汽车空调毕业论文

JIANGSUUNIVERSITY

本科毕业论文

汽车空调的选型与布置

SELECTIONANDARRANGEMENTOF

AUTOMOTIVEAIR-CONDITION

学院名称：汽车与交通工程学院

专业班级：车辆（卓越1002）

学生姓名：

指导教师姓名：

指导教师职称：

2014年6月

汽车空调的选型与布置

专业班级：车辆（卓越1002）学生姓名：

指导老师：职称：

摘要汽车空调的普及与创新，是提高汽车竞争能力的重要手段之一。近年来，随着汽车行业的发展和人们生活水平的提高，人们对于汽车的舒适性、可靠性和安全性的要求也在不断提高，而汽车空调能大大的提高汽车的乘坐舒适性。因此，对汽车空调的研究与开发特别重要。

本文对汽车空调的特点、原理、结构以及功能进行了阐述，并针对某品牌汽车，计算出夏天所需的制冷量，据此计算压缩机的排量与轴功率、冷凝器与蒸发器的传热面积以及膨胀阀功率，并选择相应的装置，最后对其进行布置设计。

关键字：压缩机冷凝器蒸发器膨胀阀匹配布置

SELECTIONANDARRANGEMENTOFAUTOMOTIVEAIR-CONDITION

AbstractThepopularityandinnovationofautomotiveair-conditioningisoneoftheimportantmeanstoimprovethecompetitivenessofthecar.Inrecentyears,withthedevelopmentoftheautomotiveindustryandtheimprovementofpeople'slivingstandards,peopleisincreasingtheirrequirementsforvehiclecomfort,reliabilityandsafety,whiletheautomotiveairconditioningcangreatlyimprovevehicleridecomfort.So,itisparticularlyimportanttoresearchanddevelopautomotiveair-conditioning.

Inthispaper,thecharacteristics,principles,structure,andfunctionofautomotiveair-conditioningaredescribed.Inaddition,Iwillcalculateanddesigncompressor,condenser,evaporatorandexpansionvalveforacertainbrandofcar.

Keywords:compressorcondenserevaporatorexpansionvalvematcharrangement

目录

TOC\o"1-3"\h\u

12135

第一章绪论

4

30791

1.1汽车空调的国内外发展现状及趋势

4

6044

1.2本课题研究的内容

6

25195

第二章空调概述

7

899

2.1汽车空调的功能

7

26588

2.2汽车空调的组成

8

16226

2.3汽车空调的特点

9

22738

2.4汽车空调的原理

10

25455

第三章空调系统设计计算

12

23040

3.1参数确定

12

8579

3.2车外综合温度计算

12

15880

3.3热负荷的计算

14

28986

3.4制冷系统计算与选择

16

22417

3.4.1制冷剂选择

16

5686

3.4.2压缩机的计算与选择

16

28929

3.4.3蒸发器的计算与选择

23

6496

3.4.4冷凝器的计算与选择

30

16178

3.4.5膨胀阀选择

36

21857

第四章汽车空调的布置

39

3733

4.1汽车空调的分类

39

30629

4.2乘用车空调系统的布置

40

9886

结论

42

8868

致谢

43

32118

参考文献

44

第一章绪论

1.1汽车空调的国内外发展现状及趋势

汽车空调技术的发展经历了由低级到高级，由单一功能到多功能的5个阶段。

第一阶段单一取暖阶段。1925年,在美国首先出现了利用汽车冷却水通过加热器取暖的方法。1927年，在美国纽约市场上出现了第一台汽车空调装置，当时轰动了世界各国汽车制造商。实际上，这种装置并不能算是真正的空调，只能称之为“加热器”，只是在汽车车厢内增加了热量，在寒冷的季节里，能起到一定的保暖作用。该系统直到1948年才在欧洲出现。而日本在1954年才开始使用加热器取暖。目前，在寒冷的北欧、亚洲北部地区，汽车空调仍然使用单一取暖系统。

第二阶段单一制冷阶段。1938年，美国人帕尔德发明了汽车空调，他受到电冰箱原理的启发，利用电冰箱“冷气”的原理，在一辆老爷车上进行了试验。又于1939年，将改进后的冷气机安装在美国福特汽车公司制造的林肯V12型轿车中，效果很好。1940年，美国通用汽车帕克公司（Packard）第一次将机械制冷用于车用空调，为世界汽车空调市场开辟了发展道路。由于第二次世界大战的爆发，汽车空调的发展遇到了阻碍。二战结束后，汽车空调的实用化、普及化开始发展起来。战后的美国经济迅速发展，特别是因1950年美国石油产地的炎热天气，急需大量的带有制冷效果的汽车，而使单一降温的空调汽车得以迅速发展起来。欧洲、日本轿车到1957年才加装这种单一制冷的空调。单一降温汽车空调目前仍在热带、亚热带地区使用。

第三阶段冷暖一体化阶段。1954年，通用汽车公司首先在（NASH）牌轿车上安装了冷暖一体化的空调，至此，汽车空调才基本上具有调节控制车内温度、湿度的功能。随着汽车空调技术的改进，目前的冷热一体空调基本上均具有加热、降温、除湿、通风、过滤、除霜等功能。这种方式目前仍然在大量的经济型汽车上使用，是目前使用量最大的一种方式。

第四阶段自动控制阶段。冷暖一体汽车空调仍然需要人工操作，很显然，这增加了驾驶员的劳动强度，同时，控制效果也不大理想。于是，自动控制空调装置应运而生。自动空调装置只要预先设定温度，就能自动的在设定的温度范围内工作。系统根据传感器检测到的车内、车外环境的温度等信息，自动地控制空调系统各部件工作，达到调控车内温度和其他功能的目的，减少了驾驶员的劳动强度。

自从冷暖一体化空调出现后，通用汽车就着手研究自动控制的汽车空调，并于1964年首先安装在卡迪拉克（CADILLAC）牌轿车上。紧接着通用、福特、克莱斯勒三大汽车公司竞相在各自的高级轿车上安装。1971年以后，日本丰田汽车公司的世纪、皇冠，英国的劳斯莱斯以及德国的梅赛德斯—奔驰等豪华高级轿车中，都分别安装了自动汽车空调设备。

第五阶段微机控制阶段。1973年，美国通用汽车公司和日本五十铃汽车公司（后合并到三菱集团）一起联合研制由微型计算机控制的汽车空调系统，并于1977年同时安装在各自的汽车上，将汽车空调技术推广到一个新的高度。微机控制的汽车空调系统由微机按照汽车内外的环境，实现微调化。该系统具备数字化显示、自诊断、数据流传输等一系列功能。通过微机控制，实现了空调运行与汽车运行的相互统一，不仅可以极大地提高制冷效果，还能节约燃料，从而提高了汽车的整体性能和舒适性。

在我国，汽车空调工业的发展大致经历了三个阶段。

第一阶段，从20世纪60年代初到20世纪70年代末。由于我国汽车工业起步较晚，在这段时期我国汽车空调的发展基本上是一片空白，只能利用汽车发动机排出的废气或冷却水产生的热量来供给车内采暖。

