流体机械

部件	计算公式
压缩机	$m ˙ = η v ρ s N V / 60$ $h d = h i s + (h d i s - h i s) / η i s$ $W =$ $m ˙ (h d - h s) / η m$ $η v, η m, η i s = f (ξ)$
气体冷却器	$Q ˙ g s = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)$ $K j = (1 ∝ C O 2, j + A i, j ∝ a i r, j A o, j) - 1$
蒸发器	$Q ˙ e v a = m ˙ C O 2 h C O 2, o u t - h C O 2, i n = m ˙ a i r (h a i r, i n - h a i r, o u t)$ $Q ˙ e v a = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)$ $K j = (1 ∝ C O 2, j + R j + A i, j ∝ a i r, j ε η 0 A o, j) - 1$
回热器	$Q ˙ i h x = ∑ j = 1 N K j A i, j (T h o t - T c o l d)$ $K j = (1 ∝ i n s i d e, j + A i, j ∝ o u t s i d e, j A o, j + R W, j) - 1$

部件

计算公式

压缩机

m ˙ = η v ρ s N V / 60

h d = h i s + (h d i s - h i s) / η i s

W =

m ˙ (h d - h s) / η m

η v, η m, η i s = f (ξ)

气体冷却器

Q ˙ g s = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)

K j = (1 ∝ C O 2, j + A i, j ∝ a i r, j A o, j) - 1

蒸发器

Q ˙ e v a = m ˙ C O 2 h C O 2, o u t - h C O 2, i n = m ˙ a i r (h a i r, i n - h a i r, o u t)

Q ˙ e v a = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)

K j = (1 ∝ C O 2, j + R j + A i, j ∝ a i r, j ε η 0 A o, j) - 1

回热器

Q ˙ i h x = ∑ j = 1 N K j A i, j (T h o t - T c o l d)

K j = (1 ∝ i n s i d e, j + A i, j ∝ o u t s i d e, j A o, j + R W, j) - 1

部件	计算公式
压缩机	$m ˙ = η v ρ s N V / 60$ $h d = h i s + (h d i s - h i s) / η i s$ $W =$ $m ˙ (h d - h s) / η m$ $η v, η m, η i s = f (ξ)$
气体冷却器	$Q ˙ g s = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)$ $K j = (1 ∝ C O 2, j + A i, j ∝ a i r, j A o, j) - 1$
蒸发器	$Q ˙ e v a = m ˙ C O 2 h C O 2, o u t - h C O 2, i n = m ˙ a i r (h a i r, i n - h a i r, o u t)$ $Q ˙ e v a = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)$ $K j = (1 ∝ C O 2, j + R j + A i, j ∝ a i r, j ε η 0 A o, j) - 1$
回热器	$Q ˙ i h x = ∑ j = 1 N K j A i, j (T h o t - T c o l d)$ $K j = (1 ∝ i n s i d e, j + A i, j ∝ o u t s i d e, j A o, j + R W, j) - 1$

部件

计算公式

压缩机

m ˙ = η v ρ s N V / 60

h d = h i s + (h d i s - h i s) / η i s

W =

m ˙ (h d - h s) / η m

η v, η m, η i s = f (ξ)

气体冷却器

Q ˙ g s = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)

K j = (1 ∝ C O 2, j + A i, j ∝ a i r, j A o, j) - 1

蒸发器

Q ˙ e v a = m ˙ C O 2 h C O 2, o u t - h C O 2, i n = m ˙ a i r (h a i r, i n - h a i r, o u t)

Q ˙ e v a = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)

K j = (1 ∝ C O 2, j + R j + A i, j ∝ a i r, j ε η 0 A o, j) - 1

回热器

Q ˙ i h x = ∑ j = 1 N K j A i, j (T h o t - T c o l d)

K j = (1 ∝ i n s i d e, j + A i, j ∝ o u t s i d e, j A o, j + R W, j) - 1

部件名称	规格尺寸
压缩机	容积：35 cm³
室外换热器	类型：微通道换热器尺寸：1 000 mm×707 mm×20 mm 片数：4
室内换热器	类型：微通道换热器尺寸：600 mm×567 mm×20 mm 片数：4
回热器	类型：套管换热器；长度：1 600 mm；外管直径：19 mm；内管直径：12 mm
气液分离器	5 L

部件名称

规格尺寸

压缩机

容积：35 cm³

室外换热器

类型：微通道换热器
尺寸：1 000 mm×707 mm×20 mm
片数：4

室内换热器

类型：微通道换热器
尺寸：600 mm×567 mm×20 mm
片数：4

回热器

类型：套管换热器；长度：1 600 mm；外管直径：19 mm；内管直径：12 mm

气液分离器

5 L

部件名称	规格尺寸
压缩机	容积：35 cm³
室外换热器	类型：微通道换热器尺寸：1 000 mm×707 mm×20 mm 片数：4
室内换热器	类型：微通道换热器尺寸：600 mm×567 mm×20 mm 片数：4
回热器	类型：套管换热器；长度：1 600 mm；外管直径：19 mm；内管直径：12 mm
气液分离器	5 L

