汽车空调器的设计说明书

XXXXXXX毕业设计说明书院 (系) : 环境与市政学院 专 业 : 热能与动力工程 学生姓名: XXXXXXXX 学 号 : XXXXXXX 设计题目： 汽车空调器的设计 起迄日期: 设计地点: 指导教师: 教研室主任: 目录第一章 绪论1.1引言 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 11.2汽车空调器的发展历史与现况 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 2 1.3课题的提出及主要研究方法 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3第二章 毕业设计任务书 2.1本毕业设计课题的目的和要求 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 2.2本毕业设计课题的技术要求与数据 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 2.3本毕业设计课题成果的要求 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第三章 汽车空调系统冷负荷的计算3.1工况条件确定 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3.2空调冷负荷计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3.3空调冷负荷的确定 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第四章 汽车空调压缩机的选型计算4.1确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度 _ _ _ _ _ 4.2计算额定空调工况制冷系统所需制冷量 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _4.3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_ _ 4.4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 _ _ 4.5测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量qm,t为 _ _ _ _ _ _ _ _ 4.6确定测试工况下压缩机所需轴功率 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 4.7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 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第五章 汽车空调冷凝器的设计计算5.1 冷凝器的设计负荷 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 5.2冷凝器的设计计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第六章 汽车空调蒸发器的设计计算第七章 空调系统其他零部件的设计选配7.1 热力膨胀阀的设计选型计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 7.2贮液干燥剂的设计选型计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 参考文献第一章 绪论1.1引言 汽车空调的普及，是提高汽车竞争能力的重要手段之一。随着汽车工业的发展和人们物质生活水平的提高，人们对舒适性，可靠性，安全性的要求愈来愈高。国内近年来，汽车生产厂家越来越多，产量越来越大，大量中高档车需要安装空调。因此，对汽车空调的研究开发特别重要。1.2汽车空调器发展的历史、现况与发展趋向 汽车工业是我国的支柱产业之一，其发展必然会带动汽车空调产业的发展。汽车空调作为空调技术在汽车上的应用，它能创造车室内热微环境的舒适性，保持车室内空气温度、湿度、流速、洁净度、噪声和余压等在热舒适的标准范围内，不仅有利于保护司乘人员的身心健康，提高其工作效率和生活质量，而且还对增加汽车行始安全性具有积极作用。 就世界上汽车空调技术发展的历史来看，其发展的速度也是惊人的。1927年就诞生了较为简单的汽车空调装置，它只承担冬季向乘员供暖和为挡风玻璃除霜的任务。直到1940年，由美国Packard公司生产出第一台装有制冷机的轿车。1954年才真正将第一台冷暖一体化整体式设备安装在美国Nash牌小汽车上。1964年，在Cadillac轿车中出现了第一台自动控温的汽车空调。