第二阶段，从20世纪80年代初至20世纪90年代初。20世纪80年代初期，我国开始从日本购进汽车空调设备，装配在红旗、上海等小轿车和豪华大客车上；20世纪80年代中后期，又从日本和德国引进了先进的空调生产线和空调生产技术，生产大中型客车、轻型车及轿车的空调系统。

第三阶段，从20世纪90年代开始到目前。国内由一批形成生产规模的汽车空调制造企业，分别从国外引进最先进的压缩机、冷凝器和蒸发器的生产技术和生产线；同时，按照国内外相关法规、标准的要求，普及应用汽车空调制冷系统工质由R12向R134a的转换。至此，我国汽车空调技术在短时间内接近了世界先进水平。

未来汽车空调的发展趋势

节能环保的发展趋势

节能环保是目前和今后汽车空调发展的必然趋势。在美国、欧盟、日本等已经出台了相应的法律和法规对空调节能和环保指标做出了明确的硬性规定。我国也出台了相应的规定，以应对当今世界节能环保的大潮流。

由DSP控制的直流变频技术代表21世纪空调的发展方向

DSP（数字信号处理器）控制的直流变频空调，采用最新的PAM（脉幅控制）技术，它采用的是直流蜗旋变频压缩机。

变频空调网络控制技术将是信息时代的必然产物

变频空调网络控制技术是在一般变频空调的基础上增加了与Interet的控制接口，通过Internet可对其进行远程控制、远程故障诊断和控制软件升级等，这种技术使得维修更为便利，同时还能实行集中控制以及控制最优化。

制冷剂替代技术是空调制造业的当务之急

根据《蒙特利尔协议》，1996年，发达国家开始禁用R12，发展中国家也会于2006年完全禁用R12。R12，通称氟利昂，它们都属卤代物，分子中含有氯元素。众所周知，氟利昂在高空受紫外线照射催化分离出的氯原子与臭氧发生反应，生成氧气。近些年已经发现大气层存在臭氧层空洞，因此世界各国都在积极研制一种更适合环境保护的新型制冷剂。目前一致公认R134a是R12的首选替代物，而且，有关R134a与空调系统的匹配和材料等一系列问题也已经基本上得到了解决。因此研制出对臭氧层无破坏作用的制冷剂替代技术并使之商品化，已经是空调制造行业的当务之急和不可逆转的大趋势。

延伸性是开发汽车空调新产品的又一发展趋势

超静音运行：该技术从低噪音压缩机着手，进行降噪，并且内部结构也采取进一步优化，另外运用仿真技术来优化降噪。

大型客车的超远距离送风：该技术采用了超强的送风系统和气流控制技术，使得送风距离可达15m之远，且送风方式可以任选。

健康技术的运用：健康技术的运用将给予空调一个全新的概念，即光触媒、负氧离子、超静音、防霉抗菌材料等新技术，层层净化空气，除异味、除尘能力强，使用时有如身临自然生态空间，有回归自然、返璞归真的感受，大大地提高了乘坐舒适性。

1.2本课题研究的内容

1）阐述汽车空调的特点、原理、结构及作用；

2）针对某款车型进行热负荷的计算；

3）设计选择相应的压缩机、冷凝器、蒸发器和膨胀阀；

4）对压缩机、冷凝器、蒸发器和膨胀阀进行布置设计。

第二章空调概述

2.1汽车空调的功能

汽车空调是汽车现代化标志之一，已成为现代汽车的标准配置。汽车空调的基本功能是在任何气候和行驶条件下，都能改善驾驶员的工作条件和创造舒适的行驶环境。随着汽车技术的不断发展，对舒适性的要求越来越高。舒适性是由人体对车内的温度、湿度、空气流速、含氧量、有害气体含量、噪音、压力、气味、灰尘、细菌等多项参数指标的感觉和反应综合决定的。现代汽车空调就是将车内空间的环境调整到对人体最适宜的状态，创造良好的劳动条件和工作环境，从而提高驾驶员的劳动生产率和行车安全；同时，保护乘员的身体健康，利于乘员旅游观光、学习或者休息。为此，现代汽车空调系统的功能可概括为以下几个方面：

调节车内温度

一般情况下，多数汽车空调只具有这种单一的车内温度调节和被动湿度调节的功能。汽车空调在冬季利用其暖风系统（即采暖装置）对车内的空气或由外部进入车内的新鲜空气进行加热，从而达到取暖除湿的目的。轿车和中小型汽车由于车内空间较小，所需热量少，一般以发动机冷却循环水作为暖风的热源，而大型客车则需采用独立式加热器作为暖风的热源。汽车空调在夏季利用制冷系统对车内空气或外部进入的车内的新鲜空气进行冷却或除湿，使车内空气变得凉爽和舒适。对大多数人来说，车厢内夏季保持在24℃～28℃，冬季保持在18℃～20℃是比较理想的。

调节车内湿度

在过于潮湿或干燥的空气环境中，人会感到不舒服。普通汽车空调只能在调节车内温度的同时被动地调节车内湿度，而高级豪华汽车采用的空调系统，能对车内的湿度进行适量调节。它是通过增加或减少空气中的潜热来实现的，夏季降温除湿，冬季升温加湿。但在普通汽车上目前还没有安装加湿装置，只能通过开窗或通风设施，靠车外新鲜空气来进行调节。

调节车内气流速度

空气的流速和方向对人体舒适性影响佷大。夏季，人们处在适当低速流动的空气中要比处在静止的空气中感觉良好；但是，过高的风直接吹到人体上，也会使人感到不舒服。这就要求汽车空调要具有一个合适的风速。舒适的气流速度一般为0.25m/s左右。在冬季，风速高了会影响人体保温，因而冬季采暖时气流速度应尽量小些。

净化车内空气

由于汽车车内空间狭小，乘员密度大，车内极易出现缺氧、二氧化碳浓度过高的情况；同时，汽车发动机废气中的一氧化碳和道路上的粉尘、野外有毒的花粉都容易进入车内，污染车内空气，影响乘员健康。因此汽车空调必须具有补充车外新鲜空气、过滤和净化车内空气的功能。这些功能主要由汽车空调的通风系统和空气净化系统来完成。

定期更换车内空气

汽车空调为了节能运转，一般仅进行车内循环，但时间一长，车内空气的品质会因此而下降，这时可以打开新鲜/再循环空气风门，吸入车外新鲜空气，排出车内污浊空气。

调节送风方向

汽车空调出风口上设有水平格栅和垂直格栅，可分别做上、下调节和左右调节，用来调节气流出口倾角。根据人体生理特点，头部对冷比较敏感，脚部对热比较敏感。因此，在布置空调出风口时，夏天进冷风时应该向斜上方送出，让冷风吹到乘员的头部；冬季送热风时应该向斜下方送出，使暖风吹到乘员的脚部。