部件名称

规格尺寸

压缩机

容积：35 cm³

室外换热器

类型：微通道换热器
尺寸：1 000 mm×707 mm×20 mm
片数：4

室内换热器

类型：微通道换热器
尺寸：600 mm×567 mm×20 mm
片数：4

回热器

类型：套管换热器；长度：1 600 mm；外管直径：19 mm；内管直径：12 mm

气液分离器

5 L

换热环节	公式
车身传热	$q b i = K i S i T a m b - T c o m$ $K i = 1 / (1 / α 1 + 1 / α 2 + 2 δ g / λ g + δ t / λ t)$
辐射	$q s o l a r i = I S i c o s θ i F$ $c o s θ = s i n γ c o s β + c o s γ s i n β c o s δ$ $q r a d i = σ ε S i (T 2 4 - T 1 4)$
货物	$q c a r g o = α S T c a r g o - T s e n d$
总换热公式	$d T c o m d τ = ∑ q b i + ∑ q s o l a r i + ∑ q r a d i + q c a r g o + ϕ - q a c m a i r c p, a i r$

换热
环节

公式

车身
传热

q b i = K i S i T a m b - T c o m

K i = 1 / (1 / α 1 + 1 / α 2 + 2 δ g / λ g + δ t / λ t)

辐射

q s o l a r i = I S i c o s θ i F

c o s θ = s i n γ c o s β + c o s γ s i n β c o s δ

q r a d i = σ ε S i (T 2 4 - T 1 4)

货物

q c a r g o = α S T c a r g o - T s e n d

总换热公式

d T c o m d τ = ∑ q b i + ∑ q s o l a r i + ∑ q r a d i + q c a r g o + ϕ - q a c m a i r c p, a i r

换热环节	公式
车身传热	$q b i = K i S i T a m b - T c o m$ $K i = 1 / (1 / α 1 + 1 / α 2 + 2 δ g / λ g + δ t / λ t)$
辐射	$q s o l a r i = I S i c o s θ i F$ $c o s θ = s i n γ c o s β + c o s γ s i n β c o s δ$ $q r a d i = σ ε S i (T 2 4 - T 1 4)$
货物	$q c a r g o = α S T c a r g o - T s e n d$
总换热公式	$d T c o m d τ = ∑ q b i + ∑ q s o l a r i + ∑ q r a d i + q c a r g o + ϕ - q a c m a i r c p, a i r$

换热
环节

公式

车身
传热

q b i = K i S i T a m b - T c o m

K i = 1 / (1 / α 1 + 1 / α 2 + 2 δ g / λ g + δ t / λ t)

辐射

q s o l a r i = I S i c o s θ i F

c o s θ = s i n γ c o s β + c o s γ s i n β c o s δ

q r a d i = σ ε S i (T 2 4 - T 1 4)

货物

q c a r g o = α S T c a r g o - T s e n d

总换热公式

d T c o m d τ = ∑ q b i + ∑ q s o l a r i + ∑ q r a d i + q c a r g o + ϕ - q a c m a i r c p, a i r

恒温运输车跨临界CO₂制冷热泵系统性能研究

杨梦莹 ¹ , 宋昱龙 ¹ , 王守国 ² , 曹锋 ¹

流体机械 | 设计计算 2025,53(3): 26-35

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流体机械 |设计计算 2025 , 53 (3) : 26 -35

恒温运输车跨临界CO₂制冷热泵系统性能研究

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杨梦莹¹, 宋昱龙¹, 王守国², 曹锋¹

作者信息

¹西安交通大学能源与动力工程学院，西安 710049

²中国铁路经济规划研究院有限公司，北京 100038

通讯作者:

宋昱龙（1991），男，副教授，主要研究方向为跨临界CO₂应用新技术，通信地址：710049 陕西省西安市咸宁西路28号西安交通大学压缩机工程系，E-mail： yulong.song@mail.xjtu.edu.cn。

作者简介:

杨梦莹（2001），女，硕士研究生，主要研究方向为跨临界CO₂应用新技术，E-mail：yangmengying@stu.xjtu.edu.cn。

Research on the performance of the transcritical CO₂ refrigeration heat pump system for thermostatic transport vehicles

Mengying YANG¹, Yulong SONG¹, Shouguo WANG², Feng CAO¹

Affiliations

¹School of Energy and Power Engineering，Xi'an Jiaotong University，Xi'an 710049，China

²China Railway Economic and Planning Research Institute Co.，Ltd.，Beijing 100038，China

出版时间: 2025-03-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.004

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摘要

收起

为了探究CO₂应用在轨道运输车辆热管理上的可行性，基于多物理仿真平台搭建了恒温运输车辆用跨临界CO₂制冷热泵系统，并通过试验验证了仿真结果，同时进一步对变工况下系统的排气压力和充注量进行了研究。结果表明，最优排气压力随着环境温度和室内换热器进风温度的升高而升高，本研究通过数据模拟的方法提出了以环境温度和进风温度为自变量的最优排气压力预测关联式；环境温度及进风温度均对系统的制冷剂充注量范围具有显著影响，全工况范围内系统的适充范围为3.2~6.1 kg；经合理设计和优化的恒温运输车辆跨临界CO₂制冷热泵系统，在宽温域工况范围内具有优异的性能，特别是在制热模式下，系统COP均达到3.2以上；优化后的恒温运输车热控系统在300 000 s内仅启停2次，实现了良好的动态温控响应。研究结果可为跨临界CO₂热管理技术在恒温运输车辆领域的推广提供理论依据。

