蒸发温度回路的总制冷量

1、d.通过车体前侧进入车体内的热量。=900，=00，n=Z-= Z, C=0.136， F=F=0.5，A=0.7。车体结构参数与车体左右侧相同。t=27，F=0.96，R=0.033·/W，R=0.078·/W.结果详见下表：表1-8 通过车体前侧传导进入车内的热负荷 （F=6.4）891011121314151617n99.6293.6286.5275.7247.0940.3073.8285.5192.8498.96i98.5392.7287.9784.6082.7482.6484.2687.4992.0897.80Idn00782.0834.8858.7871.483

2、8.8789.6701.2548.5Idv0027.7078.56108.50111.6383.3934.5800Ids35.646.753.256.858.459.357.153.747.737.3Idg39.768.392.7110.5120.1122.2112.195.271.443.2Qba52.780.5121.5172.1200.9205.2176.8128.483.456.4Qb16.824.533.643.049.351.850.045.239.634.4QWB4107.52156.8215.04275.2315.52331.52320289.28253.44220.16e.通

3、过车体后侧进入车体内的热量。=900，=1800，n=Z-= Z-1800，C=0.136， F=F=0.5，A=0.7，F=2.1.车体结构同前。结果详见下表：表1-9 通过车体后侧传导进入车内的负荷 （F=6.5）891011121314151617n80.3886.3893.48104.22132.97139.7106.1894.4987.1681.04i81.4787.2892.0395.4097.2697.3695.7492.5187.9282.20Idn523.6687.3000000701.2548.5Idv77.6632.6000000 25.6974.24Ids35.646.

4、753.256.858.459.457.153.747.737.3Idg39.768.392.7110.5120.1122.2112.195.271.443.2Qba107.1103.3101.5117.1125.0127.1118.4104.3101.4108.6Qb22.827.031.436.840.943.143.642.641.640.1QWB5148.2175.5204.1239.2265.85280.15283.4276.9270.4260.65 通过车窗玻璃进入车内的热负荷包括以对流方式进入的负荷和直接辐射进入的热负荷两种，下面分别予以讨论： a.以对流方式进入的热负荷Q 由（

5、1-14）（1-24）公式作为理论依据可得：（1）.通过车前窗以对流方式进入车内的热负荷。前窗玻璃厚度=0.005m，=0.927 W/·。热阻：R=0.0054（·/W） R=0.038（·/W）R=0.124（·/W）t=27，t为逐时气温，F=F=0.5，A=0.244，F=3.72，C=0.136。A=A·d-Ai-A。A，A，A为方程式系数，m，n为方程指数，i为太阳辐射入射角。因此有：Q=A·I+A·I=A·I+0.244·I （1-47） Q= Q-= Q- （1-48）计算结果详见下表：表

6、1-10通过车前窗玻璃以对流进入的负荷 （F=1.89）891011121314151617n99.6793.6286.5275.7847.0940.0373.8285.5192.8498.96i98.5292.7287.9784.6082.7484.2684.2687.4992.8097.80Adi0000000000Idv0027.778.56108.5111.6383.3934.5800Id75.3115145.9167.3178.5181.5169.2148.9119.180.5Qga18.428.135.640.843.644.341.336.329.119.6Qg23.637.54

7、1.244.949.352.963.563.360.254.5QWG144.670.8877.8784.8693.1899.98120.02119.64113.78103.01（2）.通过车后窗以对流方式进入车内的负荷。各部分热阻：R=0.124·/W，R=0.0054（·/W），R=0.031·/W。t=27，t为逐时气温，F=F=0.5，A=0.244，F=0.99，C=0.136。计算方法及公式同前，结果详见下表：表1-11 通过后窗玻璃对流进入车内的负荷 （F=1.76）891011121314151617n80.3886.3893.48104.22132