2.2汽车空调的组成

汽车空调由以下几部分组成：制冷系统、加热系统、通风系统、操纵控制系统以及空气净化系统

。

制冷系统：

采用蒸气压缩式的制冷方式，对车内的空气进行冷却。作为冷源的蒸发器，气温度空气露点温度，因此，制冷系统还具有除湿和净化空气作用。

加热系统：

通过把发动机的冷却水引入加热器，利用鼓风机对空气进行加热，还可以对前挡风玻璃除霜。

通风系统：

包括鼓风机、风道、风门和出风口等，风门把车外的新鲜空气引入车内，通过排风口把车内的污浊空气排出车外。

4.操纵控制系统：

一般由电气系统、真空系统和操纵装置组成，对制冷系统和加热系统进行控制的同时，对车内的空气温度、风量、流量进行操纵，以保证空调系统正常工作

5.空气净化系统：

一般利用空气过滤器、排风口、电气集尘器和阴离子发生器等组成。

本文主要讲述汽车空调的制冷系统。汽车空调制冷系统包括压缩机、热交换器（包括蒸发器与冷凝器）、储液干燥器（或集夜器）、膨胀阀（或孔管）、温度和压力控制装置、压缩机保护系统等。

(1）压缩机

压缩机是汽车空调制冷系统的心脏，其作用是维持制冷剂在制冷系统中的循环流动，吸入来自蒸发器的低温、低压制冷剂蒸汽，压缩制冷剂使其压力和温度升高，并将高压制冷剂蒸汽送往冷凝器。压缩机和膨胀阀是制冷系统中低压和高压、低温和高温的分界处。

(2）冷凝器

冷凝器是一种由管子和散热片组合起来的换热器，作用是把压缩机排出的高温、高压制冷剂气体与外界空气进行热交换，从而凝结为较高温度的高压液体。汽车空调的冷凝器有管片式、管道式以及平行流式3种结构形式。目前，我国轿车上主要采用全铝管道式和平行流式冷凝器，而大型客车上主要采用铜管铝片式冷凝器。

(3）蒸发器

蒸发器与冷凝器一样，也是一种换热器，其作用与冷凝器相反，是将经过节流降压后的低温低压液态制冷剂在蒸发器内进行热交换，从而转变成低温低压的气态制冷剂。在这个汽化过程中吸收蒸发器表面周围空气的热量而降温，风机再将冷风吹到车内，以达到降温的目的。

(4）膨胀阀

膨胀阀也称节流阀，是组成汽车空调制冷装置的主要部件，安装在蒸发器入口处，是汽车空调制冷系统的高压侧与低压侧的分界点。其功用是：把来自储液干燥器的高压液态制冷剂节流减压，调节和控制进入蒸发器中的液态制冷剂量，使之适应制冷负荷的变化，同时可防止压缩机发生液击现象和蒸发器出口蒸汽异常过热。

2.3汽车空调的特点

汽车空调利用蒸气压缩式制冷，即利用沸点很低的制冷剂在汽化过程中吸收周围空气中的热量这一原理将车内空气中热量转移给制冷剂，达到车内降温的目的。而制热一般采用发动机冷却水的余热采暖。

汽车空调有如下特点：

1.空调负荷大，并且负荷变化幅度也大。

汽车车身薄，且是金属壁面，当汽车长时间直接暴露在烈日下（或风雪下），进入车内的热负荷（或冷负荷）比一般房间大得多。汽车车室内乘客密度大，人体热量大，要求制冷能力大，并且需要降温迅速。综合以上因数，要求汽车空调的制冷（或制热）能力要强。

2.系统中制冷剂流量变化幅度大。

由于汽车空调的压缩机一般均由发动机驱动，而发动机的转速可从600r/min到5000r/min变化，这样对系统的流量控制、系统的设计带来困难。

3.制冷剂冷凝温度高。

对于大多数车辆来说，冷凝器置于水箱前面，通风冷却效果受发动机水箱辐射热影响，制冷剂的冷凝压力与温度均较高，同时也影响发动机水箱的散热。

4.防振能力强

汽车空调在工作中可能会承受剧烈、频繁的冲击，因此汽车空调的各个零部件应具有足够的强度和抗振能力，接头牢固并防漏。汽车空调制冷系统极容易发生制冷剂的泄漏，其泄漏不仅会造成环境污染，而且可能会破坏整个空调系统的工作条件和制冷系统的部件。遇火甚至会发生燃烧事故。所以，各部件的连接要牢固且大量采用软管接头，同时，要经常检查制冷系统内制冷剂的存储量。

结构紧凑，质量小。

由于汽车本身的特点，要求汽车空调结构紧凑，能在有限的空间内进行安装而且安装了开空调后，不至于使汽车增重太多而影响其他性能。现代汽车空调的总质量比20世纪60年代下降了50%，而制冷能力却比同期增强了50%。

6.安全性和舒适性控制难度大

汽车发动机转速变化范围很大，行驶道路状况多变，空调的安全控制难度较大；同时，由于汽车的运行环境相较恶劣，使得其舒适性控制难度较大。

2.4汽车空调的原理

汽车空调制冷系统在制冷过程中，主要利用压缩机对制冷剂加压使其在冷凝器内液化，液态制冷剂再在蒸发器内蒸发成气体，如此循环往复。在这一循环中，通过制冷剂的汽化吸热降温，再将降温后的冷空气吹进车内；通过制冷剂液化放热将吸收的热量传出车外。循环过程如下：

（1）用户按操作程序启动汽车空调系统后，压缩机在发动机的带动下开始工作，驱使制冷剂在密封的空调系统中循环流动，压缩机将气态制冷剂压缩成高温高压的制冷剂气体后排出压缩机。

（2）高温高压制冷剂气体经管路流入冷凝器后，在冷凝器内散热、降温，冷凝成高温高压的液态制冷剂流出。

（3）高温高压液态制冷剂经管路进入干燥储液器内，经过干燥过滤后进入膨胀阀。

（4）高温高压液态制冷剂经膨胀阀节流，状态发生急剧变化，变成低温低压的液态制冷剂。

（5）低温低压液态制冷剂立即进入蒸发器内，在蒸发器内吸收流经蒸发器的空气热量，使空气温度降低，吹出冷风，产生制冷效果，制冷剂本身因吸收了热量而蒸发成低温低压的气态制冷剂。

（6）低温低压液态制冷剂经管路被压缩机吸入，进行压缩，进入下一个循环。只要压缩机持续工作，制冷剂就在空调系统中连续循环，产生制冷效果；压缩机停止工作，空调系统内的制冷剂随之停止流动，不产生制冷效果。

图2-1汽车空调原理图

第三章空调系统设计计算

3.1参数确定

综合考虑夏季的高温酷暑和汽车空调系统经常使用的环境，结合相关资料，确定计算车内外边界条件如下：

空气流与汽车相对速度：15m/s;