1979年，美国和日本共同推出了用微机控制的空调系统，实现了数字显示和最佳控制，标志着汽车空调已进入生产第四代产品的阶段。汽车空调技术发展至今，其功能已日趋完善，能对车室进行制冷，采暖，通风换气，除霜(雾)，空气净化等。我国空调产业发长速度虽然较快，但是目前国内车用空调系统生产基本上仍是处于引进技术与开发、研究并举的阶段。从目前发展情况来看, 涡旋式压缩机将是我国未来汽车空调的主要机型。由于这种压缩机无吸、排气阀,因此, 工作可靠、寿命长, 容积效率一般比滚动活塞式提高左右, 吸排气连续、气流脉动小, 运转平稳、且扭矩变化均匀, 最高转速可达左右, 体积比往复式小, 重量比往复式轻, 绝热效率提高。但涡旋式压缩机在机械加工工艺方面难度较大, 须用专门的精密数控加工设备, 目前国内正着手研制这种新机型。换热器性能的优劣, 对汽车空调节能极为重要。由于汽车空调趋向小型化, 因而也要求换热器向体积小、重量轻的高效小型化发展。为此, 汽车空调换热器应从这几方面进行改进冷凝器将采用平流式冷凝器,它改变了传统的制冷剂单通方式。其换热能力比管带式冷凝器强, 使冷凝温度和压力降低, 同时系统的排气压力和输人功率也随之降低。蒸发器采用层流式, 它类似于板式蒸发器, 制冷剂在很小的传热板间流动。其换热效率比管带式提高左右, 是将来最有前途的蒸发器型式。散热翅片将采用超级条缝片, 超级条缝片与平片相比, 其换热效果将会提1-2倍左右。 1.3课题的提出及主要研究方法 该课题的提出主要是因为个人毕业后的就业，考虑到毕业后要从事汽车方面的研究，并且自己所学专业在这方面主要是空调系统方面的知识，所以综合考虑后便定下来这个课题。该课题的主要研究方法是通过对所学知识的归纳总结，依据设计规范一一对空调系统的各方面进行设计选型计算，并最终绘出各系统器件及系统原理图。第二章 毕业设计任务书2.1本毕业设计课题的目的和要求 通过毕业设计，把所学基础理论和专业知识进行综合，使学生进一步加深对专业知识的理解，并把所学专业知识运用到实践中去，进一步比较全面的锻 炼，提高分析、解决实际问题的能力。同时培养学生的创新意识，并为企业设计汽车空调器提供详细的设计计算书。通过汽车空调系统的设计，学生应掌握汽车设计空调系统的整个程序，为今后走上工作岗位，从事产品的研究、开发打下基础。2.2本毕业设计课题的技术要求与数据目前绝大部分汽车空调系统仍为蒸汽压缩式制冷。其主要由压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器四大部件组成，并通过管路及其他辅助附件连接起来形成一个封闭的循环系统。其中膨胀阀和蒸发器一般组装在一起，形成一个蒸发器总成。要求每个学生单独设计一台汽车空调器，其技术参数为：层叠式蒸发器：空气干球温度27，空气湿球温度19.5，膨胀阀进口表压1700kPa，膨胀阀进口过冷度5，蒸发器出口压力349.63kPa，蒸发器出口过热度为5，蒸发器风量为500m3/h。平行流冷凝器：空气干球温度35，制冷剂入口压力为1700kPa,制冷剂入口的过热度为25，制冷剂出口的过冷度为5，迎面风速4.5m/s，或风量为2000m3/h。制冷机剂采用R314a；车体各维护结构参数如下： 顶圈 车侧 车底1-钢板1=0.8mm 1-钢板1=0.8mm,2-空气层2=70mm 1-聚乙烯地板1=2.5mm2-聚氨脂2=3mm 3-钢板3=0.8mm,4-纸板4=2.5mm 2-聚乙烯泡沫2=3mm3-聚乙烯泡沫3=3mm 5-聚氨脂5=3mm,6-聚乙烯泡沫6= 3-钢板3=0.8mm4-浅灰色毛绒4=2mm 2.5mm,7-浅色人造革7=0.5mm汽车空调系统示意图如下：1-压缩机2-排气管3-冷凝器4-风扇5、7-高压液管6-干燥储液器8-膨胀阀9-低压液管10-蒸发器11-鼓风机12-感温包13-吸气管2.3本毕业设计课题成果的要求毕业设计计算说明书不少于1万字。采用计算机绘图7张，其中包括冷凝器、蒸发器设计图各2张(包括剖面图)，压缩机连接图1张，膨胀阀、储液器等配件连接图1张，产品部件、材料明细表1张。制冷原理图。第三章 汽车空调系统冷负荷的计算3.1工况条件确定：夏季室外空气计算温度t0=35，车厢内温度ti=27，轿车正常行驶速度为Wc=40Km/h，压缩机正常转速n=1800r/min。3.2空调冷负荷计算 3.2.1 太阳辐射及太阳照射的得热量QT QT=k.(tm-ti).F (W)式中: QT车身外表面得热量,W。 K车身围护结构对室内的传热系数, W/(m2.k)。轿车的传热系数K通过计算得到。并且对于车身不同部分其传热系数不同，计算的具体值见下面的计算。 t0室外设计计算温度，t0=35。 ti车厢内温度，ti=27。tm日照表面的综合温度, 。 tm=eI/(a+k)+t0式中：I太阳辐射强度，W/m2 I=IS+IC IG太阳直射辐射强度，W/m2，IS=1.163853=992W/m2。 