高级轿车空调系统设计（以奥迪A6为例）

前 言 轿车空调是采用人工制冷和采暖的方法，调节车内的温度、湿度、气流速度、洁 净度等指标，从而为乘员创造清新舒适的车内环境，保证轿车的舒适性。总结起来， 轿车空调主要应具有以下作用： 1. 通风换气 2 加温 3. 制冷除湿 4. 除霜除雾。空调系统的设计还应满足整车 的要求，总结起来整车对空调系统的要求主要有以下几个方面：紧凑化，轿车有限的 空间十分宝贵，不可能留给空调系统很大的空间；轻量化，这样对经济性和整车载荷 布置都很有好处；高效节能，在保证性能的前提下将空调系统消耗的能源降低不仅对 经济性有好处，对环保也是有益的；智能化，通过微电脑管理空调系统可以实现控制 的高精度且无需驾驶员过多分心。 压缩机由发动机通过皮带驱动，转速受发动机的控制，变化很大，且压缩机为开 启式，制冷剂容易泄漏。工作条件恶劣，冷凝器在整车最前端容易被尘土堵塞，影响 散热；而且冷凝器大多安装在主发动机散热水箱前面，因此水箱散热效果会得到影响， 容易使水“开锅”。发动机产生的高温也会影响到空调系统的工作，整车的振动也对 空调的可靠性构成了严重影响，这些是设计轿车空调系统时必需考虑的。热负荷大而 且变化剧烈。轿车的造型使得玻璃窗的面积很大且车身的热阻比建筑物小很多，所以 热负荷很大，且轿车是一个运动体，阳光辐射的量和角度变化迅速，轿车车体的热容 量小，这些都导致热负荷变化剧烈。管路系统复杂且必需采用软管联接。这主要是由 于空调系统几大件散布于发动机、底盘和车身上，且在行驶过程中存在相对位移，如 全部采用硬管连接则硬管必然会承受很大的交变载荷，用不了多久就会断裂。而采用 软管连接就可以利用软管的变形来适应几大件之间的相对位移，提高可靠性。但采用 软管连接不可避免地带来了制冷剂的渗漏问题，这一点在空调系统的设计中必需考虑。 因此，综上所述，在轿车空调布置上来看，轿车由于其自身空间限制，常常采 用直联方式驱动压缩机。压缩机由发动机带动，为了避免影响主发动机怠速稳定性和 汽车加速性能，其压缩机均采用电磁离合器，这样遇到紧急情况时会自动分离。其空 调装置配置的冷凝器大部分都装在主发动机之前，因此散热效果会受到影响，散热器 内的水容易沸腾。配置时应考虑二者之间的距离，且冷凝器护风圈的间隙要小，以防 止风量的损失。目前，以采用了在冷凝器前增设了风扇的方式，这样除增加风量外， 还有冷凝器的冷却不受汽车行驶速度的影响。它的驱动电源是蓄电池，一般冷凝器安 装均采用竖置。制冷机组一般安装在驾驶室，这样就设法降低蒸发器和鼓风机出口的 阻力，以减少风量损失并降低噪声。空调管道通常采用高压气液通用软管和低压气液 通用软管，除考虑到防震外，既便于安装布置。再结合轿车结构、环境参数等通过模 拟计算来确定湿度、湿度参数等为轿车空调系统提供合理的设计参数。 目目 录录 摘摘 要要 I I ABSTRACTABSTRACT IIII 第第 1 1 章章 绪论绪论 1 1 1.1 设计概况1 1.2 车外设计计算参数1 1.3 车内设计计算参数 .1 1.3.1 选取原则1 1.3.2 规范要求12.2 1.4 车体计算参数3 第第 2 2 章章 负荷计算负荷计算 5 5 2.1 冷负荷计算135 2.1.1 车体传热量5 2.1.2 太阳辐射得热量6 2.1.3 计算车内人员散热量6 2.1.4 计算设备散热量7 2.1.5 新风传入车厢的热量:.7 2.2 湿负荷计算9 2.3 车室内采暖耗热量计算79 2.3.1 车身顶部耗热量.10 2.3.2 玻璃门、窗耗热量.10 2.3.3 冷空气渗透耗热量 11 2.3.4 汽车前风窗除霜耗热量 11 2.4 采暖耗热量汇总.11 第第 3 3 章章 空调方案的确定空调方案的确定 1212 3.1 确定空调方案.12 第第 4 4 章章 确定送风温差、送风状态，计算送风量确定送风温差、送风状态，计算送风量 1414 4.1 确定送风温差 14 4.2 新风量计算13.14 4.3 夏季送风状态和送风量 15 4.4 新风负荷计算 16 4.5 送风量、新风量及新风负荷、总负荷汇总 17 第第 5 5 章章 空调设备的选型空调设备的选型 1818 5.1 空调设备的主要性能.18 5.2 空调设备的选择 18 5.2.1 压缩机的选型计算及其他部件的选择1318 第第 6 6 章章 空调通风与净化装置空调通风与净化装置 2323 6.1 送风系统设计原则 24 6.2 气流组织方式 25 6.3 风口的选择 26 6.4 空气净化装置 27 6.5 空调软管设计.29 第第 7 7 章章 空调的自动控制调节与保护空调的自动控制调节与保护 3131 7.1 电脑控制自动空调系统的组成931 7.2 电脑控制自动空调系统的功能 33 7.3 空调控制策略. .34 7.4 空调系统的维护 35 第第 8 8 章章 空调系统的消声和隔振空调系统的消声和隔振 3636 8.1 空调系统的噪声源 36 8.2 空调系统的消声设计 37 8.3 空调系统的振源 37 8.4 空调系统的隔振设计 38 第第 9 9 章章 空调系统的保温、防腐设计空调系统的保温、防腐设计 3939 9.1 空调系统的保温 39 9.2 空调系统的防腐 40 结结 论论 4141 参考文献参考文献 4242 致致 谢谢 4343 I 摘 要 本设计的对象是高级车空调系统。 