日照强度：I水平=1000W/m²I垂直=160W/m²I散=40W/m²

车长：4.48m车宽：1.74m车高：1.47m

3.2车外综合温度计算

由于太阳辐射的影响，车身表面温度比环境温度高许多，为简化这部分热负荷计算，引入车外综合温度的概念。由于车顶和车侧的日照强度和热传导系数不一样，因此，车顶和车侧的综合温度也不一样，其中：

车顶综合温度：tc顶=ρI顶/(α2+K顶)+t2

车侧综合温度：tc侧=ρI侧/(α2+K侧)+t2

式中：

ρ：车外表面吸收系数，取0.9；

I顶：车顶太阳辐射强度：I顶=I水平=1000W/m²；

I侧：车侧太阳辐射强度：I侧=（I垂直+I散）/2=(160+40)/2=100W/m²

α2：车外空气与车表面的对流放热系数，取经验公式：

α2=（8.36+34.15√v）/4.2=33.48

K顶：车顶传热系数

K侧：车侧传热系数

t2：环境温度38℃

壁面传热基本公式：Q=KFΔt

式中：

K：传热系数；

F：传热面积；

Δt：温差。

为简化计算，车身各部分按多层均匀平壁考虑，根据传热学理论，有：

K=1/[(1/α1)+∑（δi/λi）+(1/α2)]

式中：

α1：车内表面的对流放热系数，按自然环境考虑，其取值15W（m²·℃）

δi：各层材料的厚度；

λi：各层材料的传热系数。

车顶和车侧的传热系数计算见表3-1：

表3-1车顶和车侧传热系数

车顶

车侧

结构层构成

钢板

空气

间隙

隔热

硬顶

钢板

空气

间隙

内饰板

单一结构层厚度

δi(mm)

0.7

15

5

0.7

25

3

单一结构层导热系数

λi(W/（m²·℃）)

51.63

0.613

0.06

51.63

0.163

0.18

∑（δi/λi）(（m²·℃）/W)

0.175

0.170

1/α1(（m²·℃）/W)

1/15

1/15

1/α2(（m²·℃）/W)

1/33.48

1/33.48

传热系数K(W/（m²·℃）)

3.68

3.75

由此可得：

车顶综合温度：tc顶=ρI顶/(α2+K顶)+t2=0.9×1000/（33.48+3.68）+38=62.22℃

车侧综合温度：tc侧=ρI侧/(α2+K侧)+t2=0.9×100/（33.48+3.3.75）+38=40.42℃

车地综合温度：tc地=t2+3=41℃

3.3热负荷的计算

通过车顶传入热负荷Q顶:

车顶面积为3.7m²,则：

Q顶=K顶F顶（tc顶-t1）=3.68×3.7×（62.22-25)=506.79W

通过车侧传入车内的热负荷Q侧:

车侧面积为11.2m²,则：

Q侧=K侧F侧（tc侧-t1）=3.75×11.2×（40.42-25）=647.64W

通过前壁板传入车内的热负荷Q发:

前壁板侧传热系数为：4.63W/(m²·℃)，面积约为1.04m²。经测温度约为75℃，则：

Q发=4.63×1.04×（75-25）=240.76W

通过地板传入车内的热负荷Q地:

地板面积约为4.95m²,传热系数为：4.02W/（m²·℃），则：

Q地=4.02×4.95×（41-25）=318.38W

通过车窗玻璃传入车内的热负荷Q玻:

窗玻璃面积见表3-2

表3-2车窗玻璃面积（m²）

全面积

前窗

3.46

0.8

其中前窗挡风玻璃并非垂直安装，其垂直方向投影面积约为0.62m²,水平方向投影面积约为0.52m²。

玻璃传热系数为：K玻=11.5W/（m²·℃）

则由于车内外温差而形成的热负荷为：

Q玻1=11.5×3.46×（38-25）=517.27W

又太阳总辐射量为：U=I侧（3.46-0.8+0.62）+I水平·0.52

=100×3.28+1000×0.52

=848W

则由于太阳辐射而形成的热负荷为：

Q玻2=（η+ρα1/α2）U·S

式中：

η：太阳辐射透过玻璃的透入系数，取η=0.84；

ρ：玻璃对太阳辐射热的吸收系数，取ρ=0.08；

S：遮阳修正系数，取S=1.0。

则Q玻2=（0.84+0.08×15/33.48）×848×1.0=742.71W

总热负荷：Q玻=Q玻1+Q玻2=517.27+742.71=1259.98W

乘员热负荷Q人:

乘员全热：108W

司机全热：175W

总热量Q人=0.89×4×108+175=559.48W

车内电机及照明灯等的热负荷Q附

暖风机电机功率为90W，收放机功率约为50W，照明灯功率约为13W，则：

Q附=90+50+13=153W

总热负荷：

Q总＝Q顶＋Q侧＋Q前＋Q地＋Q玻＋Q人＋Q附

＝506.79+647.64+240.76+318.38+1259.98+559.48+153

＝3686.03Ｗ

取整：Q总=3700W

结论：

通过以上计算分析，总热负荷为3700W。

3.4制冷系统计算与选择

3.4.1制冷剂选择

在20世纪90年代之前，汽车空调主要采用R12（即氟利昂）作为制冷剂，但R12在高空受紫外线照射催化分离出的氯原子会与臭氧发生反应，生成氧气，从而破坏臭氧层。因此，目前R12已基本被R134a取代。本次设计采用R134a作为制冷剂。

3.4.2压缩机的计算与选择

根据总热负荷为3700W，考虑可能出现其他热负荷，且考虑到该空调多平台的共用，该空调应具有15%的裕量，则系统制冷量Q=3700×1.15=4255W,取整为4300W。

工况条件:

系统制冷量：Q=4300W

蒸发温度：te=5℃相应蒸发压力：Pe=349.63kPa(绝对压力)

冷凝温度：tc=60℃相应冷凝压力：Pe=1681.30kPa(绝对压力)

压缩机吸气过热度：⊿tse=10℃

膨胀阀前过冷度：⊿tsc=10℃(采用带过冷的冷凝器)

压缩机计算工作转速：n=1800r/min

热力计算:

由于车型较小，制冷剂管路很短，认为制冷剂的流度阻力及管路的吸热放热均可忽略不计。因此可近似认为，压缩机吸气口与蒸发器出口、压缩机排气口与冷凝器入口、冷凝器出口与膨胀阀入口三处的制冷剂热力学状态分别相同以简化计算。

a）压缩机吸气温度：ts=te+⊿tse=15℃

根据ts、Pe查HFC134a过热蒸汽的热力性质表，得压缩机吸气口（即蒸发器出口）的制冷剂

比焓:hs=410.455kJ/kg

比体积：vs=0.079484m3/kg

比熵：s=1.79074J(kg·K)

b）根据Pc、s查HFC134a过热蒸汽的热力性质表，得压缩机等比熵压缩后的制冷剂比焓:

hc=447.283kJ/kg

c)在设定工况条件下压缩机的指示效率：ηi

ηi=(Te/Tc)+b·te=0.84(b=0.002)

d)在设定工况条件下压缩机排气比焓为:hd

hd=hs+(hc-hs)/ηi=454.298kJ/kg

e)根据Pc、hd查HFC134a过热蒸汽的热力性质表，得设定工况压缩机的排气温度td为83℃

压缩机排量:

a)膨胀阀前制冷剂温度tsc=tc-⊿tsc=50℃。

b)根据Pc、tsc查HFC134a过冷液体的热力性质表，得设定工况膨胀阀入口处制冷剂比焓hsc=275.128kJ/kg。

c)本制冷系统的制冷剂单位质量流量的制冷量为:qc

qc=hs-hsc=410.455-275.128=135.327kJ/kg。

d)设计要求系统制冷量Q=4300W=4.3kJ/s

系统内制冷剂质量流量为qm,则:

qm=Q/qc=4.3/135.327=0.0311kg/s

系统内制冷剂体积流量为qv,则：

qv=qm·vs=0.0311×0.079484×106=2467ml/s

压缩机每转实际排气量为Vn，则：

Vn=qv·（60/n）=2467×60/1800=82.2ml/r

e)压缩机的输气系数，取λ=0.7，压缩机每转名义排气量为V，则：

V=Vn/λ=82.2/0.7=117ml/r

压缩机轴功率:

根据Pc、s查HFC134a过热蒸汽的热力性质表，得压缩机等比熵压缩后的制冷剂比焓hc=447.283kJ/kg。制冷剂温度td=83℃。

测试工况压缩机单位等比熵理论功Wtst:

Wtst=hc-hs=447.283-410.455=36.828kJ/kg

测试工况压缩机的理论等比熵功率Ntst:

Ntst=Wtstqm=36.828×0.0311=1.15kW

已计算得测试工况压缩机的指示效率ηi=0.84

测试工况压缩机的指示功率Nit：

Nit=Ntst/ηi=1.15/0.84=1.37kW

测试工况压缩机的摩擦功率Nmt：

Nmt=1.3089×D2×s×i×n×pm×10-5

=1.3089×(35×10-3)×(50×10-3)2×6×1800×0.50×105×

10-5=0.595KW

测试工况压缩机所用轴功率Net:

Net=Nit+Nmt=1.37+0.595=1.965kW

压缩机的选择:

汽车空调压缩机是汽车制冷系统的心脏，是推动制冷系统中不断循环的动力来源。

微型及小型汽车空调，由于空间尺寸，发动机功率小，比较注意压缩机的效率、外形尺寸及功耗。例如奥托微型车采用精工滑片压缩机和7B10压缩机。微型车空调压缩机排量一般在80～100cm3/r之间。

中、高档轿车及小型面包车，采用150～250cm3/r排量的压缩机。中、高档现在普遍采用变排量压缩机，如上海大众公司生产的PASSAT轿车采用7SBH变排量压缩机，上海通用公司生产的BUIK轿车采用V5变排量压缩机。

中、大型客车采用排量为400～775cm3/r的活塞压缩机，也有采用两台小排量压缩机并

联系

统的。如杰克赛尔（ZEXEL）DL-15，DL-16，DL-33，DL-34和CL-11型大客车，采用两台排量为313cm3/r的DKS-32型压缩机并联系统，电装（DENSO）车用空调也采用两台排量为300cm3/r的10P30B压缩机并联系统。

本车为小型乘用车，可选压缩机有摇盘式压缩机、斜盘式压缩机、旋叶式压缩机和涡旋式压缩机。

摇盘式压缩机

摇盘式压缩机又被称为摇板式压缩机，其优点是工作平稳，结构紧凑，体积小，所以目前在我国得以广泛应用。

其工作原理如图3-1

气缸以压缩机的轴线为中心，均匀分布，连杆连接活塞和摆盘，两端采用球形万向连轴器，使摆盘的摆动和活塞的移动相协调而不发生干涉。摆盘中心用钢球作支撑中心，并用一固定的锥齿轮限定摆盘，使其只能摇动而不能转动。主轴和楔形传动板连接在一起。

压缩机工作时，主轴带动传动板一起旋转。由于楔形传动板的转动，迫使摆盘以钢球为中心，进行左右摇摆移动。摆盘和传动板之间的摩擦力使得摆盘具有转动的趋势，但是这种趋势被一对锥齿轮限制，使得摆盘只能够左右移动，同时带动活塞在气缸内作往复运动，完成对应的压缩—排气—膨胀—吸气的过程。

图3-1摇盘式压缩机工作原理

1—转轴2—楔块3—活塞4—摇盘

斜盘式压缩机

斜盘式压缩机又被称为斜板式压缩机，其优点是结构紧凑、效率高和性能可靠，是目前乘用车空调中应用最多的一种压缩机型。

斜盘式压缩机的工作原理如图3-2所示，把装在主轴上的斜盘13的回转运动变成双向活塞沿轴向的往复运动。以斜盘主轴为中心，在同一圆周上布了3个（或5个）活塞1，各个活塞均通过斜盘两端面的滑履和钢球4、3装配在一起。由于钢球的作用，斜盘的旋转运动经钢球转换为活塞的直线运动时，由滑动变成滚动，从而减少了摩擦阻力和磨损，延长了滑板的使用寿命。经过斜盘的回转，活塞在气缸内进行往复运动。因为活塞两端都是气缸，因而一个活塞起到了双缸的作用，整个压缩机起到了6缸（或10缸）的作用。更利于实现小型和轻量化。

图3-2斜盘式压缩机结构图

1—活塞2—止推轴承3—钢球4—滑履5—前阀板6—轴封7—离合器轴承

8—衔铁板9—皮带轮10—线圈11—前缸头12—前轴承13—斜盘14—后轴承15—吸油管16—后轴承17—后缸头18—油泵19—“O”形环

３）旋叶式压缩机

旋叶式压缩机的气缸有圆形和椭圆形两种，如图3-3、3-4。这两种形式的工作原理完全相同，只是在结构上有所区别。在圆形气缸的旋叶式压缩机中，转子主轴对气缸圆心有一个偏心距，这样使转子紧贴在气缸内表面的进气孔和排气孔之间。而在椭圆气缸中，转子主轴和椭圆的几何中心重合，转子紧贴椭圆两短轴上的内表面。

图3-4是圆形气缸旋叶式压缩机的结构，装在主轴上的转子2偏心安置在气缸内，转子上开有若干纵向的开口槽，其内装有能径向滑动的叶片。整个气缸被转子和气缸的接触线分为吸气区域和排气区域。当主轴转动时，转子2在气缸中转动，吸气侧的叶片在离心力或油压的作用下滑出与气缸壁紧贴，形成一个月牙形区域。该区域的容积不断增大，产生吸力，气态制冷剂8通过吸气孔3进入气缸，直至吸气容积达到最大值。之后叶片开始回缩，气态制冷剂被压缩，从排气口排出。由于旋叶式压缩机不设吸气阀，所以其容积效率特别高，转子可以告诉旋转，制冷能力强。