关键词

跨临界CO₂系统 / 恒温运输车 / 排气压力随机预测 / 充注量综合优化

Abstract

收起

This study investigates the feasibility of applying CO₂ systems to thermal management in temperature-controlled rail transport vehicles. A transcritical CO₂ refrigeration heat pump system for thermostatic transport vehicles was developed based on a multiphysics simulation platform，with simulation results validated through experimental testing. Further research was conducted on system discharge pressure and charge amount under varying operating conditions. Results indicate that optimal discharge pressure increases with rising ambient temperature and indoor heat exchanger inlet air temperature. A predictive correlation for optimal discharge pressure，using ambient temperature and inlet air temperature as independent variables，was established through data simulation. Both ambient and inlet air temperatures significantly influence the system's refrigerant charge amount，with an optimal charging range of 3.2~6.1 kg across all operating conditions. The well-designed transcritical CO₂ system demonstrates excellent performance over a wide temperature range，particularly achieving heating COPs above 3.2. The optimized thermal management system maintained stable temperature control with only two start-stop cycles within 300 000 seconds. These findings provide theoretical support for promoting transcritical CO₂ thermal management technology in thermostatic transport vehicles.

Key words

transcritical CO₂ system / thermostatic transport vehicles / stochastic prediction of discharge pressure / comprehensive optimization of charge amount

引用本文

杨梦莹, 宋昱龙, 王守国, 曹锋. 恒温运输车跨临界CO₂制冷热泵系统性能研究. 流体机械, 2025 , 53 (3) : 26 -35 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.004

Mengying YANG, Yulong SONG, Shouguo WANG, Feng CAO. Research on the performance of the transcritical CO₂ refrigeration heat pump system for thermostatic transport vehicles[J]. Fluid Machinery, 2025 , 53 (3) : 26 -35 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.004

正文

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0　引言

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恒温运输车传统使用的制冷剂为R404A^［1］，其全球变暖指数（GWP）高达3 943^［2］，在制冷剂替代工作推进中将逐渐被淘汰^［3］。此外，在冬季严寒环境下，R404A制热能力严重衰减^［4］，动力方式的转变令恒温运输车缺少发动机余热^［6］，必须辅助采用PTC电加热以满足制热需求^［5］，能源使用效率低下^［7］。CO₂作为一种天然工质，GWP为1，臭氧损耗指数（ODP）为0^［8］，环保无污染且成本低廉^［9］，低温下具有优异的制热性能^［10］，从节能和环保两个角度来看，均具有良好的发展前景，是主流的制冷剂替代方向之一^［11-12］。

20世纪末，LORENTZEN等^［13］提出了CO₂的跨临界循环，并将其应用于汽车空调，证明了CO₂系统的性能可与HCFC-12系统相媲美^［13］。此后，CO₂跨临界技术不断发展。但跨临界CO₂系统在高温环境下制冷能效比不足^［14］，因此，很多学者针对跨临界CO₂系统的性能优化进行了大量研究工作。基于CO₂独特的物性，跨临界CO₂循环存在最优排气压力^［15］。试验和数值模型证明，气体冷却器出口温度对最优排气压力具有关键影响^［16］。此外，最优排气压力受多种因素影响而难以确定，其控制也是跨临界CO₂循环的关键问题，从大量仿真或预试验结果中可以拟合得到适用于某类系统的最优排压关联式^［17］，这一思路值得参考。不合适的CO₂充注量会导致系统的COP显著降低^［18］。相关分析表明，在最优充注量下能实现经济效益和环境效益最大化^［19］。和传统制冷剂相比，充注量对CO₂系统的影响更大，然而气液分离器的引入将最优充注量扩展为一个区间^［20］。此外，车辆运行中环境工况的变化及乘客的舒适性要求不同均会对最优充注量区间产生影响^［21］。目前，关于CO₂替代小型乘用车中的制冷剂R134a及一体化热管理系统的研究比较充分，印证了该替代方案的可行性。恒温运输车装载大量货物且堆放相对集中，因此，车厢部分较乘用车、客车及高铁具有更强、更集中的热惯性，温控过程具有更大的热负荷，然而，关于CO₂应用在轨道运输车辆热管理上的研究仍处于基本空白的状态。

本文首先建立了恒温运输车跨临界CO₂制冷热泵系统的仿真模型，从排气压力和充注量两个角度进行耦合计算，分析了系统在不同工况下的稳态性能并进行全工况优化，为CO₂技术在恒温运输车领域的应用提供了理论基础。