针对高级轿车的特点，本设计进行了一整套空调系统设计，以奥迪 A6 车体结构 为例，对空调系统的负荷计算、空调方式、设备选型等设计计算方法作了详细的介绍。 根据气候参数和轿车运行的特点，用稳态的方法计算出夏季冷负荷，然后按照计 算出来的冷负荷大小选择合适的空调机组。该轿车采用全功能型空调装置，集制冷、 除湿、采暖、通风、净化的功能于一体，既可在冬天提供暖气，又可在夏季提供冷气， 其他季节还可以进行除雾、除霜、调节湿度、通风、除尘等工作。 最后还对空调系统做了简单的轿车控制系统、消声减振设计、保温与防腐设计。 关键词：高级轿车，空调系统，负荷 II ABSTRACT This design object is senior car air conditioning system. According to the characteristics of limousines, this design for a set air conditioning system design, with Audi A6 bodywork structure as an example, to air conditioning system load calculation, air conditioning mode, equipment type selection of the design and calculation method is analyzed in detail. According to climate parameters and cars with the characteristics of the steady-state operation, the method is used to calculate the cooling load of the summer, then according to the calculated the cooling load choose appropriate air conditioning units. This car adopts full functional air-conditioning unit, set refrigeration, desiccant, heating, ventilation, purifying function at an organic whole, can be in already winter heating, but also provide provide air conditioning, other summer season and can be fogremoving, defrost, adjust the humidity, ventilation and dust removal, etc. Finally to air conditioning system made simple cars control system, silencing damping design, insulation and anti-corrosion design. KEYWORDS: limousines, load, air conditioning system 1 第 1 章 绪论 1.1 设计概况 本设计的主要内容就是分别以中南部城市外部气候条件作为奥迪 a6 轿车运行外 界条件，再根据车内设计参数以及车体结构较完整的为下一步冷负荷计算做充分准备。 1.2 车外设计计算参数 在我国中、南部主要城市，夏季的平均最高气温为 34.9，平均最高相对湿度为 64%，推荐车外空气设计温度：35，相对湿度：65%。冬季气温为：0，相对湿度 为 55%。综上所述，对于我国一般地区而言，车外设计参数可以选取干球温度 35、 湿球温度 24来进行计算。 1.3 车内设计计算参数 1.3.1 选取原则 在确定车内设计参数时，舒适性无疑是最为重要的前提条件，但同时，还应结合 国情和汽车豪华程度。因为车内温度在夏季时取最高限值，在冬季时取低限值，则可 大大降低汽车的发动机负荷量，从而提高经济性，降低汽车运行成本，并节约能源。 1.3.2 规范要求12 采暖通风与空气调节设计规范（GB50019-2003）规定：舒适性空气调节室内 计算参数，应符合如下表 1.3 规定: 2 表 1.3 舒适性空气调节室内计算参数 参数冬季夏季 温度( C) 18242228 风速（m/s）0.2 0.3 相对湿度（%）30604060 工艺性空气调节室内温、湿度基数及其允许波动范围，应根据工艺需要及卫生要求确 定；活动区的风速：冬季不宜大于 0.3m/s,夏季宜采用 0.20.5m/s;当室内温度高于 30 C 时，可大于 0.5m/s.综上所述：汽车空调参数如下表 1.4 所示。 