图3-3圆形气缸旋叶式压缩机图3-4椭圆形气缸旋叶式压缩机

1—叶片2—转子3—吸气口1—压缩机机体2—转子3—叶片

4—排气口5—高压气体4—转动轴

6—气缸7—气缸体8—低压气体

４）滚动活塞式压缩机

滚动活塞式压缩机是一种新型的旋转式压缩机，该种压缩机由于体积小、工作可靠，被广泛应用于汽车空调及其他空调和冰箱上。滚动活塞式压缩机的工作原理如图。滚动活塞1的内部是中空的，而且和曲轴的配合有很大的间隙，在间隙里面充满着润滑油。当曲轴4旋转时，依靠摩擦力引起活塞1的转动，并在离心力的作用下，使滚动活塞1的内表面和曲轴外表面紧紧接触，造成滚动活塞4的集合中心和曲轴中心不重合，即与气缸中心不重合。接触位置处于活塞中心与气缸中心连线延长线与气缸的胶垫上，且该接触线与固定在气缸上的刮片将气缸空间分为两部分。当曲轴旋转时，活塞不但作自身滚动，而且以气缸的中心为圆心，偏心距为半径的圆周上作回转运动。这两种运动的合成，使得气孔两部分空间容积的扩大和缩小进行周期性的变化。当进气腔的空间不断扩大时，制冷剂蒸汽不断从外面吸进，压缩机处于进气过程；而另一腔则不断缩小，制冷剂不断压缩，处于压缩过程。当压力腔的蒸汽压力略大于排气腔时，则排气阀打开，将压缩蒸汽排除气缸外，处于排气过程。曲轴旋转一周活塞与气缸接触线也移动一周，这样压缩机的两个空间各自完成了进气、压缩、排气三个工作循环。由于滚动活塞式压缩机的吸气过程是连续的，所以不用设置进气阀，容积效率比较高。

图3-5滚动活塞式压缩机工作原理

1—滚动活塞2—排气阀3—吸气口4—曲轴5—气缸6—叶片

7—弹簧

５）涡旋式压缩机

涡旋式压缩机是一种新型压缩机，具有结构简单、效率高、噪声小、振动小等优点，被认为是最有前途的一种压缩机。

涡旋式压缩机主要由具有涡旋叶片的动、定两涡旋盘组成。两盘的参数完全相同，只是相互间错开了180°。图（a）是吸气结束时，一对涡旋圈形成了两对月牙形容积，最大的月牙形11将开始压缩，动圈涡旋中心绕定圈继续回旋公转，原来最大的月牙形已被压缩，如图(b)，动圈被曲轴带动而作回旋运动，被压缩的容积缩小到如图所示的最小压缩容积7，这一月牙形容积中的制冷剂蒸汽即将与设在涡旋圈中心的排气口相同。在压缩的同时，动圈与定圈的外周又形成吸气容积（4、8入口处），再回旋，再压缩，如此循环完成吸气、压缩、排气的工作过程。

图3-6涡旋式压缩机工作原理

(a)吸气结束（b）压缩行程(c)排除开始之前

1—定圈2—动圈3—动圈涡旋中心4、5、6、8—制冷剂气体

7—最小压缩容积9—排气口10—动圈涡旋中心11—开始压缩容积（最大容积）12—回旋半径

考虑成本及加工精度等因素，本车采用斜盘式压缩机

根据压缩机的转速n的指定值和Qe,Pe,qm的计算结果粗选择压缩机的型号,

当Qe=4.3KW，qm=0.0311Kg/s时，压缩机气缸工作容积大约在550cm3左右，试选取压缩机型号是SE5H14，其结构参数为：缸径D=50mm,行程s=35mm,气缸数i=6。

6)

SE5H14压缩机的校核

该压缩机的理论排量qv=138mL/r＞117mL/r,制冷量Qe=5.74kW＞4.3kW轴功率Pe=1.806kW<1.965kW。结果表明，所选SE5H14型压缩机的制冷量、排量均大于计算结果，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。

3.4.3蒸发器的计算与选择

要求夏季提供4300W的制冷量，由系统热力计算得出。采用制冷剂R134a时，制冷剂循环量qmr=0.0311kg/s。此时，蒸发温度为5℃，我们取蒸发器进风温度：干球温度27℃，湿球温度19.5℃。

计算制冷剂进出口参数:

由制冷量和制冷剂循环量，可求出制冷剂进出口比焓差∆hr为

∆hr=hr2-hr1=Qe/qmr=4.3/0.0311KJ/kg=135.327kJ/kg

取制冷剂进口干度χ=0.3，则根据蒸发温度查HFC134a的lgP-h图，有hr1=275.128kJ/kg，于是制冷剂出口比焓值hr2为

hr2=hr1+∆hr=135.327+275.128=410.155kJ/kg

同时可计算出蒸发器出口制冷剂温度为tr2=7.98℃，过热度为5.98℃。

蒸发器结构选择:

可选用的蒸发器结构有管片式蒸发器、管带式蒸发器和层叠式蒸发器。

（1）管片式蒸发器

它由铜质或铝制圆管套上铝翅片组成，经胀管工艺使铝翅片与圆管紧密接触。其结构简单、加工方便，但换热效率较差。管片式蒸发器与管片式冷凝器结构类似。

（2）管带式蒸发器

管带式蒸发器由多孔扁管与蛇形散热铝带焊接而成，工艺比管片式复杂，需采用双面复合铝材及多孔扁管材料。这种蒸发器换热效率效率比管片式高10%左右。管带式蒸发器与管带式冷凝器结构类似。

（3）层叠式蒸发器

如图3-7，层叠式蒸发器由两片冲成复杂形状的铝板叠在一起组成制冷剂通道，每两片之间夹有蛇形散热铝带。这种蒸发器也需要双面复合铝材，且焊接要求高，因此，加工难度大，但其换热效率也最高，结构也最紧凑。适用于使用R134a制冷剂的空调系统中。

层叠式蒸发器的结构经历了由双储液室向单储液室的变化，图是两者间的比较。单储液室由于把具有分流、集合制冷剂功能的储液室集中在蒸发器的下部，即仅集中在单侧，则可使蒸发器正面面积当中进行热交换的有效部分的比例增加。新型的单储液室蒸发器与旧式的双储液室相比较，正面面积相同，将芯子厚度减薄了18%，且在保持冷气装置能力的同时，具有如下优点：空气侧压力损失下降20%，质量减轻15%，内部容积减少30%，节省制冷剂50g左右。

图3-7层叠式蒸发器

本次设计采用管带式蒸发器

散热板及翅片与百叶窗尺寸见图3-8:

图3-8散热翅片及百叶窗

翅片：宽度WF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度δF=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αL=37˚。