8、.97139.70106.1894.4987.1681.04i81.4787.2892.0395.497.2693.2695.7492.5187.9282.20Adi0000000000Idv77.6632.600000025.6974.44Id75.3115.0145.9167.3178.3181.5169.2148.9119.180.5Qga18.428.135.640.843.644.341.336.329.1196Qg23.934.344.252.158.562.364.364.561.956.0QWG242.160.477.891.757.9103.063.7113.2109.098

9、.7（3）通过车体左侧车窗以对流进入的热负荷。A=0.244，A由推荐的公式求得： A=A+ Ai+ A （1-49） 式中：A，A，A为方程系数。有关热阻为：R=0.109（·/W）R=0.02（·/W） R=0.0054（·/W）, t=27，t为逐时气温，F=F=0.5, C=0.136, F=5.84。 Q=A·I+A·I （1-50）Q= Q-= Q- （1-51） 结果详见下表所示：表1-12 通过左侧车窗以对流方式进入车内的负荷 （F=7）891011121314151617n9.623.62-3.48-14.22-14.22-4

10、2.91-130.3-163.8-175.5-188.9i29.5528.2754.4668.1282.1896.24110.2123.91137.01149.7Adi0.2270.2280.1910.131000000Idv455.5605.3454.6311.1116.700000Id70.5106.8138.4162.9178.5181.5169.2148.9119.180.5Qga119.2161.9117.877.246.040.737.933.426.6818.0Qg42.358.962.364.365.770.272.973.570.664.9QWG3296.1412.3436.

11、1450.1459.9491.4510.3514.5494.2454.3通过右侧车窗对流进入车内的负荷。各参数值与左侧相同，只是由于在同一时刻太阳辐射不同，故负荷不相同。结果详见下表：表1-13通过右侧车窗对流进入车内的负荷 （F=7）891011121314151617n189.62183.62176.52165.78137.0949.716.194.49-2.84-8.96i150.45151.73125.54111.8897.8283.7669.8056.0942.9930.89Adi0000000.120.1860.2140.226Idv0000094.7289.6440.5512.9

12、471.0Id70.5106.8138.4162.9178.5181.5169.2148.9119.180.5Qga17.226.133.840.043.644.376.1118.2138.9126.2Qg26738.249.558.666.170.778.586.187.380.9QWG4186.9267.4346.5410.2462.7494.9549.5602.7611.1566.3b.以辐射方式直接由车窗进入车内的热负荷由（1-25）（1-27）公式作为理论依据可得：（1）.通过车体前、后窗玻璃辐射进去的负荷。前后窗有关参数相同，只是太阳辐射不同，参数如下：T=0.677，t=27，F

13、=F=0.5, C=0.136, F=3.2，F后=0.99，Ab=0.7，R（前）=0.038·/W，R=0.125·/W，R=0.0054·/W，R（后）=0.031·/W，结果如下表所示：表1-14 通过前窗以直射辐射方式进入车内的负荷 （FB=1.89）891011121314151617n99.6293.6286.5375.7847.0940.0373.8285.5192.8498.96i98.5392.7387.9284.6082.7482.6484.6487.4992.0897.80Idv0027.778.6108.5111.683.434

14、.600Id75.3115.0145.9167.3178.5181.5169.2148.9119.180.50Adi0000.1350.2060.2070.14800Qta51.077.998.8123.9143.2140.1126.9100.880.654.5Qb35.754.569.286.7100.2102.388.870.656.438.272.2QWBI167.5103.0130.8163.9189.4193.3167.8262.6133.4表1-15 通过后窗以直射辐射方式进入车内的负荷 （FB=1.76）891011121314151617n80.3386.3893.48104.

15、32132.97139.70106.1894.4987.1681.04i81.4787.2892.0395.4097.3695.7492.5187.9286.7682.2Idv77.6632.600000025.6974.44Id75.3115.0145.9167.3178.5181.5169.2148.2119.180.5Adi0.2460.02200000000.047Qta70.178.698.8113.3120.8122.9114.5100.880.654.5Qb49.155.059.279.384.686.080.270.656.438.2QWBI286.496.8104.2139.