3 表 1.4 汽车空调参数 项 目夏 季冬 季 车外温度（）3535.5-10-20 车外相对湿度（%）6555 车内温度（）2812 车内相对湿度（%）40 车内空气流速（m/s）0.30.40.150.25 车内新风量m3/（人）112025 车内噪声（停车时） dB(A) 70757075 车内外温差（）57 车内垂直方向温差（） 25 1.4 车体计算参数 奥迪 A6L 系一汽-大众推出的国内生产的技术最先进、性能最佳、国情适应性最强 的高档豪华商务车，奥迪 A6 融入了奥迪在全球最先进的高科技独家技术，又进一步 丰富了豪华的配置并赋予其超强的运动特性，从设计到性能无不体现出完美品质。其 特点是更豪华、更动感、更成熟。豪华主要体现在 BOSE 音响、电视/DVD 和冰箱上， 而且都是世界一流名牌产品。更动感体现在运动座椅、方向盘上；更成熟体现在奥迪 4 A6 经过多次成功的升级，不仅达到了一个全新的标准，而且可靠性很强。以奥迪 A6L1.8T，乘坐人数：5 为基本参数； 各基本尺寸如下表： 表 1.5 车体的基本尺寸 车体长（mm）车体宽（mm）车体高（mm） 488619561475 表 1.6 车体的基本尺寸 车顶长度（mm）车顶宽度（mm） 11001050 表 1.7 车窗的基本尺寸 后挡风玻璃宽（mm）后挡风玻璃长（mm） 8401750 前挡风玻璃宽（mm）前挡风玻璃长（mm） 8401750 侧门玻璃宽（mm）侧门玻璃长（mm） 7002800 注意事项： 1.夏季空调新风的计算温度，应采用夏季空调室外计算干球温度。 2.自然通风、机械通风，应采用夏季通风的室外计算温度和室外计算相对湿度。 5 第 2 章 负荷计算 2.1 冷负荷计算13 汽车空调热负荷计算的目的不仅在于可以为车辆空调系统的合理设计、选择和 匹配提供基本的依据，而且在于通过对构成热负荷的各个组成部分的计算分析，探讨 各因素对冷负荷的影响，以寻求减少空调负荷的方法和途径。 本设计中虽然轿车所处的环境和空间随时都发生着变化，其空调负荷必将受到各 种随机因素影响，但是这里仅讨论基本情况，因此该空调热负荷的计算采用稳态法进 行估算。 下面根据提供的基础计算参数，如气候条件、运行速度、车体几何尺寸、车体传 热系数、太阳辐射等进行空调负荷计算。 2.1.1 车体传热量 一、车体传热量 Q 可按下面公式进行计算： 1 3 Q1=ti 式（2.1） i kF 式中： Ki传热系数； Fi车体各面的面积； ti车体对应的内外温差； 二、计算过程： 铝合金的传热系数取 3.13W/m C,玻璃传热系数取 3.15 W/m C.客室内外温 22 差ti为 7 C。由表 1.5、1.6、1.7 的有关参数可计算出车体的外表面积为 9.05 m； 2 车窗面积为 2.94 m；车门玻璃窗面积为 1.96 m；所以，可知材料为铝合金的面积 22 为 9.05 m；材料为玻璃的面积为 4.9 m； 22 6 车体的热量计算可按材料为铝合金和玻璃来计算： 1、材料为铝合金的传热量 Q11可按 2.1 公式计算为： Q11=3.139.057=198.28W 2、材料为玻璃的传热量 Q12按 2.1 公式计算为： Q12=3.154.97=108.04W 所以，车体的传热量 Q1为 Q11和 Q12之和，即： Q1= Q11+ Q12=198.28+108.04=306.32W 2.1.2 太阳辐射得热量 一、太阳辐射热量的一部分可以计算在窗的传热中，另一部分计算在车窗的透射 中。车窗的太阳辐射透射作用引起的得热量 Q 可按下面公式进行计算： 2 Q2=IFcS 式(2.2) I辐射强度，单位为 W/m； 2 透光系数； Fc车窗的面积； S遮阳系数； 二、计算过程： 以重庆夏季的辐射强度 I 为 46.7 W/m为例；透光系数取 1；车窗面积前面 2 已经计算出来，Fc为 4.9 m；无遮阳时，遮阳系数 S 取 1； 2 上面这些参数，代入公式 2.2 便可以计算出太阳辐射得热量 Q ，即： 2 Q2=46.714.91=228.8W 2.1.3 计算车内人员散热量 一、车内人员的散热量可按下面公式来计算： Q =q nc 式(2.3) 3 r q 成年男子散热量； r n车厢的人员数； c群集系数； 二、计算过程： 7 由 UIC553-2004汽车通风、取暖与空调可得，车内温度为 27 C 时，成年男子 的散热量 q =115W； r 由上面各参数按公式 2.3 可计算出车内人员散热量，即： Q3=11550.955=549.13W 2.1.4 计算设备散热量 车内主要散热设备有主辅发动机室、空调送风机的热量。 设备散热量可按下面公式来计算： Q4=KF1FF1(tF1-tB) 式（2.4） 式中 下角 F1指主发动机； FF1指主发动机室体积； tF1主发动机室的空气温度，一般比室外温度高 20； tB室外温度； K传热系数； 车内电动机等用电设备发热量为 Q5=1000P 式（2.5） 式中 P用电器功率单位为 kW 二、计算过程： 一般取 K=11W/（m2*K）；用电器功率一般取 1.1kW;把这两个参数代入公式 2.4，2.5 就可以得到： Q4=111820=396W Q5=10001.1=1100W 2.1.5 新风传入车厢的热量: 一、新风入车厢的热量可按下式计算： QV1=0.28nV（hH -hB） 8 式（2.6） 式中 n乘员数； V按人体卫生标准，每人每小时需要的新风量，单位为 m3/（h人）； 空气密度，当 tH=35时，=1.146kg/ m3； hH、hB车内外空气比焓值。 