1　系统建立

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恒温运输车辆跨临界CO₂制冷热泵系统的运行流程如图1（a）（b）所示，采用2个电磁阀和1个三通换向阀实现运行模式的切换。空气流经室内换热器与CO₂换热后，通过风道流入车厢，和货物进行热交换，达到货物控温的目的。跨临界CO₂热泵空调系统的P-h图如图1（c）所示，详细表明了CO₂的热力学性质在循环中各个部位的变化过程，高压放热过程位于临界点之上的超临界区域，温度、压力相互独立。

恒温运输车制冷热泵系统流程虽和乘用车类似，但系统的热负荷、温控范围、部件参数等均不同，会对系统的运行状态和整体性能产生影响。此外，恒温运输车车厢和乘用车相比差异较大，热惯性影响更显著，因此，本文重点针对恒温运输车车厢内部进行了详尽的仿真分析，以有效体现其热惯性、热负荷等的特殊性。

2　模型搭建

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基于多物理仿真平台，搭建了恒温运输车跨临界CO₂制冷热泵系统的热力学仿真模型，如图2所示。

仿真计算过程中各部件采用的部分公式见表1。室内换热器、室外换热器及回热器等部件的结构参数见表2，当采用室内换热器或室外换热器作为气体冷却器时，CO₂和空气均为逆流换热。

其中，车厢内部热力学等关系十分复杂，对车厢结构和空气与货物换热过程等进行简化分析，并利用软件实现二次开发建模。考虑恒温运输车车厢用于装载货物，车厢热负荷主要由车厢传热、辐射和货物变温热负荷三部分组成，具体公式如表3所示。

恒温运输车装载大量货物，相比小型乘用车、高铁等具有更大的热惯性，车厢温度降低的时间尺度更大。跨临界CO₂制冷热泵系统运行过程中，温控过程前、后期换热量需求存在巨大差距，仅以最终达到稳态的热量需求进行设计存在不足，因此，本文详细考虑车厢动态降温过程。以系统稳态性能的优化为基础，最终在变化的热流边界条件下，实现货物温度快速稳定地自动调控。

3　结果与讨论

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3.1　模型验证

为保证恒温运输车跨临界CO₂制冷热泵系统仿真模型的合理性，搭建合理的试验样机，采用室外环境温度为30，35，40，45 ℃的制冷工况和室外环境温度为7，0，-7，-14 ℃的制热工况进行试验。制热/制冷量可由功耗和COP乘积获得，故只进行COP和压缩机功耗的试验值和仿真模拟值的对比，结果如图3所示。在制冷和制热工况下，偏差范围都在5%以内，充分证明了仿真模型的可靠性。因此，仿真模型可用于后续热力学及动态特性的深入研究分析。

3.2　系统全工况排气压力优化

3.2.1　排气压力对系统性能的影响

排气压力对CO₂在超临界区的换热及系统性能均有影响。由于实际换热器的换热面积有限，排气压力的变化会导致气体冷却器出口存在温度滑移，即使气体冷却器出口CO₂温度较低，仍存在伪最优排气压力^［22］，并可能位于亚临界区域。

制冷模式下，以40 ℃环境温度和30 ℃室内换热器进风温度为例，系统参数变化如图4（a）所示，制冷量随着排气压力的提高而增加，但幅度逐渐减缓，压缩机功耗基本保持线性增加，共同作用下存在最优排气压力11 MPa，此时系统COP达到最大值，为1.89。气体冷却器出口温度总体上不断降低。制热模式下，以环境温度-10 ℃和室内换热器进风温度0 ℃为例，性能参数变化趋势基本类似，但制热量后续呈现减小的趋势，压缩机功耗的增加幅度也趋于平缓，如图4（b）所示。此时的最优排气压力降低至5.8 MPa，为亚临界排压，COP为3.73。

3.2.2　最优排气压力的影响因素

系统的最优排气压力受多因素影响，不同热源形式下的系统表征影响因素也不同。回热器的使用能降低最优排气压力，但由于本模型中的回热器长度已经固定，因此，不进行详细分析。另外，不合适的充注量也会使最优排气压力发生变化，因此，在合适的充注量下对最优排气的影响因素进行分析。

制冷模式下，环境温度会显著影响CO₂的气体冷却器出口温度。以室内换热器的进风温度固定为20 ℃，环境温度分别为40，35，30，25，20 ℃为例，压缩机转速恒定时，随着环境温度升高，系统的最优排压提高，系统的功耗不断增大，制冷量和COP却不断降低，如图5（a）所示。通过进一步分析P-h图解释参数变化趋势，如图5（e）所示。随着环境温度的升高，气体冷却器出口温度随之不断提高，对应等温线上近临界点焓差变化幅度较大的位置压力越高，且基准COP较低，因此最优排压不断提高；此外，回热器低压侧出口的CO₂温度也相应升高，吸气过热度增大，在压比提高和吸气过热度升高的共同作用下，排气温度不断升高；循环的蒸发压力、蒸发温度有少量提高，压缩机进气口的CO₂密度略微增大，比功基本保持线性增加，而比制冷量却不断减小，共同作用导致COP不断下降；比制冷量减小较之密度略微增大带来的影响更大，系统制冷量不断减少。