16、6148.9151.4141.2124.399.367.2（2）通过左右侧车窗直接进入的负荷。左右车窗有关参数相同：T=0.677，Ab=0.7，C=0.136, R=0.02·/W，R=0.109·/W，R=0.0054·/W，FB=5.84，F=F=0.5。表1-16通过右车窗以直射辐射方式进入车内的负荷 （FB=7）891011121314151617n189.62183.62176.52165.78137.0949.7161.84.49-2.84-8.96i150.45151.73125.54111.8897.8283.7669.8056.0942.993

17、0.83Idv0000094.7289.6440.5512.9471.0Id70.5106.8138.4162.9178.5181.5169.2148.9119.180.5Adi000000.1670.5060.6360.6840.709Qta47.772.393.7110.3120.3138.7261.0381.0431.4388.4Qb33.450.665.677.284.697.1182.8266.7302.0271.9QWBI3233.8354.2459.2540.4592.2679.71279.61866.921141903.3表1-17通过左车窗以直射辐射方式进入车内的负荷 （FB

18、=7）891011121314151617n9.623.62-3.48-14.22-42.91-130.3-163.8-175.5-182.8-188.9i29.5528.7754.4668.1282.1896.24110.20123.91137.01148.17Idv455.5605.3454.6311.1116.700000Id70.5106.8138.4162.9178.5181.5169.2148.9119.180.5Adi0.7040.7050.6450.5290.22300000Qta368.4499.0386.9285.4146.9122.9114.5100.880.054.5Q

19、b257.9349.3270.8199.5102.886.080.1570.5656.038.0QWBI41805.32445.11895.61396.5719.6602.0561.1493.9392.0266c.由发动机一侧传入车内的负荷Q：由公式（1-29）作为理论依据可得：考虑到发动机侧空气温度较高，且发动机完全位于驾驶室车厢地板之下，传热系数及传热面积都比较大，故取： K·F=20，t=75，t=27。 Q=20×（75-27）=960Wd.由车厢地板处传导进入车内的负荷Q： 由公式（1-30）作为理论依据可得：K·F=40，t=50 ，t=27。 Q=4

20、0×（50-27）=920We.乘客散发的热量Q：乘员散热量为：驾驶员：Q=220W，乘客：Q=102W， Q=220+102×42=4504Wf.风机电机产生的热负荷： 风机热负荷为：Q=250W g.补充新风引起的负荷:车内空气设定温度为27，相对湿度50%，车外空气相对湿度为75%，气温为该日逐时气温。所引进的新风量，考虑到每个乘客乘坐舒适的需求、以及车体泄露、人为的因素（如打开车门）等实际情况，每个乘员新风需要量取20m3/h。新风量：CV=43×20=860 m3/h；外界空气含湿量d(g)为： d=622 （1-52）按空气平均温度查取PVS求得d，从

21、而可求得各时刻空气焓值： h=1.005t+0.001d（2501+1.86t） （1-53） h=1.005t+0.001d（2501+1.86t） （1-54）已知空气焓值，按下式求得热负荷Q： Q=G（h-h） （1-55）式中：G进入车内新风的质量流速（kg/s） h车外时刻湿空气的焓值（kJ/kg）h车内湿空气的焓值（kJ/kg） G= （1-56）式中：G新风质量流量（kg/s） 空气的密度（kg/m3）。表1-18新风引起的热负荷891011121314151617tw30.2531.6132.9734.0835.0135.6136.0336.2035.9535.35hn55.9

22、455.9455.9455.9455.9455.9455.9455.9455.9455.94Pvs43.0446.5050.2853.2156.2258.1659.5060.0759.0357.33d20.4722.1824.0525.2527.0128.0028.6628.9528.2627.571.141.121.121.111.111.101.101.101.101.11GV0.2720.2680.2680.2650.2650.2630.2630.2630.2630.265hw82.7588.5494.7699.00104.50107.67109.21110.73109.47106.29