散热板：宽度WT=65mm，高度hT=3.0mm，厚度δT=0.5mm，边缘宽3.4mm，内部隔热板宽3.7mm。由此可计算出内部流道尺寸hH，WH分别为

hH=hT-2δT=（3.0-2×0.5）=2.0mm

WH=WT-2×3.4-3.7=65-2×3.4-3.7=54.5mm

每米散热板内表面积Ar为

Ar=2×（hH+WH）=2×（2+54.5）×10-3=113×10-3m2/m

（2）每米散热板外表面积Ab,a为

Ab,a=2（hT+WT）=2×（3+65）×10-3=136×10-3m2/m

每米散热板长迎风面积Aface为

Aface=hT+hF=（3+7.9）×10-3=10.9×10-3m2/m

（4）每米散热板长翅片面积Af，a为

Af，a=2×7.9×10-3×65×10-3×1/（1.8×0.001）=570.56×10-3/m

每米散热板长总外表面积Aa为

Aa=Ab,a+Af，a=136×10-3+570.56×10-3=706.56×10-3m2/m

肋通系数a

a=Aa/Aface=706.56×10-3/0.0109=64.822

百叶窗高度hc为

hc=0.5PLtanαL=0.5×1.1×tan37˚=414.455×10-3mm

（8）散热板内孔水力直径Dh，r为

Dh，r=（4hH·WH/2）/[2·（hH+WH/2）]

=（4×2×54.5/2）/[2×（2+54.5/2）]

=3.7265mm

干工况下空气侧表面传热系数计算:

选取迎面风速va=5m/s，根据已知条件，求最小截面处风速为:

va,max=va{[PF×10-3（hF+hT）×10-3]/[（PF-hc-δF）（hF-δF）×10-6]}

=5×{[1.8×10-3（7.9+3）×10-3]/[（1.8-0.414455-0.1）×（7.9-0.1）×10-6]}

=9.78m/s

按空气进出口温度的平均值Ta=20℃，查取空气的密度ρ=1.205kg/m3，动力黏度μ=18.1×10-6kg/（m·s），热导率λ=2.59×10-2W/（m·k），普朗特数Pr=0.703等物理性质，并计算出空气侧的雷诺数，传热因子J，努塞尔数Nu，表面传热系数aa。

Rea=ρva,maxPL/μ=1.205×9.78×1.1×10-3/（18.1×10-6）=716

J=0.249Rea-0.42hc0.33（lL/hF）1.1hF0.26

=0.249×716-0.42×0.4144550.33（6.8/7.9）1.1×7.90.26=0.017086

Nu=JReaPr1/3=0.017086×716×0.7031/3=10.877

aa=Nuλ/PL=10.877×2.59×10-2/（1.1×10-3）=256.104W/(m2·℃)

计算析湿系数与湿工况下空气侧表面系数:

设定出风温度为干球温度7.25℃，湿球温度6.5℃，则比焓为21.575kJ/kg（干），同时已知蒸发器进风温度为：干球温度27℃，湿球温度为19.5℃，比焓为55.6kJ/kg（干）。

求出析湿系数ξ:

ξ=（ha1-ha2）/[c（ta1-ta2）]=（55.6-21.575）/[1.015252×（27-7.25）]=1.6969

于是，湿球工况下空气侧表面传热系数aeq,a为:

aeq,a=ξaa=1.6969×256.104=434.5W/（m2·k）

初估迎风面积和总传热面积:

计算干空气流量qm,a为

qm,a=Qe/（ha1-ha2）=4.3/（55.6-21.575）=0.126kg/s

（2）计算干迎风面积Aface，o为

Aface，o=qm，a/ρva=0.126/（1.205×5）=20.98×10-3m2

（3）计算以外表面为基准的总传热面积A0为

A0=aAface，o=64.822×20.98×10-3=1.36m2

（4）计算散热板长度lT。一共22块散热板，分两个流程，每个流程11块散热板，则

lT=Aface，o/[（hT+hF）×22]=20.98×10-3/[（0.003+0.0079）×22]=0.087m

取lT=0.1m。

计算制冷剂侧表面传热系数:

由te=5℃，查HFC134a饱和状态下的热力性质图表及热物性图，可得：

液态制冷剂的密度ρL=1277.15kg/m3

液态制冷剂的动力粘度μl=270.3×10-6

液态制冷剂的普朗特数PrL=vl/al=（0.2075×10-6）/（0.0523×10-6）=3.968

气态制冷剂的导热率λv=12.22×10-3W/（m·k）

气态制冷剂的密度ρv=1/（58.45×10-3）kg/m3=17.11kg/m3

气态制冷剂的动力粘度μv=11.175×10-6

目前已知进口干度为0.3，出口过热，因此平均干度

χdo=（0.3+1.0）/2=0.65

由此，可计算其余参数的平均值。动力黏度μcore的平均值为

μcore=1/[χ/μv+（1-χ）/μl]=1/[0.65/11.175+（1-0.65）/270.3]=16.818

每一散热板制冷剂质量流量

qmr,eq'=qmr/11=0.0311/11=2.827×10-3kg/s

散热板内孔的制冷剂质量流速qmr,A为

qmr,A=qmr,eq'/（1/4·π·Dh，r2）

=0.002827/[3.1416/4×（3.7265×10-3）2]

=259.199kg/（m2·s）

雷诺数Recore为

Recore=qmr,A·Dh，r/μcore

=259.199×3.7265×10-3/（16.818×10-6）

=57433

干度平均值为

χdo=0.49+627Recore-0.83=0.49+627×57433-0.83=0.560333

由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0.3～0.560333～1变化，后还有过热蒸气区。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，取过热蒸气区为20%，于是可以计算出干燥点之前的两相区约为28%，干燥点之后的两相区约占52%。

（1）干燥点之前的两相区，取χ=0.417，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均匀紊流工况的Lockhart-Martinelli数Xtt和关联系数F（Xtt）分别为

Xtt=[（1-χ）/χ]1-W/2（ρl/ρv）0.5（μv/μl）n/2

=[（1-0.417）/0.417]1-0.3/2（1277.15/17.11）0.5（11.175/270.3）0.3/2

=7.2

F（Xtt）=（1+2.30/Xtt）0.374=（1+2.30/7.2）0.374=1.1095

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αl为

αl=A[qmr，A（1-χ）Dh,r/μl]-hqmr，A（1-χ）c

=0.341[259.199（1-0.417）3.7265×10-3/270.3×10-6]-0.3×259.199×（1-0.417）×1351

=7032.0918W/（m2·s）

制冷剂两相流的表面传热系数αr为

αr=αlPRl0.296F（Xtt）

=7032.0918×3.968×0.296×1.1095=8978W/（m2·s）

（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av分别为

Reeq，r=（qmr，ADh，r）/μv=（259.199×3.7265×10-3）/（11.175×10-6）=86434.5

Prv=0.8471

Nu=0.023Reeq，r0.8Prv0.4ctclcR

其中：ct：考虑边界层内温度分布对对流传热系数影响的温度修正系数，取ct=1；

cl：考虑短管管长对对流传热系数影响的短管修正系数，取cl=1；

cR：考虑管道弯曲对对流传热系数影响的弯管修正系数， 取cR=1.5。

则

Nu=0.023×86434.50.8×0.84710.4×1×1×1.5=287.31

av=（Nu×λv）/Dh，r=（287.32×12.22×10-3）/3.7265×10-3=942W/（m3·k）

（3）干燥点之后的两相区取χ=0.766，则把χd0=0.5458带入干燥点之前的两相换热公式，计算得ad0;