IS太阳散射强度，W/m2，IG=1.163140=162.82W/m2。 e表面吸收系数，深色车体取e=0.9，浅色车体取e=0.4。本计算取e=0.4。a 室外空气与日照表面的对流换热系数, W/(m2.k)。 a=1.163(4+12Wc1/2) W/(m2.k) 其中:Wc是汽车行驶速度，本计算采用Wc=40km/h。a=1.163.(4+1211.11/2)=51.15 W/(m2.k) F车体的外表面积，m2。 (1)通过车顶的传热量QT1 车顶的表面积：F车顶 =2.35092m2 车顶传热系数由公式K=i=1nRi+Rw+Rn-1计算得：K车顶=1.942 W/(m2.k) I=IG+IS=992+162.82=1154.82 W/m2tm=0.41154.82/(51.15+1.942)+35=43.7 QT1=1.942(43.7-27)2.35092 =76.24W(2)通过车侧面的传热量QT2车侧面的面积 ： F侧面=3.7341m2车侧面的传热系数：K侧面=2.074 W/(m2.k) I=(IS+IG)/2=(992+162.82)/2=577.41 W/m2 tm=0.4577.41/(51.15+2.074)+35=39.34 QT2=2.074(39.34-27)3.7341=95.57W(3)通过车地板的传热量QT3 车地板由于未受太阳辐射的影响，但由于地面的反射热和发动机热量的影响，使地板的温度比大气温度要高，一般取23,本计算取t03=35+3=38 车地板的面积： F地板=5.2552m2地板的传热系数： K地板=2.34 W/(m2.k) QT3=KF(t03-ti)=2.345.2552(38-27)=135.27W通过车身壁面的传热量QT为： QT=QT1+QT2+QT3=76.24+95.57+135.27=307.08W 3.2.2玻璃窗渗入的热量QB QB=A.K(tb-ti)+C.A.qb. (W)式中： A玻璃窗面积，m2。A=4.m2 K玻璃的传热系数，K=6.2w/(m2.k)。 tb玻璃的温度，取车室外温度。tb=35。 ti车厢内的温度，tI=27。 C玻璃窗的遮阳系数,C=0.6。 非单层玻璃校正系数，=1。 qb通过单层玻璃的太阳辐射强度， qb=G.IG+S.IS W/m2 式中： G透过窗玻璃的太阳直射透射率，G=0.84。 S透过窗玻璃的太阳散射透射率，S=0.08。 qb=G.IG+S.IS=0.84992+0.08162.82=846.31W/m2QB=A.K(tb-ti)+C.A.qb=4.6.2(35-27)+0.64.846.311=2253.75W 3.2.3室外空气带入的热量QA (1)新风量负荷QX QX=l0.n.(h0-hi)式中： n乘员人数，n=7。 l0每人每小时所需要的新鲜空气量，l0=20m3/h。 空气的密度，=1.146Kg/m3。 h0室外空气的焓，h0=95.3KJ/Kg。 hi室内空气的焓，hi=55.5KJ/Kg。 QX=720/36001.146(95.3-55.5)=1.774Kw(2)从门窗缝隙渗入的热流量比较小，故计算门窗缝渗入的热流量归到新风量负荷中。 3.2.4发动机室传入车室内的热量QE QE=KE.FE.(tE-ti)式中: KE传热系数，KE =2.074w/(m2.k)。 FE发动机室散热与车室内壁面可传热的壁面积，m2。 FE=0.m2。 tE发动机室的温度，一般比室外空气温度高20，取tE=55 QE= KE.FE.(tE-ti)=2.0740.(55-27)=57.13W 3.2.5人体散发的热量QP QP=Qs+n.n0.q (w) 式中： n乘员人数, n=4。 n0群集系数，取0.89 q人体所散发的热量，司机人体散热量q=175W，乘员人体散热量q=116W QP=1175+60.89116=794.44W 3.2.6车厢内其他热源的热流量Qq车厢内其他热源主要包括仪器、设备、照明等，这类设备可依据热源的额定功率、机器设备的效率、使用周期、负荷系数等因素确定。假如白天不需要开灯照明，可不计算照明灯的热流量。驱动风机的电动机的热流量Qm Qm=1000(1-)WmT2/24 式中： 电动机的效率，直联=1。 Wm电动机的功率。 T2-每昼夜风机工作的时间。 Qm较小,由于无电机功率, 故该项没有计算。 总的冷负荷Qg为： Qg=QT+QB+QA+QE+QP+Qm =307.08+2253.75+1774+57.13+794.44+0 =5186.4W3.3空调冷负荷的确定 为了安全起见，取修正系数K=1.05，从而实际冷负荷为： Qs=k.Qg=1.055186.4=5445.72W 故可取机组制冷量为5446W。第四章 汽车空调压缩机的选型计算4.1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)。