23、Qv7292.38736.810403.811410.112868.413605.014010.014409.814078.413342.8表1-19 空调系统总负荷8910111213141516173530.685413.626656.725678.27593.357817.437098.567937.987186.45897.69569.7810.98938.271036.861073.681189.281243.521350.041328.081222.3121932999.12589.82240.41650.11626.42149.72747.72738.72308.77292.38

24、736.810403.811410.112868.413605.014010.014409.814078.413342.8250960920450420225.9824594.527222.5926999.5629819.5330872.1131135.7833079.5231965.5829405.52.4影响空调热负荷的主要因素及减少热负荷的途径一、结果分析通过对空调热负荷的计算可以得出如下结论：1.根据逐时计算可以得出在某一时刻空调热负荷存在一个最大值，此值可作为确定空调系统制冷量的参考依据。2.空调热负荷由各个部分组成。各部分热负荷占总的热负荷的比例有所不同。对于25座的中型客车空调热

25、负荷，由于车内乘客人数较多，这部分人员形成的热负荷占总的热负荷的比例较大。由于新风引入形成的热负荷也存在类似的情况。3.在空调热负荷中，通过车窗玻璃进入车内的热负荷所占总的热负荷的比例一般都比较大。二、影响空调热负荷的主要因素及减少热负荷的途径。 由以上的计算及对计算结果的分析可知，影响空调热负荷的主要因素为：1.通过车体表面传导进入车内的热负荷；2.通过车窗玻璃表面传导和直接辐射进入车内的热负荷；3.车内乘客形成的热负荷；4.由于引入新风而形成的热负荷。在这几种影响因素中，引入新风和车内乘客形成的热负荷所占的比例比较大。但这是维持乘客乘车舒适性和生理要求所必须的，一般无法随意减少。因而，减少

26、热负荷的着眼点应放在设法减少由于车体传热以及通过车窗玻璃进入车内的热负荷。减少由于车体传热形成的热负荷的主要途径之一是设法减少车体表面对太阳辐射的吸收系数，二是设法改善车体隔热性能，降低车体传热系数。要减少通过车窗玻璃进入车内的热负荷主要靠减少玻璃表面对太阳辐射的直射投射率和吸收率。目前。汽车侧面车窗普遍采用有色玻璃、加贴太阳膜、采用远红外吸收及远红外反射玻璃就此目的。此外，在车窗内部加窗帘也可以部分地减少由玻璃进入车内的热负荷，并且可以使车内人员避免太阳光线的射。 第三章 汽车电动空调部件选型3.1空调概述以燃油汽车为前提下，将汽车传统空调系统进行改进为电动空调系统的基本原理为:采用独立的蓄

27、电池为驱动空调压缩机的电动机提供电能，从而使压缩机正常工作以满足相应的制冷需求。与汽车传统空调系统比较而言，电动空调系统的变化并不多，只是在结构上将带动压缩机的发动机改成了电动机，改进后的汽车电动空调系统如图3-l。图3.1客车电动空调系统当汽车处于正常运转的时候，由发电机为电动机供电，同时蓄电池充电;当汽车处于停车状态时则由蓄电池直接供电，从而可以实现停车制冷功能。对于这种电能作为驱动能量的空调系统，压缩机可实现变速控制，所以转速模式可以有以下两种:其一就是固定的转速模式，也就是在汽车电动空调系统工作时候，压缩机总是以一个转速运行。将所测车内实际温度与所设定目标温度进行对比，如果所测车内实际

28、温度与设定目标温度相同或低于目标温度，那么压缩机就停止转动，相反压缩机正常运行。可见在固定转速模式下，压缩机被不断地启动与停止，其寿命一定会受到很大的影响。另一种就是变速模式，在此种情况下，可低转速启动压缩机，降低了启动电流的同时，又可使功率耗损下降。当压缩机被起动后，迅速地过度到高转速，使车室内的温度快速下降到设定目标温度。之后，可使压缩机在某一低转速范围内运行，这样就可实现以最小功率耗损满足制冷需求。在变速模式中压缩机转速可以参照车室内实际温度的变化而变化，所以可有效避免因为运行参数的单一化而带来的浪费情况，最终可实现节能目标。因此在这里将汽车电动空调压缩机运转模式选择为变速模式。

