凝温度降低而提升。这意味着保证一定的制冷能力所需的压缩机制冷功率来提高室内盘管的气温和减低室外盘管的气温。同样地，提供某些加热的压缩机功率容量提高户外的线圈入口气温和降低室内盘管入口气温。50 的冷凝温度和 750 rpm，加热COP超过冷却COP37 %69 %（蒸发温度范围16。5。）图 9中显示压缩机排气和温度蒸发温度的变化。蒸发温度上升和冷凝温度减少导致排气温度降低。50 冷凝温度和 750 rpm，冷却模式排气温度约高于加热蒸发过程中的模式5（温度范围 16。5）。上述的交流模式结果通常是良好讨论的结果由中南工业大学Joudi9,Kaynakli、 Horuz 10 和 Domitrovic 中南工业大学 15提供。同时由 中南工业大学Domitrovic 15提供的HP 模式结果也同意。6.结论综合汽车交流和空气源 HP 系统的性能特征为冷媒使用 R134a 已经过实验评估。基于实验在这项研究的最终结论，可以归纳如下。 虽然 HP在温暖天气条件下提供了足够量的室内空气流，同时由于在更严酷的条件蒸发温度降低和容量控制系统激活加热能力会降。因此，空气源的汽车 HP 必须被视为只是作为一种在缺乏余热的能源效率汽车中使用的辅助加热方法。加热和冷却能力随压缩机系统加速而增加，而两种情况下的能效减少了。此外，加热能效胜过制冷能效这一事实，前者考虑到压缩工作的热当量。 相同压缩机速度和冷凝蒸发温度、 HP的压缩机排气温度更低。 在这两种模式下，制冷循环中的总损失率随压缩机速度加快而增加。然而加热模式损失率较低。 在冷却的模式中，这两个线圈损失几乎和在加热模式相等，室内的线圈损失是的户外的线圈双重，也就是说，室内的线圈不能充分作为凝汽器。少量的热在室内线圈的排斥反应也限制了户外的线圈吸收热量。因此，汽车的交流 /HP 系统必须采用更高的空气流动与传热面积较大的室内线圈。虽然实验系统最初设计的组件包括交流操作,它提供了HP 运作相当的性能。加热模式的性能如果有更好的热源如发动机冷却液或排出的气体会进一步增加利用。自补充加热现有的交流系统中提供反向需要具有可以忽略不计的包装和合理的几个低成本组件量的比较及其替代品的能源，此方法可能是最佳的解决方案，但这种供暖能源高效汽车就不够舒适。确认作者想确认下科贾埃利大学所提供的支持 项目编号 2002年/37。引用1 Wienbolt HW, Augenstein CD。低消费的车辆取暖。SAE技术文件，文件号2003-01-0738年。 中国汽车工程学会，2003年。2 Hammer H, Wertenbach J。二氧化碳 （R744）作为补充的加热装置。SAE汽车备用制冷剂研讨会，美国亚利桑那州斯科茨代尔2000年。3 Meyer J，Yang G，Papoulis E。R134a 热泵改善的乘客舒适性。SAE技术文件，论文号2004年-01-1379。汽车工程师，2004年的社会。4 Jung D, Park B, Lee H。评价补充/改造制冷工质CFC12的汽车空调。全球制冷 1999年 ；22:558-68。5 李 GH，柳 JY。汽车空调系统的性能分析和模拟。全球制冷2000 年 ；23:24354。6 Ratts EB, Brown JS。对汽车的制冷剂的收费水平影响的实验分析制冷系统。吸热科技 2000年；39:592-604。7 Al-Rabghi OM, Niyaz AA。改造 R-12 汽车空调制冷剂为R-134a。能源水库2000年；24:46774。8 Jabardo JMS, Mamani WG, Ianella MR汽车空气变容量压缩机空调系统的实验建模和评价。能源2003；25：1157-73。9 Joudi KA, Mohammed AS, Aljanabi MK汽车采用替代工质的空调系统。实验和计算机性能研究。能源 2003年； 44:2959-76。10 Kaynakli O, Horuz I。汽车空调系统实验分析。传热2003年；30:27384。11 Bhatti MS。改善 r-134a 汽车空调系统。SAE 技术文件，文件号 1999-01-0870年。 中国汽车工程学会，1999年。12 Brown JS, Yana-Motta SF, Domanski PA，宾夕法尼亚CO2 和 R134a汽车空调系统的比较分析Int J Refrig 2002；25:19-32。13 Ghodbane M。移动空调的 R152a 和烃制冷剂的调查。SAE 技术论文，论文号 1999年-01-0874年。汽车工程师，1999年的社会。14 Bhatti MS。演化的汽车加热乘坐舒适： 部分 I。ASHRAE J 1999 ； 41 (8): 51 7。15 Domitrovic RE, Mei VC, Chen FC。汽车的热泵的模拟。ASHRAE 跨 1997年；103 (2)：291-6。16 Scherer LP, Ghodbane M, Baker JA, Kadle PS，R 152a 和 r-134a热泵系统对车辆性能比较。SAE 技术文件，文件号 2003年-01-0733年。汽车工程师，2003年的社会。17 Bullard CW, Yin JM, Hrnjak PS。跨临界CO2移动热泵空调系统实验和模型结果。SAE汽车替代制冷剂专题讨论会，美国亚利桑那州斯科茨代尔 2000年。18 Direk M。实验和理论分析的汽车热泵。硕士论文，科贾埃利大学，科贾埃利，土耳其,2004年土耳其。