QV2=0.28VL（hH -hB） 式（2.7） 式中 V 漏风量 L车门、车窗缝隙长 空气密度，当 tH=35时，=1.146kg/ m3； hH、hB车内外空气比焓值。 二、计算过程： 取 n=5，V 取 30 m3/（h人），=1.146kg/ m3，根据室内温度 28，室外温度 35，相对湿度 50%查得车内比焓值为 59h/kJkg-1，车外比焓值为 80h/kJkg-1；据有 关资料介绍，当汽车车速为 40km/h，缝隙宽为 1.5mm 时，漏风量为 10m3/（hm）； 当缝隙宽增大为 3mm 时，漏风量为 17 m3/（hm）。取 V为 70m3/（hm）；取 L 为 10mm；根据公式 2.6,2.7 可得 QV1=0.285301.14621=1010.77W QV2=0.2870101.14621=4692.2W Q6= QV1 +QV2=5702.97W 总的热量 Q= Q1+ Q2+ Q3+ Q4+Q5+Q6=306.32+228.8+549.13+396+1100+5702.97=8.3KW 三、各种计算热量值统计如下表 2.1： 9 表 2.1 热量汇总表 总热量（KW） 8.3KW 2.2 湿负荷计算 湿负荷是指空调车厢内的湿源（主要指人体散湿、食品或其他物料的散湿、室外 空气带入的湿量等）向室内的散湿量，也就是维持室内含湿量恒定需从车厢内除去的 湿量。本设计只考虑车体内乘员的散湿量。 查表可知，在 27下，一成年男子的散热湿量为 75g/h，因设定乘客数为 5； 故：车体内总湿量为 Qs=75n=755=375g/h 2.3 车室内采暖耗热量计算7 夏季汽车室内由于有各种热源，使车室内产生热量，为了消除热量，需要采用制 冷装置产生制冷量，形成用以平衡热量的冷负荷。 冬季情况恰恰相反。由于车外环境的空气温度低，车内温度高，车室内外存在温 差，必然由高温向低温传热。若没有隔热维护措施和补充热量，最终结果使车内外温 度相等，影响了车内的舒适性。因此，必须向车内补充加热量，平衡车内的耗热量， 这就形成了汽车空调的热负荷。 Qh=Qa+Qb+Qc+Qd+Qe+Qp+Qf 式中 Qh汽车空调耗热量，单位为 W； Qa车身顶部耗热量，单位为 W； Qb玻璃窗、门耗热量，单位为 W； Qc车身裙部耗热量，单位为 W； 车体传 热量 Q1 (W) 辐射得 热量 Q2 (W) 人体散热 量 Q3 (W) 设备散热 量 Q4+Q5(W) 新风入车厢 的热量 Q6（W） 306.32228.8549.1314965702.97 10 Qd车室内地板耗热量，单位为 W； Qe冷空气渗透耗热量，单位为 W； Qp车室内乘员人体散热量，单位为 W； Qf汽车前风窗除霜耗热量，单位为 W； 2.3.1 车身顶部耗热量 车身顶部耗热量 Qa按下式计算 Qa=KaFata 式中 Ka车身顶部传热系数，单位为 W/(m2*K)；Fa 取 Fa车身顶部传热面积，单位（m2）； ta车室内外空气温差，单位； 车内顶部温度取 21 ，车外空气温度取 5。铝合金的传热系数取 3.13W/m C,玻璃传热系数取 3.15 W/m，Fa取 9.05 m； 222 计算过程如下： Qa=3.13*9.05*16=453W 2.3.2 玻璃门、窗耗热量 玻璃门、窗耗热量 Qb按下式计算 Qb=KbFbtb 式中 Fb玻璃窗、门传热总面积，单位为 m ； 2 Kb玻璃窗、门传热系数，一般取 Kb=6.4W/(m2*K)； tb车室内外空气温差，单位为； Kb取 6.4 W(m2*K)，Fb取 4.9 m ，室内外温差取 16； 2 计算过程如下： Qb=6.4*4.9*16=501W Qc已经包含在 Qa中； Kd一般取 8.14W/(m2*K)，td取 3 ，Fd取 3.5 m 2 同理可得 Qd=8.14*3.5*3=85W； 11 2.3.3 冷空气渗透耗热量 冷空气渗透耗热量 Qe按下式计算 Qe=0.28*Gecte 式中 Ge新风量和漏泄风量，单位为 m3/h； 空气密度，取为 1.29kg/ m3； C空气比热容，取为 1.0051.009KJ/（kg*）； te室内外温差，单位； 计算过程如下： 取 Ge为 170m3/h， 为 1.29kg/ m3，c 取 1.005 KJ/（kg*），te取 16 故： Qe=0.28*170*1.29*1.005*16=987W； 2.3.4 汽车前风窗除霜耗热量 汽车前风窗除霜耗热量 Qf按下式计算 Qf=0.28*Gfctf 式中 Gf除霜风量，单位为 m3/h。 其他与 Qe计算式中相同 计算过程： Gf取 20m3/h， 为 1.29kg/ m3，c 取 1.005 KJ/（kg*），tf取 16； Qf=0.28*20*1.29*1.005*16=90W； 2.4 采暖耗热量汇总 采暖耗热量 Qh=Qa+Qb+Qc+Qe+Qf=453+501+987+90=2.03KW； 12 第 3 章 空调方案的确定 3.1 确定空调方案 汽车空调是空气调节工程的一个重要分支，是空气调节技术在汽车上的应用，是 创造车室内舒适环境的技术。