29、7;2.1.1 制冷系统设计工况的确定在进行汽车空调制冷系统热力计算之前，首先要根据汽车空调所要求的温度（tn）和外界温度（tw）,并结合汽车空调系统的特点，确定制冷系统的工作参数，即确定如下参数：冷凝温度（tk）；蒸发温度（t0）；过冷度（tsc）；过热度（tsc）。为了便于讨论，可借助右边的lgp-h图进行分析。（1）冷凝温度tk的确定冷凝温度tk取决于冷凝器的结构形式和冷却介质。汽车空调系统由于运行条件的限制，均采用风冷式冷凝器。这时车外环境温度tw（主要是指夏季环境温度），成为影响tk的重要因素。在确定tk时不能只考虑某个地区的气象条件，而应综合加以考虑，以满足汽车使用地区广的特点。考

30、虑到汽车空调系统在不同地区的适应性，应选取最恶劣工况，即取tw=43为宜。对于风冷式冷凝器。通常选取tk比冷凝器的进风温度高1215。即：tk=tw+x （x=12，13，14，15） （2-1）图1 制冷循环压焓图对于汽车空调系统, tk的确定尚需考虑下列因素：1.由于风冷式冷凝器的传热系数较低，而且受汽车安装空间的限制，冷凝器又不可能做的太大，一般靠增大传热温差提高tk；2.冷凝器的工作环境恶劣，易积灰和沾染其它杂物，使传热系数减少；综合上述因素，确定冷凝温度tk与外部环境温度的差值为17，即： tk=tw+17=43+17=60（2）蒸发温度t0蒸发温度t0取决于空调所需求的温度、蒸发器

31、的型式、被冷却介质的种类和使用条件。从理论上讲，蒸发温度t0提高，可以提高制冷循环的制冷量，提高制冷系数和循环的经济性。但t0的提高，减少了蒸发器的传热温差，需要较大尺寸的蒸发器作为补偿。而这一点对于汽车空调系统特别对于中、小型汽车空调系统是一个难题。由于一般希望蒸发器具有高效紧凑的特点，所以过大尺寸的蒸发器是不能接受的。根据Q=KFt，传热系数K受风冷式冷凝器的限制无法有大的改善；换热面积F又受到安装尺寸的限制。因此，要保证一定的制冷能力只能在增大传热温差上做文章。在t中，当空调回风温度确定后，唯一可以改变的即是蒸发温度t0，要增大传热温差，只有降低蒸发温度t0。但要注意到：t0不可能无限制

32、的降低，当t00，有可能在蒸发器的肋片部分结霜，导致送风量的减少。另外，考虑到汽车空调属于舒适性空调，从乘客舒适和卫生的角度考虑，送风温差不宜低于810。通常蒸发温度可以按照下式选取，即： t0=t2-x(x=8，9，10) （2-2）式中：t2汽车空调系统的送风温度（）。经上述综合考虑：蒸发温度t0选为0是合适的。但是，蒸发温度的选择也要考虑到不同车型的实际情况，不能一概而论。对于小轿车，由于风量较小，可以按小风量、大焓差的原则，选取较低的蒸发温度。对于中型及大型客车，由于要求的风量较大，必须采用大风量、小焓差的送风模式。这时可以适当提高蒸发温度，增大风量，减少焓差来实现。（3）过冷度tsc