考虑到恒温运输车没有舒适性要求，未对室内换热器的进风温度进行控制，因此，在制冷模式下，室内换热器的进风温度将显著影响循环的蒸发温度。以环境温度40 ℃，室内换热器的进风温度分别为40，30，20，10，3 ℃为例，结果如图5（b）和图5（f）所示。随着进风温度升高，系统的最优排压随之提高，功耗、制冷量和COP也不断增加。循环的蒸发温度随之大幅提高，高压侧压力和气体冷却器出口温度略微升高。单位功耗减小的影响大于单位制冷量减小的影响，COP得到提升。此外压缩机进气口CO₂密度明显增加，系统质量流量得到大幅提升，因此虽然单位制冷量和单位功耗逐渐减小，最终制冷量和功耗还是不断增加。

制热模式下，室内换热器作为气体冷却器，室外换热器作为蒸发器，因此环境温度和室内换热器进风温度影响效果基本互换，如图5（c）（d）（g）（h）所示。综上可知，最优排气压力随着环境温度和室内换热器进风温度的升高不断提高。

经上述分析，以环境温度和室内换热器进风温度为自变量，最优排气压力为因变量，分别基于大量数据拟合得到如下最优排气压力预测关联式。

制冷模式拟合关联式：

z = 4.759 + 0.047 78 x + 0.040 5 y + 0.002 261 x 2 - 0.000 870 9 x y + 0.000 561 8 y 2

（1）

制热模式拟合关联式：

z = 6.491 + 0.081 63 x + 0.120 4 y + 0.000 817 5 x 2 + 0.000 952 4 x y + 0.000 309 5 y 2

（2）

式中，z为最优排气压力，MPa；x为环境温度，℃，适用范围为制冷模式下10~40 ℃，制热模式下-20~0 ℃；y为室内换热器进风温度，℃，适用范围为制冷模式下3 ℃至环境温度，制热模式下环境温度至5 ℃。

3.3　系统全工况充注量优化

3.3.1　充注量对系统性能的影响

对充注量进行相关研究时，系统各参数均为最优排气压力下的数值。以环境温度40 ℃，室内换热器进风温度20 ℃为例，各参数随充注量的变化如图6（a）所示。随着CO₂充注量的增加，制冷量先迅速增加，然后保持稳定再轻微上升，随后有所降低，压缩机功耗先增加，然后保持不变再继续增加，系统COP在联合作用下呈现先上升后保持稳定再下降的趋势。压缩机吸气和排气压力均呈现先提高后保持再继续提高的趋势，吸气和排气温度则均先下降后保持再继续下降。系统的质量流量先快速增加后保持稳定再大幅增加，气液分离器里的液体含量由初始制冷剂不足时的0%不断增加，至92%左右保持稳定，受限于气液分离器管口高度，液体含量存在阈值，未达到100%就已经满溢。不同充注量下的系统P-h图如图6（b）所示。当CO₂充注量为1.5 kg，系统质量流量小，蒸发压力明显降低，蒸发器出口存在明显过热度，系统COP较低。随着充注量增加，循环图向左上方移动，系统的蒸发压力和排气压力得到提高，蒸发器出口过热度减小，蒸发器的换热增强，COP大幅提升，在吸气温度降低和压比减小的双重作用下，排气温度明显降低。充注量继续增加至2.7 kg，蒸发器出口为饱和气相，蒸发器换热达到最佳。再继续增加CO₂，多余的CO₂将会存储在气液分离器中，蒸发器出口仍为饱和气相状态，系统各状态参数点基本保持不变，循环曲线重合。当增加充注量至7 kg，蒸发器出口带液，但干度较大，流经回热器后仍能变为气相，但系统COP存在一定程度的下降。充注量继续增加，蒸发器出口的CO₂干度进一步减小，回热器出口仍为两相状态，此时压缩机吸气带液，排气压力大幅上升，COP也明显下降。该工况下充注量位于2.7~6.6 kg之间，系统性能最佳，处于适充状态，称这一区间为充注量平台期；充注量小于2.7 kg，系统处于欠充状态；充注量大于6.6 kg，系统处于过充状态。

3.3.2　充注量的影响因素探究

恒温车行驶环境复杂多变，当系统运行工况发生变化时，运行所需的CO₂质量和气液分离器所能储存的质量均会发生变化。因此，变工况如不同环境温度等条件下系统的性能研究就显得尤为重要。当CO₂充注量位于适充范围时，仅气液分离器内液体含量发生变化，因此简单依据系统COP发生变化的节点进行状态划分，研究在不同环境温度和室内换热器进风温度下系统适充范围的变化。制冷模式下，固定室内换热器进风温度10 ℃，环境温度依次为10，20，30，40 ℃，系统COP随充注量变化曲线如图7（a）所示。随着环境温度的升高，CO₂适充区域逐渐向右移动，且范围略微缩小。图7（e）示出欠充和适充、适充和过充两个转捩点充注量下，CO₂在系统中的质量分布。同一环境温度下，左列为欠充和适充转捩点，右列为适充和过充转捩点。比较可得，气体冷却器运行中所需的CO₂质量最大，环境温度上升引起气体冷却器内CO₂质量明显增加，其余变化不明显。