同时也是伴随着汽车技术发展到一定阶段的产物，且将 随着汽车工业的发展进一步完善。目前汽车空调已成为提高汽车乘坐舒适性的一种重 要手段，并被广大汽车制造商及乘客所认可，汽车空调装置正成为乘用车和商用车得 重要标准配置之一。 1.奥迪 A6 轿车空调系统方案 奥迪 A6 轿车室内环境特点： 跟大部分高级轿车一样，奥迪 A6 室内空间也是有限的，人均占有空间也是不大 的。因此室内空气质量相对较差，需要空气调节系统来改善车内的环境，达到令用户 满意的乘坐舒适性要求。在影响舒适性因素中温度、湿度、清洁度和新鲜空气量等对 乘客的影响最大。 2.空调设计方案 本车空调系统采用全功能型空调系统，控制系统采用手动与自动于一体的全自能 化控制系统。压缩机采用由主机直接带动的方式，即非独立式，工作方式选择为连续 运行式。采用整体式风箱，将蒸发器芯、加热器芯、风机和各种风门装在一个壳体内。 装在仪表板下方，冷暖系统同时工作。并采用内外混合循环方式利用混合空气循环。 冷凝器布置在车头水箱前面。蒸发器采用仪表板式，储液缸安装在冷凝器旁边。 3.方案论证 全功能型汽车空调集制冷、除湿、采暖、净化于一体，既可供冷气，又可供暖气， 还可进行通风、除尘。 冷暖分开型和冷暖合一型的缺点是冷风机只能降温、除湿，不能调节送风的 相对湿度。夏季，当车内需要冷风时，风机吸入外界的湿热空气，经过蒸发器的 冷却、除湿，变成冷风送入车内。然而，这种脱去冷凝水而吹出来的冷风，尽管 13 绝对含湿量减少了，但相对湿度却在 95%以上，这种冷而湿的风吹到乘员身上， 并不舒适；因此必须设法在冷风吹出来之前降低其相对湿度。简单的办法就是将 冷却除湿后的空气适当加热，如图 3.1，在蒸发器和加热器之间设置了一个可以连 续调节的混合风门。从蒸发器流出来的空气可以随混合风门的开闭，部分或全部 通过加热器。流过加热器和不流过加热器的空气先混合，再经风门送出。夏季， 可以通过调节混合风门的开度来调节冷湿空气的再加热程度。冬季可以通过调节 混合风门的开度调节暖风的温度。混合风门的设置大大改善了对空气相对湿度的 调节能力。 4、空气处理过程 全功能型空调空气处理图 3.1.4 14 第 4 章 确定送风温差、送风状态，计算送风量 4.1 确定送风温差 送风温差是根据室温允许波动范围（即恒温精度）选取的，由参考文献可得送 5 风温差与室温允许波动范围之间的关系，见表 4.1. 表 4.1 送风温差 室内允许波动范围送风温差 0.1-0.22-3 0.53-6 1.06-10 人工冷源：15 1.0 天然冷源：可能的最大值 本设计中对空调精度要求不高，所以对送风温差也无严格控制，为减少能耗， 采用露点送风方式。 4.2 新风量计算13 一、新风量通常应满足下面三个条件： 1、卫生要求； 2、补充局部排风量； 3、保证车内的正压； 在全空气系统中，通常取上述要求计算出新风量中的最大值做为系统的最小新风 量。如果计算所得的新风量不足系统送风量的 10，则取系统送风量的 10。 二、新风量计算公式： Gx=ngx 式(4.1) 式中：Gx新风量 m3/h； 15 n人数； gx人员所需最小新风量 m/h人； 三、计算过程 车厢内的定员人数为 5 人；查找有关图表，取最小风量为 20m/h人；将数 值代入公式(4.1)就可以得出新风量： Gx=520=100m/h 4.3 夏季送风状态和送风量 一、具体步骤： 1、在 h-d 图上找出夏季室内空气状态点 N； 2、根据计算出的夏季室内冷负荷 Q 和湿负荷 W 计算出热湿比 =Q/ W ，再通过 11 N 点画出过程线 ； 3、确定夏季室外状态点 W ； 4、采用露点送风，过程线 与=90%线的交点 s 即为送风状态点； 5、按下式计算送风量 kg/s 式（4.2） 1000 dd W hh Q G SNN s S 6、根据新风量的确定原则，求出新风量 Gx； 7、求出回风量 Gh，Gh=Gs-Gx； 8、求出新、回风的混合点 M，它应在 W 与 N 的连线上，M 点焓值计算公式如下： ； s NhWX M G hGhG h 9、计算新风负荷：Qx=Gx(hW-hN)； 10、空调机的总耗冷量：Q 总=Q+Qx； 二、计算的具体过程： 确定全空气系统夏季送风状态和送风量。房间冷负荷 Q=8.3kw,湿负荷 Wx=0.1g/s； 1、在图 4-1 中，根据根据 tn=27及n=50%确定室内状态点 N，hN=58kJ/kg； 2、热湿比 =Q/W1=8.31000/0.1=83000； 3、根据夏季空调室外计算干球温度 td=36.5和夏季空调室外计算湿球温度 ts=27.3,确定室外状态点 W ,hw=85kJ/kg； 16 4、过 N 点画出过程线 =83000 与=90% 的相对湿度线相交于 s 点,s 点即为送 风状态点得 ts=19.2,hs=48.5kJ/kg； 5、送风量 MS=Q/（hN-hs）=8.3/（58-48.5）=0.045kg/s；换算一下，取此时空气 的密度为 1.29kg/m ，则 MS=0.0451.293600=208m /h； 33 图 4.1 全空气夏季空气处理 h-d 图 4.4 新风负荷计算 一、夏季空调新风冷负荷计算公式： Q5=Gx(hw-hn) 式(4.3) 式中：Q5夏季新风冷负荷 kw； Gx新风量 kg/s； hw室外空气焓值 kJ/kg； hn室内空气焓值 kJ/kg： 二、计算过程： 新风量前面已经计算出来为 100m/h，换算一下为 0.02kg/s；室外和室内空气焓 值前面已经通过计算和查表得出为：hw = 85kJ/kg，hN=58kJ/kg；将数值代入公式 4.3， 便可以得到：Q5=0.02（85-58）=0.54kw. 