33、和过冷温度tsc 采用过冷，从理论上讲总是有利的。在汽车空调系统中，为了克服制冷剂管道沿程摩擦损失和静压损失，保证向热力膨胀阀输送连续的液态制冷剂，必须要有一定的过冷度。通常过冷温度tsc确定的依据为：使tsc较同压力下的tk低35。一般认为：tsc=58为宜。（4）过热度（tsc）汽车空调系统多采用热力膨胀阀供液，为了确保压缩机干压缩，充分发挥蒸发器的有效传热面积，蒸发器出口过热度一般为57。对于汽车空调系统，压缩机的吸气温度一般为1518.当蒸发温度为0，有效过热度为57，无效过热度为1011，总的过热度tsc=1518。§2.1.2 制冷系统的热力计算制冷系统热力计算的主要任务

34、是在给定的设计条件和设计工况下求出制冷循环的各项性能指标，为制冷系统各部件的设计匹配提供必要的资料和依据。（1） 设计条件和设计工况由第一章的空调热负荷计算可知热负荷的最大值为33079.52W。考虑到制冷能力应有一定的裕度，乘上一个修正系数k。（k一般取1.11.3），如： Q0=k·Qw=1.1×33079.52=36.387kW确定制冷剂：选取制冷剂为R134a。确定设计工况。取冷凝温度tk=60，对应的饱和压力：Pk=16.813×105 Pa。蒸发温度t0=0，对应的饱和压力P0=2.928×105 Pa。过冷度tsc=7；过热度tsc=15。

35、（2）热力计算根据设计工况画出制冷循环的压焓图（lg-h图），见图2-1。由R134a热力性质图或表查出制冷循环各关键点的参数值。t0=0，P0=2.928×105 Pa；tk=60，Pk=16.813×105 Pa；t1/=7，t1/=15；t3/=53。 各点的焓值：h1/=405KJ/kg,v1/=0.07m3/ kg；h1/=412KJ/kg,v1/=0.073 m3/ kg；h2/=450KJ/kg,h3/=275KJ/kg,h3=287.4 KJ/kg。根据所选压缩机的型式，制冷剂种类及工况来选定必要的系数。压缩机的指示效率=0.82，输气系数=0.65，机械效

36、率=0.92。图2-1 制冷循环压焓图表2-1热力计算结果表序号项目公式结果1单位质量制冷量q0=h1/-h3/130KJ/kg2压力比=Pk/P05.743单位容积制冷量qv=q0/v1/1780.8KJ/m34理论比功w0=h2/-h1/38KJ/kg5指示比功wi=w0/46.3KJ/kg6制冷系数（，）=q0/w03.42=q0/wi2.817冷凝器单位热负荷qk=h2s-h3/183.3KJ/kgh2s=h1/+（h2/-h1/）/458.3KJ/kg8质量流量qm=Q0/q00.2799kg/s9实际输气量Vs=qm·v1/0.02043m3/s10理论输气量Vh= Vs

37、/0.03143m3/s11功率消耗N0=qm·w010.636Ni=N0/12.97Ne=Ni/14.1012热力完善度=T0/(Tk-T0)4.55=/0.61813冷凝器热负荷QK=qm·qk51.30kW3.2汽车电动空调压缩机型式的确定压缩机是汽车空调系统的重要组成部分，其作用是将来自于蒸发器的低温低压的制冷剂气体压缩成高温高压气体，并将其送进冷凝器，从而确保制冷循环的正常进行。压缩机性能优劣在某种程度上直接会影响汽车空调系统的能耗、噪音污染以及工作的可靠性。现在汽车空调上应用的压缩机种类至少不低于3a种。因其运行方式不同分往复式与旋转式，根据其主要零件形状的不同

38、，又有如下具体分类：空调压缩机的匹配计算步骤是：先根据设计工况和负荷Q0求出所需要的压缩机排气量VP，再根据VP选用压缩机，并根据选用的压缩机校核其实际制冷量。1.选型（1） 单位质量制冷量：q0=h1/-h3/=130KJ/kg（2） 制冷剂质量流量：qm=Q0/q0=0.2799kg/s（3） 压缩机的理论输气量：Vp= qm·v1/=0.03143m3/s（4） 查压缩机产品目录，按压缩机选型原则选择适当的型号，使得压缩机总输气量大于或等于计算的Vp。=D2·S·Z·n式中：为压缩机总输气量（m3/s）；D为气缸直径（m）；S为活塞行程（m）；Z为