(3)根据PS和SS，查R134a过热蒸气的热力性质表得：压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hd，s=435.58KJ/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。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=1.15446W=5991W4.3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=5.991/125.3=0.0478Kg/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： qm,c=qm,s=0.0478Kg/s。 该工况压缩机所需制冷量Qe,c=qe,cqm,c=125.300.0478=5.989Kw。4.4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=113.28KJ/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西啊的冷凝压力(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)=5.99111926.20/2096.72=5.502Kw。4.5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=5.502/113.28=0.04857Kg/s。4.6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终了的制冷剂比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=32.080.04857=1.5581Kw。(4)测试工况压缩机指示效率i,t为： 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=1.5581/0.844=1.8461Kw。(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)228.110-37 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=1.9600+0.1495=2.1095KW。4.7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=5.520Kw，qm,t=0.04857Kg/s时，压缩机气缸工作容积大约在95.20cm3左右，试选取压缩机型号是SN7H10。根据压缩机的计算，查其产品使用说明书知理论排气量Vth=99.8cm3/r；制冷量可达Qet=5.7711KW5.502KW；质量输气量qmr,t=0.Kg/s0.04857Kg/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SN7H10型压缩机的制冷量、质量输气量均大于计算结果，压缩机轴功率小于计算结果，完全满足系统运行要求，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： 排量cm3/r缸数缸径mm行程mm最高转速r/min制冷剂润滑油功耗W99.8725.428.16500R134aAAI 125cm342第五章 汽车空调冷凝器的设计计算5.1 冷凝器的设计负荷冷凝器热负荷QcQc=mQe 其中：Qc冷凝器散热量Qe系统热负荷m负荷系数，一般家用空调器选用m=1.2左右，因为汽车空调上的冷凝器工 作条恶劣，通常选用m=1.4左右为宜。在此选用m=1.4. Qc=1.45446=7624W5.2冷凝器的设计计算该设计中制冷剂为R134a的空气冷却式冷凝器，换热量Qc=7624W，冷凝液有5过冷，已知压缩机在te=5，tc=60.5时，排气温度td=85.5，空气进风温度tal=35。在下列计算中用下标“r”表示制冷剂侧，下标“a”表示空气侧，下标“1”表 示进口，下标“2”表示出口。(1)确定制冷剂和空气流量，根据tc=60.5和排气温度td=85.5，以及冷凝液有5过冷，查R134a热力性质表，可得排气比焓hd=458.44KJ/Kg，过冷液体比焓h4/=280.67KJ/Kg,于是制冷剂的质量流量qm,r为qm,r= 取进出口空气温差ta2-ta1=12，则空气的体积流量qv，a为 (2)结构初步规划 冷凝器选用平流式结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构形式及尺寸如下图所示：翅片宽度wf=16mm，翅片高度hF=8.1mm，翅片厚度F=0.135mm，翅片间距pF=1.4mm，百叶窗间距pL=1.1mm，百叶窗长度lL=6.5mm，百叶窗角度L=27 ；多孔扁管分六个内孔，每个内孔高度为1.2mm，宽度为2mm，扁管外壁面高度为2mm，宽度wT=16mm，分三个流程，扁管数目依次为10，6，4。