三、回风量的计算： 回风量的计算公式为 Gh= MS-Gx；则回风量 Gh= MS-Gx=202-100=102m3/h 四、求混合点 M 的比焓值 17 kgkj /4.71 202 8510285100 M hGhG h s NhWX M 4.5 送风量、新风量及新风负荷、总负荷汇总 前面已经计算出送风量 Ms=202m3/h；新风量 Gx=100m3/h；新风负荷 Q5=0.54 KW； 总负荷 Q =8.3 kw；制成表格如上表 4.2，与负荷计算中新风符合相差不大，在 总 误差允许范围内，说明计算正确。如下表 4.2。 表 4.2 风量以及负荷总汇 送风量 （m3/h） 新风量 （m3/h） 新风负荷（KW）总负荷 （KW） 2021000.548.3 18 第 5 章 空调设备的选型 5.1 空调设备的主要性能 一、冷量 空调系统的冷量，应根据所服务空间的同时使用情况、系统的类型及 调节方式，按客室逐时冷负荷的综合最大值和客室夏季负荷的累积值确定，并应计入 新风冷负荷以及风管引起的附加冷负荷。 二、风量 满足根据设计计算得出的送风量和送风状态，此外，还要满足对新风 量的要求。 三、机外余压 机组的机外余压应能满足克服风管的沿程阻力损失，局部阻力损 失以及出口动压损失之和的要求。在考虑了设计计算和安装过程中可能造成的、漏风 所形成的附加压力损失等因素，因此在一般的通风空调工程中，机组的机外余压宜考 虑 10%15%的附加值。 5.2 空调设备的选择 5.2.1 压缩机的选型计算及其他部件的选择13 1.确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度 (1) 在这里忽略压缩机吸气管路和排气管路的压力损失，根据任务书中的已知条件可 知制冷剂 R134a 在额定空调工况下压缩机的吸气压力和排气压力分别为： Pd=1700Kpa PS= 349.63KPa。 (2) 根据 PS 和 ts，查表 R134a 过热蒸气的热力性质表得：压缩机吸气口制冷剂比焓 hs=405.97KJ/Kg，比体积 s=0.05976m3/Kg，比熵 SS=1.737KJ/(KgK)。 19 (3)根据 PS 和 SS，查 R134a 过热蒸气的热力性质表得：压缩机等比熵压缩制冷剂比焓 hd，s=435.58 KJ/Kg。 (4)额定空调工况下压缩机的指示效率 i为： i=Te/Tc+b*te=(5+273.15)/(60.5+273.15)+0.0025=0.844 (5)额定工况下，压缩机的排气比焓为： hd=hs+(hd,shs)/i=405.97+(435.58405.97)/0.844=441.05KJ/Kg (6)根据 Pd和 hd，查 R134a 过热蒸气的热力性质表得：额定工况下压缩机的排气温度 td=71.4。 2.计算额定空调工况制冷系统所需制冷量 (1) 根据以知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度 t4,为： t4,=tctsc=60.55=55.5。 (2)蒸发器出口制冷剂气体温度为： t1=te+tsh=5+5=10。 (3)按 t4,查表有：蒸发器进口制冷剂比焓 h5,=h4,=280.67KJ/Kg，按 t1和 Pe查表有：蒸发 器出口制冷剂比焓 h1=hs=405.97KJ/Kg。 (4)在额定空调工况下，蒸发器的单位制冷量 qe,s 为： qe,s=h1h5,=405.97280.67=125.3KJ/Kg。 (5)稳态工况，制冷系统所需制冷器应与车厢热负荷平衡，计算是应留有一定的余量， 以考虑实际情况与车厢热负荷平衡是可能存在的差距。设该余量为 10%，则制冷系统 所需制冷量 Qe,s为： Qe,s=1.1Qs=1.18300W=9130W 3.将额定空调工况下制冷系统所需制冷量换算成压缩机所需制冷量 (1)额定空调工况下制冷系统所需制冷剂的单位质量流量 qm,s 为： qm,s=Qe,s/qe,s=9130/125.3=0.0728Kg/s (2) 额定空调工况下压缩机的单位质量制冷量 qe,c 为： qe,c=hsh5/=405.97280.67=125.30KJ/Kg (3)额定空调工况下压缩机的单位体积制冷量 qv,c 为： qv,c=qe,c/s=125.30/0.05976=2096.72KJ/m3 (4)对于稳态过程，制冷系统中各组成部件的制冷剂质量流量应当一致，因而额定空调 工况压缩机的制冷剂质量流量应为： 20 qm,c=qm,s=0.0728Kg/s。 该工况压缩机所需制冷量 Qe,c=qe,cqm,c=125.300.0728=9.12Kw。 4.