随着环境温度的上升，系统的蒸发压力、蒸发温度和排气压力、排气温度均有一定提高，系统高压侧排气压力提高带来的密度增大作用更为明显，气体冷却器内的CO₂质量明显提高。适充范围主要取决于气液分离器的容积和系统低压侧的运行条件。由于气液分离器的体积固定，欠充适充交界时气液分离器中恰好仍全为CO₂饱和气体，随着温度上升，质量增加，适充过充交界时基本全为CO₂饱和液体，质量下降，因此适充区域范围缩小。

制冷模式下，固定环境温度为40 ℃，室内换热器进风温度依次为40，30，20，10，3 ℃，获得系统COP随充注量变化曲线，如图7（b）所示。可得随着室内换热器进风温度升高，CO₂适充区域逐渐向中间缩小。

同理描绘出欠充和适充、适充和过充两个转捩点时CO₂在系统各部件中的质量分布，如图7（f）所示，通过对比可以发现，随着室内换热器进风温度的提高，引起蒸发器和气液分离器中CO₂质量的增加，同时气体冷却器内CO₂质量略微减小。

随着室内换热器进风温度的上升，系统的蒸发压力不断提高，高压侧压力也略微提高。蒸发器进口焓值略有增大，出口焓值略减小，当蒸发压力提高时，CO₂密度增大，蒸发器内的CO₂质量增加。欠充适充交界时气液分离器中CO₂质量不断增加，适充过充交界时质量不断减小，因此适充区域缩小。

制热模式下，环境温度和室内换热器进风温度影响效果基本互换，结果如图7（c）（g）（d）（h）所示。

3.3.3　宽温域全工况范围内系统适充范围

制冷模式下，环境温度为10~40 ℃，以10 ℃为间隔，室内换热器进风温度为环境温度至3 ℃，以10/7 ℃为间隔，将各个工况的COP随充注量变化曲线绘制在一起，如图8（a）所示。制冷全工况下的充注量平台期为3.2~6.2 kg。制热模式下，环境温度为-20~0 ℃，以5 ℃为间隔，室内换热器进风温度为环境温度至5 ℃，以10/5 ℃为间隔，如图8（b）所示，制热全工况下的充注量平台期为1.7~6.1 kg。综合得到本恒温运输车CO₂制冷热泵系统的全工况充注量平台期为3.2~6.1 kg。

3.4　宽温域全工况范围内的系统性能

令系统处于适宜的充注量范围内，并将排气压力控为最优排气压力，对系统性能进行优化，结果如图9所示。从图可见，制冷模式在相同环境温度下，随着室内换热器进风温度的升高，系统COP不断提高，而相同进风温度下，随着环境温度的升高，系统COP不断下降。

在大部分工况下，系统的COP均能在1.8以上，当环境温度为40 ℃，室内换热器进风温度为3 ℃时，COP较低，仅为1.26。可采用进一步的优化措施，提升制冷模式下系统COP。制热模式在相同环境温度下，随着室内换热器进风温度升高，系统的COP不断下降，而相同进风温度下，随着环境温度的升高，系统COP不断上升。制热全工况内，系统的COP均能达到3.2及以上，肯定了CO₂低温制热的优异性能。

3.5　优化后的动态运行结果

在稳态性能优化的基础上，对系统动态运行过程进行了详细分析，实现了动态运行的优化并在实际变化的参数，如环境温度、太阳辐射度、太阳高度角、太阳方位角等热流边界条件下进行了验证，试验结果如图10所示。该恒温运输车制冷热泵系统能在较短时间内将货物温度控至适宜范围，后续仅在车厢保温作用下就能维持在合理货物温度范围内足够长的时间，有利于维持系统稳定和促进能耗的降低。

4　结论

收起

（1）排气压力对系统稳态性能具有重要影响。总体上，最优排气压力均随环境温度以及室内换热器进风温度升高而提高。

（2）充注量对系统稳态性能具有重要影响。制冷模式下，随环境温度升高，系统性能最佳时所需CO₂最小质量增加，适充范围略有减小；随室内换热器进风温度升高，系统性能最佳时所需CO₂最小质量增加，适充范围不断减小。制热模式下，2个温度作用互换，效果基本一致。综合得到本系统的全工况充注量平台期为3.2~6.1 kg。

（3）CO₂制冷热泵系统在全工况范围内性能优良。制冷模式时，大部分工况下COP均能达到1.8及以上，制热模式下COP均高于3.2。

（4）动态运行过程中，货物的温控响应快速并合理维持，有利于实现系统稳定和促进能耗的降低。

参考文献

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参考文献引证文献

排序方式：

张文婷，李国建，朱海波，等.制冷剂R407A、R407F、R404A的对比研究［J］.低温与超导，2021，49（10）：57-63.

ZHANG W T，LI G J，ZHU H B，et al.Experimental study on refrigeration systems with R407A，R407F and R404A［J］.Cryogenics & Superconductivity，2021，49（10）：57-63.

HEREDIA-ARICAPA Y，BELMAN-FLORES J M，MOTA-BABILONI A，et al.Overview of low GWP mixtures for the replacement of HFC refrigerants： R134a，R404A and R410A［J］.International Journal of Refrigeration，2020，111：113-123.