取迎面风速为va=4.5m/s。1) 每米管长扁管内表面积Ar为Ar=2(1.2+2)10-36=m2/m=3.8410-2m2/m2) 每米管长扁管外表面积Ab，a为Ab,a=2(16+2) 10-3m2/m=3.610-2m2/m3) 每米管长翅片表面积Aa,f为Af,a=28.110-31610-31/(1.40.001)m2/m=0.185m2/m4) 每米管长总外表面积Aa为Aa=Ab,a+Af,a=3.610-2+0.185=0.221m2/m5) 百叶窗高度hL为hL=0.5PLtanL=(0.51.1tan27)mm=0.2802mm6) 扁管内孔水力直径Dh,r为7) 翅片通道水力直径Dh,a为(3)空气侧的表面传热系数a 根据已知条件，最小截面处风速Va,max为 按空气进出口温度的平均值，查取空气的密度 =1.1025kg/m3,动力粘度=19.210-6Kg/(m.s),热导率=2.7810-2W/(m.k),普朗特常数Pr=0.699，并计算出雷诺数Re、传热因子j、努塞尔数Nu及空气侧表面传热系数a： (4)制冷剂侧表面传热系数r根据tc=60.5，查R134a饱和状态下的热力性质表和热物理性质图，可以求得：液态制冷剂的密度： =1049.7kg/m3;气态制冷剂的密度： v=88.44kg/m3;液态制冷剂的动力粘度系数： l=137.710-6kg/(ms)液态制冷剂的热导率： l=65.610-3W/(mk)液态制冷剂的普朗特数： 冷凝器中，由于制冷剂进口过热而出口过冷，因此计算制冷剂当量之恋流量时，取平均干度=0.5，于是当量制冷剂质量流量qmr,eq为 =0.1088Kg/s1） 第一流程的参数计算单一内孔当量制冷剂质量流量为 制冷剂侧表面传热系数r为 2） 第二流程的参数计算，其计算方法与第一流程一样当量制冷剂质量流量为 制冷剂侧表面传热系数r为 3） 用同样的方法可获得第三流程的参数当量制冷剂质量流量为 制冷剂侧表面传热系数r为 4） 由于制冷剂侧三个流程的表面传热系数不一样，传热面积也不同，因此必须按面积百分比计算其平均值。平均表面传热系数为 (5) 如果忽略管壁热阻及接触热阻，忽略制冷剂侧污垢热阻，取空气侧污垢热阻ra=0.0003m2k/W,则传热系数K为对数平均温差tm为 所以所需传热面积(以外表面为基准)A0为 所需扁管长度L为 取L=0.62m.(6)校核空气流量，按迎风面积和迎面风速计算空气体积流量qv，a为： qv，a=a(2+8.1)10-320L=4.510.110-3200.62=0.56358m3/s 与第一步按热平衡关系计算出的0.5556 m3/s的相对误差只有1.4%，不再重算。(7)计算空气侧阻力损失 则空气侧阻力损失Pa为 最后根据空气阻力和风量选择风机。第六章 汽车空调蒸发器的设计计算本设计中要求设计的蒸发器为板翅式蒸发器，通过负荷计算可知在夏季需要向车内提供5446W的制冷量，采用R134a制冷剂，蒸发温度te=5，蒸发器出口过热度为5。已知蒸发器进风温度：干球温度27，湿球温度19.5，风量500m3/h.在下列计算中用下标“r”表示制冷剂侧，下标“a”表示空气侧，下标“1”表示进口，下标“2”表示出口。(1) 由设计任务中的条件te=5，过热度为5，可知蒸发器出口制冷剂温度为tr2=10。 根据进出口参数查R134a的热力性质表，得hr2=405.97kJ/kg hr1=280.67kJ/kg. 制冷剂循环量 ：(2) 初步规划 散热板及翅片与百叶窗尺寸示意图如下图所示 散热板： 宽wT=65mm，高hT=3.0mm，铝板厚T=0.5mm，边缘宽3.4mm，内部隔板宽3.7mm，由此可计算出内部流道尺寸hH、wH分别为： 翅片：宽度wF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度F=0.1mm，间距pF=1.8mm；百叶窗间距pL=1.1mm，百叶窗长度lL=6.8mm，百叶窗角度L=37.1） 每米散热板长内表面积Ar为：2） 每米散热板长外表面积Ab，a为：3） 每米散热板长迎风面积Aface为：4） 每米散热板长翅片表面积Af，a为：5） 每米散热器长总外表面积Aa为：6） 肋通系数a ：7） 百叶窗高度hL为：8） 散热板内孔水力直径Dh，r为：9） 翅片通道水力直径Dh，a为：(3) 干工况下空气侧表面传热系数计算，选取迎面风速a=3m/s，根据已知条件求最小截面处风速a，max为 按空气进出口温度的平均值,查取空气的密度=1.205kg/s、动力粘度=18.110-6kg/(ms)、热导率=2.5910-2W/(mK)、普朗特数Pr=0.703等热物理性质，并计算出空气侧的雷诺数Rea、传热因子j、努塞尔数Nu、表面传热系数a。 (4) 计算析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数,由蒸发器风量500m3/h 根据蒸发器换热量可求得出风空气的比焓ha2=23.06kJ/kg(干空气)，设车内空气湿度为55%，查空气的焓湿图可查得出风温度为干球温度ta2=11.2，湿球温度7.2，同时已知蒸发器进风温度为干球温度ta1=27，湿球温度19.5，比焓ha1=55.6kJ/kg(干空气)。 求出析湿系数为 于是，湿工况下空气侧表面传热系数eq，a为 eq，a=a=2.0286190.524=386.5W/(m2K)(5) 初估迎风面积和总传热面积 1)计算干空气质量流量qm，a 2)计算迎风面积Aface,o 3)计算以外表面为基准的总传热面积Ao Ao=aAface,o=64.8820.=2.994m2 4)计算散热板长度。一共22块散热板，分两个流程，每个流程11块散热板， 则 取 =0.20m(6) 计算制冷剂侧表面传热系数 由te=5，查R134a饱和状态下的热力性质表及热物理性质图，可得： 液态制冷剂的密度l=1276.95kg/m3 液态制冷剂的动力粘度l=270.310-6kg/(ms) 液态制冷剂的普朗特数 气态制冷剂的密度 气态制冷剂的动力粘度v=11.1810-6kg/(ms) 气态制冷剂的热导率v=12.210-3W/(mK)目前已知制冷剂进口干度为0.38，出口过热，因此平均干度 由此，可计算其余参数的平均值，动力粘度core的平均值为 每一散热板制冷剂质量流量qmr,eq/为 散热板内孔的制冷剂质量流量qmr,A为 雷诺数Recore为 干度 由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0.380.540831变化，后面还有过热蒸汽区，因此很难准确估计每一阶段所占的百分比，只能凭经验估计，在此，去过热蒸汽区为30%，于是可计算出干燥点之前的两相区约为20%，干燥点之后的两相区约为50%。1)干燥点之前的两相区，取=0.47，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均为紊流工况的LockhartMartinelli数Xtt和关联系数F(Xtt)分别为 制冷剂两相流折算成全液相时，在折算流速下的表面传热系数l为制冷剂两相流的表面传热系数为 2)过热区 制冷剂侧的雷诺数Reeq,r、普朗特数Prv、努塞尔数Nu、表面传热系数 分别为Prv=0.847123)干燥点之后的两相区 取=0.79，则把=0.54083代入干燥点之前的两相换热公式，计算得，于是为 而对数平均温差tm为 取=0.55与前面计算出的2.994m2的相对误差为0.3%(7) 计算空气阻力损失Pa 按下式计算空气侧摩擦阻力因子f为 则空气侧阻力损失Pa为 最后根据空气阻力和风量选择风机。第七章 空调系统其他零部件的设计选配7.1热力膨胀阀的设计选型计算该设计中，空调系统采用R134a作制冷剂，蒸发器采用多流程供液，蒸发温度te=5，蒸发压力Pe=349.63kPa，冷凝温度tc=60.5，冷凝压力Pc=1700kPa，阀前制冷剂液体温度t1=55.5，液体过冷度tsc=5，蒸发器负荷为Qe,s=5.991Kw.根据t0=te=5，查制冷剂的热力性质表，可得在该温度下制冷剂饱和蒸汽比焓ho=401.5KJ/kg,以及在该温度下制冷剂饱和液体的比焓h6=206.72KJ/kg,根据t0=5，t1=to+tsh=10，查制冷剂的热力性质图和表，可得蒸发器出口制冷剂过热蒸汽比焓h1=405.97KJ/kg。根据t4/=tc-tsc=60.5-5=55.5,查制冷剂的热力性质图和表，可得蒸发器进口制冷剂湿蒸汽的比焓h5/=h4/=280.67KJ/kg。 在该额定空调工况下，系统的单位质量制冷量qe,s为 系统中，制冷剂的单位质量流量qm,s为 在同一工况下，流过热力膨胀阀的制冷剂质量流量，应当等于或稍大于系统中中冷机的质量流量，即qr,TXV=qm,s=0.04781kg/s。由于阀前制冷剂液体温度t4/=55.5, 蒸发温度te=5，与热力膨胀阀的标准额定条件相同，则取K=1.0故热力膨胀阀总的额定容量Qe,TXV为 根据容量Qe,TXV查热力膨胀阀的技术手册，选择型号为QKF-L的热力膨胀阀，其主要参数为容量Qe,TXV=3.0USRT，平衡方式为外平衡式，接管密封形式O型圈，外形尺寸(mm)5065397.2贮液干燥器的设计选型计算贮液干燥器的设计选配原则如下：1) 贮液干燥器容积应和整个空调系统内容积相匹配。空调系统内容积大，贮液干燥器内容积也要大些，而系统内容积是由系统制冷量及系统装配需要确定的。2) 贮液干燥器内容积和干燥剂体积协调，不允许干燥剂体积占满贮液干燥器内容积，一般所存空间应大于干燥剂体积2倍。干燥剂确定也和系统内容积及制冷剂加注量有关。3) 贮液干燥器应