将额定空调工况下压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量 (1) 压缩机的测试工况条件：制冷剂冷凝温度 tc,t=60.5;制冷剂的蒸发温度 te,t=5; 膨胀阀前制冷剂液体过冷度tsc,t=0;压缩机的吸气温度 ts,t=t1=7;压缩机的转速 n=1800r/min;不考虑压缩机吸气管路及排气管路的压降。 (2)根据制冷剂的蒸发温度 te,t和冷凝温度 tc,t，查 R134a 饱和状态下的热力性质表， 得测试工况下制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为：Pe,t=349.63KpaPc,t=1700KPa 压缩机吸气压力 Pst=pe,t =349.63KPa.压缩机的排气压力 Pd,t=Pc,t =1700KPa。 (3)根据 ts,t 和 Ps，t，查表有压缩机测试工况下吸气比焓 hst=402.0KJ/Kg，吸气比体积 st=0.05881m3/Kg，吸气比熵 Ss,t=1.724KJ/(KgK)。 (4)根据膨胀阀前制冷剂液体温度 t4=tc,t-tsc,t=60.5，查表得膨胀阀前制冷剂液体 比焓 h4=288.72KJ/Kg。 (5)测试工况压缩机的单位质量制冷量： qe.t=hs.t-h4=402.0-288.72=113.28 KJ/Kg。 (6)测试工况压缩机单位体积制冷量 qv,t 为： qv,t=qc，t/st=113.28/0.05881=1926.20KJ/m3。 (7)由于额定空调工况下和测试工况下的冷凝压力(冷凝温度)蒸发压力(蒸发压力)，排 气压力及吸气压力均可相同，则两种工况压缩机的输气系数也相同，即：t=c。于是 所选压缩机在测试工况下所需制冷量是： Qe,t=Qe,c(t/c)(qv,t/qv,c)=9.1211926.20/2096.72=8.38Kw。 5.测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量 qm,t 为 qm,t=Qe,t/qe,t=8.38/113.28=0.0739Kg/s。 6.确定测试工况下压缩机所需轴功率 (1)根据 Pd,t 和 Ss,t，查表得压缩机等比熵压缩下的制冷剂比 hd,s=434.08KJ/Kg，制冷 剂温度 td,s=66.25。 (2)测试工况下压缩机单位等比熵压缩功 Wts,t 为： Wts,t=hd,shs,t=434.08402.0=32.08KJ/Kg。 (3)测试工况下压缩机的理论等比熵功率 Pts,t为： Pts,t=Wts,tqm,t=32.080.0739=2.364Kw。 (4)测试工况压缩机指示效率 i,t为： 21 i,t=Te,t/Tc,t+bte,t=(5+273.15)/(60.5+273.15)+0.0025=0.844。 (5)测试工况压缩机指示功率 Pi,t为： Pi,t=Pts,t/i,t=2.364/0.844=2.8006Kw。 (6)测试工况下压缩机摩擦功率 Pm,t为： Pm,t=1.3089D2SinPm10-5=1.3089(25.410-3)2 28.110-37 18000.5010510-5=0.1495Kw。 (7)测试工况下，压缩机所需轴功率 Pe,t 为： Pe,t=Pi,t+Pm,t=2.8006+0.1495=2.95KW。 7.根据压缩机的转速 n 的指定值和 Qe,t，Pe,t，qm,t 的计算结果粗选择压缩机的 型号 当 Qe,t=8.38KW，qm,t=0.0739Kg/s 时，压缩机气缸工作容积大约在 160cm3左右， 试选取压缩机型号是 7SB16。 根据压缩机的计算，查其产品使用说明书知理论排气量 Vth=161cm3/r；制冷量可 达 Qet=6KW；质量输气量 qmr,t=0.080866Kg/s0.07039Kg/s；压缩机的轴功率 Pe,t=1.8062.1095KW。 结果表明，在考虑压缩机吸气管路和排气管路压力损失的条件下，所选 7SB16 型 压缩机的质量输气量大于计算结果，压缩机轴功率小于计算结果，在制冷量上也基本 符合要求，是能与所指定的车用空调系统相匹配的。 该压缩机具体参数如下表 5.2.1： 表 5.2.1 压缩机具体参数 排 量 cm3/r 缸数 缸径 mm 行程 mm 最高转 速 r/min 制冷 剂 冷冻机油 1615 28.6 9 28.19200R134aND-8250cc 其他部件根据系统匹配选择类型如表 5.2.2 22 表 5.2.2 各个部件类型 冷凝器平行流冷凝器 储液干燥器吸气式储液干燥器 蒸发器层叠式蒸发器 电子膨胀阀H 型膨胀阀 23 第 6 章 空调通风与净化装置 由于汽车车厢比一般居室窄小得多，并且车厢内乘员密度大，呼吸排出的 CO2、 蒸发的汗液、吸烟的烟雾以及从车外进入的灰尘等很容易使车厢内的空气污浊，对人 体健康造成危害。即使车厢内的温度和湿度合适，也不能消除污浊空气进入带来的不 舒适感，因此对车厢内进行通风换气是十分必要的。 在空调汽车车厢里，经过处理的空气由送风口进入车厢，与车厢里的空气进行热 交换后经回风口排出。