耿旭东，周啸虎，邵双全，等.集成式CO₂超市制冷系统的研究进展［J］.流体机械，2022，50（9）：66-75.

GENG X D，ZHOU X H，SHAO S Q，et al.Latest research progress of integrated CO₂ supermarket refrigeration system［J］.Fluid Machinery，2022，50（9）：66-75.

SONG Y，WANG H，MA Y，et al. Energetic，economic，environmental investigation of carbon dioxide as the refrigeration alternative in new energy bus/railway vehicles’ air conditioning systems［J］. Applied Energy，2022，305：117830.

俞彬彬，龙俊安，王丹东，等.电动汽车热泵全生命周期气候性能评估模型与环保制冷剂减排分析［J］.科学通报，2023，68（7）：841-852.

YU B B，LONG J A，WANG D D，et al. Life cycle climate performance（LCCP） evaluation model for electric vehicle heat pumps and emission reduction analysis of low‑GWP refrigerants［J］. Chinese Science Bulletin，2023，68（7）：841-852.

SHELLY T J，WEIBEL J A，ZIVIANI D，et al. Comparative analysis of battery electric vehicle thermal management systems under long‑range drive cycles［J］.Applied Thermal Engineering，2021，198：117506.

WANG H，CAO F，JIA F，et al.Potential assessment of transcritical CO₂ secondary loop heat pump for electric vehicles［J］.Applied Thermal Engineering，2023，224：119921.

王丹东，张科，俞彬彬，等.适用于-20 ℃环境的CO₂汽车热泵系统的开发及性能测试［J］.制冷学报，2018，39（2）：14-21.

WANG D D，ZHANG K，YU B B，et al. Development and performance evaluation of CO₂ automotive heat pump system applied to -20 ℃ environment［J］. Journal of Refrigeration，2018，39（2）：14-21.

宗硕，宋昱龙，曹锋.跨临界CO₂喷射器系统优化调节技术综述［J］.流体机械，2021，49（7）：50-56.

ZONG S，SONG Y L，CAO F.A review on optimal regulation technology for transcritical CO₂ ejector system［J］. Fluid Machinery，2021，49（7）：50-56.

WANG Y，YE Z，SONG Y，et al. Experimental investigation on the hot gas bypass defrosting in air source transcritical CO₂ heat pump water heater［J］. Applied Thermal Engineering，2020，178：115571.

宋昱龙，王海丹，殷翔，等.跨临界CO₂蒸气压缩式制冷与热泵技术综述［J］.制冷学报，2021，42（2）：1-24.

SONG Y L，WANG H D，YIN X，et al. Review of transcritical CO₂ vapor compressor technology in refrigeration and heat pump［J］. Journal of Refrigeration，2021，42（2）：1-24.

王从飞，曹锋，李明佳，等.碳中和背景下新能源汽车热管理系统研究现状及发展趋势［J］.科学通报，2021，66（32）：4112-4128.

WANG C F，CAO F，LI M J，et al.Research status and future development of thermal management system for new energy vehicles under the background of carbon neutrality［J］.Chinese Science Bulletin，2021，66（32）：4112-4128.

LORENTZEN G，PETTERSEN J.A new，efficient and environmentally benign system for car air‑conditioning［J］.International journal of refrigeration，1993，16（1）：4-12.

JIANG F，WANG Y，YU B，et al. Effects of various operating conditions on the performance of a CO₂ air conditioning system for trains［J］. International Journal of Refrigeration，2019，107：105-113.

SONG Y，CAO F.The evaluation of optimal discharge pressure in a water‑precooler‑based transcritical CO₂ heat pump system［J］. Applied Thermal Engineering，2018，131：8-18.

ILLÁN-GÓMEZ F，SENA-CUEVAS V F，GARCÍA-CASCALES J R，et al. Analysis of the optimal gas cooler pressure of a CO₂ heat pump with gas bypass for hot water generation［J］. Applied Thermal Engineering，2021，182：116110.

宋昱龙，唐学平，王守国，等.空气源跨临界CO₂热泵最优排气压力的理论和实验［J］.西安交通大学学报，2014，48（9）：81-87.

SONG Y L，TANG X P，WANG S G，et al. Theoretical and experimental investigation for optimal discharge pressure of air‑source transcritical CO₂ heat pump［J］. Journal of Xi'an Jiaotong University，2014，48（9）：81-87.

刘洪胜，陈江平，陈芝久．CO₂充注量对跨临界轿车空调系统性能的影响［J］．化工学报，2005（8）：1426-1432.

LIU H S，CHEN J P，CHEN Z J. Impact of CO₂ mass charge on trans‑critical automotive air conditioning system［J］. CIESC Journal，2005（8）：1426-1432.

WANG Y，YE Z，SONG Y，et al.Energy，exergy，economic and environmental analysis of refrigerant charge in air source transcritical carbon dioxide heat pump water heater［J］.Energy Conversion and Management，2020，223：113209.

魏香羽，宋昱龙，曹锋.电动客车跨临界CO₂空调系统充注量优化及性能研究［J］.压缩机技术，2021（4）：1-9.