39、汽缸数；n为压缩机转速（r/min）。选用6FW8开启式活塞压缩机：D=70mm，S=55mm，Z=6，n=1540 r/min。（5）校核：=D2·S·Z·n=×0.072×0.055×6×1540=0.0321m3/s0.03143m3/s经校核，所选压缩机符合使用要求。3.3汽车空调系统换热器的匹配设计汽车空调系统中的换热器是指冷凝器和蒸发器。由于汽车运行条件的限制，汽车空调系统中的换热器都是采用空气作为冷却介质，即都是所谓的空冷式换热器。对冷凝器来说，压缩机排出的高温高压的制冷剂过热蒸汽进入冷凝器中，制冷剂在管内流动

40、，利用与外界环境的温差，通过传热面把热量传给外界环境空气后，制冷剂蒸汽逐步凝结成高压中温的液体。对蒸发器来说，由节流机构出来的两相状态的低温低压的制冷剂进入蒸发器中，制冷剂在管内流动，利用与车内回风进入蒸发器的空气之间的温差，通过传热面吸收空气的热量，使车内空气降温、除湿，达到制冷的目的。在该过程中制冷剂则逐步汽化沸腾为低温低压的过热蒸汽。 3.4蒸发器设计计算 一、计算条件由热力计算结果可知： 制冷量约等于1.1倍的热负荷量。Q0=36.387kw，蒸发温度； 制冷剂R134a的循环量为kg/s；已知：进蒸发器的回风温度，相对湿度%；为了便于布置和安装，蒸发器选用管片式蒸发器。分成两个并联的

41、蒸发器。其中一个蒸发器冷负荷为，kW。二、有关结构参数及物性参数：传热管为紫铜管：外径=9.3mm,=0.35mm,机械胀管后尺寸为=10mm，=0.35mm，导热系数=395W/m·K。翅片为铝翅片：翅片厚为=0.15mm，翅片间距=2.2mm，导热系数=236W/m·K。蒸发盘管采用正三角形错排：管间距=25mm，排间距=25×=21.65mm。三、计算蒸发器的几何参数：翻边后总外径： =+2=10+2×0.15=10.3mm1.单位管长的参数值：单位管长肋片表面积：=；单位管长肋片基管外表面积：=；单位管长总外表面积：=+；单位管长管内表面积：=（

42、按胀管后计算）；肋化系数：=；净面比；=。依次代入相关数据得：=0.4163(m2/m),=0.0302(m2/m)四、确定空气在蒸发器内的状态变化过程：在汽车空调中，送回风温差一般为1215。本设计中选温差=13，即出风温度=14；选取相对湿度=85%。空气状态变化过程在h-d图上的表示由给定的回风、出风参数查湿空气的h-d图得出：=55.6kJ/kg干空气，=35.3 kJ/kg干空气，=11.2g/kg干空气，=8.3g/kg干空气。在湿空气的焓湿图上连接空气的进出口状态点1和点2，并延长与饱和空气线（%）相交与点。点的参数是=29.2kJ/kg干空气，=10，=7.6 g/kg干空气。

43、在蒸发器中空气的平均焓值： =+=29.2+=43.1（kJ/kg干空气）在h-d图上按过程线与=43.1kJ/kg干空气的线的交点读得 =19.0，=9.5 g/kg干空气，由此可求得如下的析湿系数： =1+2.46=1+2.46×=1.52五、循环空气量的计算： =3227(kJ/h) 在进口状态下的空气的比容：=0.877（m3/kg）故空气的体积流量为： =1939×0.877=2830（m3/h）六、计算干工况下空气侧换热系数：1.选取迎面风速=2.5m/s。2.最窄截面处空气流动速度 =（m/s）3.取沿空气流动方向的管排数 n=44.沿气流方向的肋片长度为：=