空气的进入或排出，必然引起车厢内空气的流动。因此，空调 汽车除了要有合适的空气温度和相对湿度外，还应对空气温度与风速的均匀程度，也 就是对车厢里的温度场和速度场有一定的要求。车厢里的温度场、速度场受车厢内气 流流动状况和分布情况的影响很大，必须合理地组织车厢内空气的流动，使车厢里空 气的温度、湿度、流速符合人体工程学要求。通常把对车厢里气流流动和分布的控制 称为气流组织。气流组织的任务是合理地组织室内空气的流动，使室内空气的温度、 湿度、流速等能更好地满足工艺工程和符合人们的舒适感觉。 气流组织合理与否，与送风口和回风口的位置、形式、大小、送风气流的流 态和运动参数(主要指送风温差、送风口直径、送风速度等)、车厢等多种因素有关。 其中送风口的形式、结构及送风管道的设计与布置合理与否，对车厢内气流组织的影 响较大。 通风装置的作用是在汽车运行中从车外引入一定量的新鲜空气，并将车内的 污浊空气排出车厢外，同时还可以防止风窗玻璃起雾。 工作区的风速也是影响舒适的一个重要因素。在温度较高的场所通常可以用提高 风速的办法来改善热舒适环境。但是大风速通常是令人厌烦的，实验表明，风速在 0.5m/s 以下时，人没有太明显的感觉。各国的规范、标准或手册中对工作区的风速都 有规定。我国规范规定：舒适性空调冬季室内风速不应大于 0.2m/s，夏季不应大于 0.3m/s；工艺性空调冬季室内风速不宜大于 0.3m/s，夏季宜采用 0.20.5m/s，当室内 温度高于 30时，可大于 0.5m/s。 24 6.1 送风系统设计原则 在设计送风系统时，要注意送风温度与送风温差，送风方式和送风口型式的选取。 具体要求如下： 送风温度与送风温差 1.送风温度：夏季为了防止送风口附近产生结露现象，一般应使送风干球温度高 于室内空气的露点温度 23. 2.送风温差：空调系统夏季的送风温差，应根据送风方式、风口类型、安装高度、 气流路线长度、贴附情况等因素确定。在满足舒适或工艺要求的前提下，送风温差应 尽量加大；工艺性空调的送风温差，一般按表 6.1 确定。一般舒适性空调的送风温差， 宜根据以下原则确定： 送风高度 H5m 时，送风温差t10；送风高度 H5m 时，送风温差 t15；当送风高度大于 10m 时，应按计算确定。 表 6.1 工艺性空调的推荐送风温差表 室内允许波 动范围（） 送风温 差（） 备注 115 1610 0.536 控制区域处于下送气流的扩散区时，送风 温差应通过计算确定 二、送风方式和送风口型式 1、室内对温湿差的区域偏差无严格要求时，宜采用百叶风口或条缝型风口进行 侧送；当室温允许波动范围1时，侧送气流宜贴附；当室温允许波动范围0.5 时，侧送气流应贴附。 2、当空调房间内的设备对侧送气流有一定阻挡或单位面积送风量过大，致使工 作区的风速超出要求范围时，不宜采用侧送。 3、当室内单位面积送风较大，且有吊平顶可供利用时，宜采用圆型、方型或条 缝型散流器下送，或采用孔板下送。 4、当单位面积送风量很大，而工作区又需要保持较低风速或对区域温差有严格 要求时应采用孔板送风。 25 5、室温允许波动范围等于或大于 1时，宜采用喷口送风。喷口送风时的送风温 差宜取 812。 6、当送风量很大，无法安排过多的送风口，或需要直接向工作区送风时，宜采 用旋流风口送风。 7、当室内的散热量较大时，且产热设备的上部带排热装置时，宜采用地板下送 风。 8、变风量空调系统的送风末端装置，在风量改变时应保证室内气流分布不受影 响，并满足空调区的温度、风速的基本要求。 9、选择低温送风口时，应使送风口表面温度高于室内空气露点温度 12. 10、侧送风口的设置，宜沿室内平面中的短边分布；当室内的进深很长时，宜采 用双侧对送，或沿长边布置风口。 11、本设计采用无风道综合通风送风方式，在仪表板及车后部设计送风口，使温 度更加均匀。综合通风虽然结构复杂，但省电，经济好，运行成本低。特别是在春秋 季节的天气，用动压通风导入凉爽的外气，以取代制冷系统工作，同样可以保证舒适 性要求。 6.2 气流组织方式 轿车空调对车内的温、湿度有一定的精度要求。除要求有均匀、稳定的温度场 和速度场外，有时还要控制噪声水平和含尘浓度。这些都直接受气流流动和分布状况 的影响。这些取决于送风口结构形式、尺寸、送风的温度、速度和气流方向、送风口 的位置等。应根据空调要求，结合汽车结构特点和设备布置条件，合理地确定气流组 织形式，按照送回风口位置的互相关系和气流方向设计气流组织形式。 本设计采用中送风中回风气流流型，此种方式具有明显的节能效果 气流分布如图 6.2 26 图 6.2 客室内气流组织分布图 6.3 风口的选择 一、送风口 空调设计中，无论是供冷风还是供热风，最终都要用风口形式把冷（热）风送至 被空气调节的区域。因此，正确选择风口是十分重要的。奥迪 a6 送风口的选择与布 置受到车体内的空间与视觉美观的限制，同时还要尽可能保证良好的气流组织。风口 有多种不同形式，最常用的大致为类：侧送风喷射式送风口、车内座椅诱导式送风口。 二、本设计中的送风口如图 6.3： 风口布置图 6.3 桶型出风口，经济而简单。通常有一套可动的叶片和轴，整体可以绕轴转动。风口与 空调处理机组、蒸发器+加热器+风机组成一个部件，装在车内仪表板下方，通过格栅 27 中转