WEI X Y，SONG Y L，CAO F.Research on performance and optimization of charge of transcritical CO₂ air conditioning system for electric bus［J］.Compressor Technology，2021（4）：1-9.

YIN X，WANG A C，FANG J M，et al.Coupled effect of operation conditions and refrigerant charge on the performance of a transcritical CO₂ automotive air conditioning system［J］.International Journal of Refrigeration，2021，123：72-80.

WANG A，CAO F，YIN X，et al.Pseudo‑optimal discharge pressure analysis of transcritical CO₂ electric vehicle heat pumps due to temperature glide［J］.Applied Thermal Engineering，2022，215：118856.

2025年第53卷第3期

118

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.03.004

接收时间：2024-04-20
首发时间：2026-10-20
出版时间：2025-03-30

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收稿日期：2024-04-20
修回日期：2024-10-20

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¹西安交通大学能源与动力工程学院，西安 710049

²中国铁路经济规划研究院有限公司，北京 100038

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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部件	计算公式
压缩机	$m ˙ = η v ρ s N V / 60$ $h d = h i s + (h d i s - h i s) / η i s$ $W =$ $m ˙ (h d - h s) / η m$ $η v, η m, η i s = f (ξ)$
气体冷却器	$Q ˙ g s = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)$ $K j = (1 ∝ C O 2, j + A i, j ∝ a i r, j A o, j) - 1$
蒸发器	$Q ˙ e v a = m ˙ C O 2 h C O 2, o u t - h C O 2, i n = m ˙ a i r (h a i r, i n - h a i r, o u t)$ $Q ˙ e v a = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)$ $K j = (1 ∝ C O 2, j + R j + A i, j ∝ a i r, j ε η 0 A o, j) - 1$
回热器	$Q ˙ i h x = ∑ j = 1 N K j A i, j (T h o t - T c o l d)$ $K j = (1 ∝ i n s i d e, j + A i, j ∝ o u t s i d e, j A o, j + R W, j) - 1$

部件

计算公式

压缩机

m ˙ = η v ρ s N V / 60

h d = h i s + (h d i s - h i s) / η i s

W =

m ˙ (h d - h s) / η m

η v, η m, η i s = f (ξ)

气体冷却器

Q ˙ g s = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)

K j = (1 ∝ C O 2, j + A i, j ∝ a i r, j A o, j) - 1

蒸发器

Q ˙ e v a = m ˙ C O 2 h C O 2, o u t - h C O 2, i n = m ˙ a i r (h a i r, i n - h a i r, o u t)

Q ˙ e v a = ∑ j = 1 N K j A i, j (T C O 2, j - T a i r, j)

K j = (1 ∝ C O 2, j + R j + A i, j ∝ a i r, j ε η 0 A o, j) - 1

回热器

Q ˙ i h x = ∑ j = 1 N K j A i, j (T h o t - T c o l d)

K j = (1 ∝ i n s i d e, j + A i, j ∝ o u t s i d e, j A o, j + R W, j) - 1

部件名称	规格尺寸
压缩机	容积：35 cm³
室外换热器	类型：微通道换热器尺寸：1 000 mm×707 mm×20 mm 片数：4
室内换热器	类型：微通道换热器尺寸：600 mm×567 mm×20 mm 片数：4
回热器	类型：套管换热器；长度：1 600 mm；外管直径：19 mm；内管直径：12 mm
气液分离器	5 L

部件名称

规格尺寸

压缩机

容积：35 cm³

室外换热器

类型：微通道换热器
尺寸：1 000 mm×707 mm×20 mm
片数：4

室内换热器

类型：微通道换热器
尺寸：600 mm×567 mm×20 mm
片数：4

回热器

类型：套管换热器；长度：1 600 mm；外管直径：19 mm；内管直径：12 mm

气液分离器

5 L

换热环节	公式
车身传热	$q b i = K i S i T a m b - T c o m$ $K i = 1 / (1 / α 1 + 1 / α 2 + 2 δ g / λ g + δ t / λ t)$
辐射	$q s o l a r i = I S i c o s θ i F$ $c o s θ = s i n γ c o s β + c o s γ s i n β c o s δ$ $q r a d i = σ ε S i (T 2 4 - T 1 4)$
货物	$q c a r g o = α S T c a r g o - T s e n d$
总换热公式	$d T c o m d τ = ∑ q b i + ∑ q s o l a r i + ∑ q r a d i + q c a r g o + ϕ - q a c m a i r c p, a i r$

换热
环节

公式

车身
传热

q b i = K i S i T a m b - T c o m

K i = 1 / (1 / α 1 + 1 / α 2 + 2 δ g / λ g + δ t / λ t)

辐射

q s o l a r i = I S i c o s θ i F

c o s θ = s i n γ c o s β + c o s γ s i n β c o s δ

q r a d i = σ ε S i (T 2 4 - T 1 4)

货物

q c a r g o = α S T c a r g o - T s e n d

总换热公式

d T c o m d τ = ∑ q b i + ∑ q s o l a r i + ∑ q r a d i + q c a r g o + ϕ - q a c m a i r c p, a i r