44、n=4×21.65×10-3=0.0866（m）5.计算当量管径： =3.598（mm）6.由可查得：运动粘度m2/s,W/m·K7.计算雷诺数： =式子：的适用范围是=500104；0.180.35；=-4040；=450；=25，上面所得的等均满足此条件。所以可以采用此式计算换热系数，即有： 或： 公式中各项系数分别计算为：=0.518-+-将 代入上式中，得出：=0.15=0.167=0.455+=0.455+0.0066×24.07=0.596=-0.28+=-0.28+=-0.196将上述各项数值代入式中得到： （W/m2·K）考虑到

45、错排应有所放大：取放大系数=1.1 则：（W/m2·K）8.当量换热系数：式中：、分别是三角形的长短边距，因管簇按正三角形排列，所以 =当量翅高： =10.73mm由此可求出凝露工况下的翅片效率：=式中：铝片的导热系数 故当量换热系数：=72.38（W/m2·K）七、R134a在管内蒸发时换热系数的计算：与R134a在管内冷凝时的换热系数方法相同，在计算R134a在管内蒸发时的换热系数，也可以利用相同工况下R12换热系数的计算公式，求出结果后，再乘以修正系数（=1.33）得到R134a在管内蒸发时的换热系数。由热力计算已知：R134a的质量流量=0.1682kg/s=605

46、.52kg/h，估计管内表面热流量=13100W/m2；初步取R134a的质量流速=250kg/m2·s，则R134a的总流通面积为：（m2）每根管子的有效流通截面为：（m2）故蒸发器的分路数为：取；则每一分路R134a的流量为：（kg/s）在，按制冷剂为R12时，查得于是按计算R12管内蒸发时换热系数的公式有： 对上述结果乘以修正系数，则得R134a在管内蒸发时的换热系数：八、传热系数及传热温差的计算：由于R134a与润滑油相互溶解，可忽略管内污垢。设翅片侧污垢热阻、管壁导热热阻和翅片与管壁之间接触热阻之和为4×10-3m2·K/W，则总的传热系数为：如果不计R

47、134a流动阻力对蒸发温度的影响，则传热温差为： （）九、单位热流量及蒸发器结构尺寸的确定：由以上计算结果可得： 或： 用试凑法解上式可得W/m2,与原假设值很接近，故不需要再重新计算。（W/m2）从而可求得所需要的换热面积：（m2） （m2）据此可以确定蒸发器的结构尺寸。所需传热管总长：（m） 迎风面积：（m2）取蒸发器长 =724mm，高 B=250mm，则： （m2）（实际迎风面积）已选管间距 mm，故每排管子数为：深度方向计4排，共可布置40根传热管，其总长为： （m）它大于计算值，约有5%的裕度。十、计算管内换热系数和传热系数：由上面计算可知：W/(m2·K) 传热系数：

48、W/(m2·K)十一、管内流动阻力及其对传热温差的影响的计算：R134a在管内蒸发时的质量流速为：kg/(m2·s)按设计值 (m2)(W/m2)由于沸腾准则数：雷诺准则数： （按查得）于是：摩擦阻力系数： 由图2-1可知，从3/点到4点是等焓节流过程，因而有(kJ/kg)。可查得0时，(KJ/kg)，(KJ/kg)。所以，制冷剂节流后进入蒸发器的干度为：出口干度，则平均干度由，由可得： 弯头个数=10-1=9，局部阻力系数，由于弯头半径(mm)；所以摩擦阻力系数： 由于每根管子长(mm)由下列公式可求出流动阻力的损失 Pa 十二、空气侧的阻力计算：在蒸发器中空气的平均参数：比容： (m3/kg)密度：(kg/m3)空气流过单套翅片管簇，在干工况下的阻力可按下式计算得出：式中：考虑翅片表面粗糙度的系数，对粗糙的翅片表面=0.0113； 沿气流方向的翅片长； Pa根据析湿系数， 查得系数 于是：Pa3.4冷凝器设计计算1.