Xtt,d0=[（1-χd0）/χd0]1-W/2（ρl/ρv）0.5（μv/μl）n/2

=[（1-0.5458）/0.5458]1-0.3/2（1277.15/17.11）0.5（11.175/270.3）0.3/2

=4.6

F（Xtt,d0）=（1+2.30/Xtt）0.374=（1+2.30/4.6）0.374=1.1637

al,d0=A[qmr，A（1-χd0）Dh,r/μl]-hqmr，A（1-χd0）c

=0.341[259.199（1-0.5458）3.7265×10-3/270.3×10-6]-0.3×259.199×（1-0.5458）1351

=5905W/（m2·s）

ar,d0=al,d0PRl0.296F（Xtt,d0）

=5905×3.968×0.296×1.1637=8071W/（m2·s）

ar=av+{1-[（χ-χd0）/（1-χd0）]1.5}×（ad0-av）

=942+{1-[（0.766-0.5458）/（1-0.5458）]1.5}×（8071-942）

=5665W/（m2·k）

最后，平均表面传热系数可为

ār=8978×28%+942×20%+5665×52%=5648.04W/（m3·k）

计算总传热系数及传热面积:

如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=0.0003（m3·k）/W，则传热系数k为

k=1/[（1/ār）Aa/Ar+ra+1/aeq，a]

=1/[（1/5648.04）×0.706555/0.113+0.0003+1/434.5]

=270.11W/（m3·k）

对于对数平均温差为

∆tm=（tal-ta2）/ln{（ta1-te）/（ta2-te）}=（27-7.25）/ln{（27-5）/（7.25-5）}=10.98℃

A0=Qe/（k·∆tm）=4300/（270.11×10.98）=1.4m2

与前面计算出1.36m2的相对误差不大。

3.4.4冷凝器的计算与选择

冷凝器的热负荷可用公式Qk=mQe求得

式中:

Qk：冷凝器的热负荷；

Qe：蒸发器的制冷量；

m:负荷系数。

因为汽车空调冷凝器的工作条件恶劣，故一般取m=1.5左右为宜。此处取1.6。则

Qk=1.6×4300=6880W

确定制冷剂和空气流量:

根据Tc=60℃和排气温度Td=83℃，以及冷凝液有10℃过冷。查HFC134a饱和状态下的热力性质图表，可得排气比焓hd=456.5kJ/kg，过冷液体比焓hsc=278.7kJ/kg，于是制冷剂的质量流量qm,r为

qm,r=Qc/（hd-hsc）=6880/[（456.5-278.7）×1000]=0.0331kg/s

取进出口的空气温差Ta2-Ta1=12℃，则空气的体积流量qv,a为

qv,a=Qc/[ρaCa（Ta2-Ta1）]=6880/(1.1378×1.0076×103×12)=0.5m3/s

冷凝器结构的选择:

可选用的冷凝器有管片式冷凝器、管带式冷凝器、鳍片式冷凝器和平行流式冷凝器。

1）管片式冷凝器

管片式冷凝器如图3-8，它是汽车空调常用的一种冷凝器，制造工艺简单。即用胀管法将吕翅片胀紧在紫铜管上，管端部用U形弯头焊接起来。其中，翅片在增大冷凝器散热面积的同时，还起到支撑铜管或铝管的作用。这种冷凝器的散热效率低，且清理焊接氧化皮较麻烦。

2）管带式冷凝器

管带式冷凝器主要由弯成蛇形的扁管1以及折成V形或U形的散热片2组成，如图3-10。两者使用焊接技术以保证接触良好。其中，散热片是复合片，共3片，上下两片的材料为含有硅和镁的铝，中间一片材料为含有锰的铝。这种冷凝器的传热效率比管片式冷凝器高15%～20%，但工艺复杂，焊接难度大，而且对材料性能要求高，所以一般仅用在小型汽车的制冷装置上。

图3-9管片式冷凝器图3-10管带式冷凝器

1—多孔扁管2—散热片A—进口B—出口

3）鳍片式冷凝器

鳍片式冷凝器是在扁平的多通道散热管表面直接铣削出鳍片状的散热片，然后装配成冷凝器，其结构如图3-11。由于管和鳍片式一个整体，不存在接触热阻，所以散热性能比管带式冷凝器高5%。这种冷凝器节省材料，而且抗振性好，但在铣削时需要使用专门的设备。

(a)(b)

图3-11鳍片式冷凝器

（a)散热管铣削出的鳍片（b）冷凝器外形

4）平行流式冷凝器

平行流式冷凝器是为适应R134a制冷剂而研制的，是在管带式冷凝器的基础上发展起来的，其区别在于，管带式冷凝器自始至终只有一条呈蛇形弯曲的扁管，流程长，压力损失大。又由于进入冷凝器时制冷剂是气态，比容大，需要的通径大；出冷凝器时已完成变为液态，比容小，只需要较小的通径，而普通管带式结构的管径从头到尾是相同的，管道空间未被充分利用，这对热交换是不利的。而平行流式则在两条集流管间有多条扁管相连，将几条扁管隔成一组，形成进入处管道多，逐渐减少每组管道数，如图，实现了冷凝器内制冷剂温度及流量分配均匀，提高了换热效率。由于管道内换热面积得到充分利用，对于同样的迎风面积，平行流冷凝器的换热量得到了提高。

图3-12平行流式冷凝器

本次设计采用平行流式冷凝器，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构型式及尺寸如图3-13所示：翅片宽度WF=16mm；翅片高度hF=8.1mm；翅片厚度δF=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αL=27˚；多孔扁管分四个内孔，每个内孔高度为2mm；宽度为3.35mm，扁管外壁面高度为3mm，宽度WT=16mm，分三个流程，扁管数目依次为12、8、5。取迎面风速为va=6m/s。

图3-13

根据初步规划（如上图所示），可计算下列参数：

（1）每米管长扁管内表面积Ar为

Ar=[2×（2+3.35）×10-3]×4=4.28×10-2m2/m

（2）每米管长扁管外表面积Ab,a为

Ab,a=2×（16+3）×10-3=0.038m2/m

（3）每米管长翅片表面积Af，a为

Af，a=2×8.1×10-3×16×10-3×1/（1.4×0.001）=0.1851m2/m

（4）每米管长总外表面积Aa为

Aa=Ab，a+Af，a=0.038+0.1851=0.223m2/m

（5）百叶窗高度hL为

hL=0.5×PL×tanαL=（0.5×1.1×tan27˚）=0.2802mm

（6）扁管内孔水力直径Dn，r为

Dn，r=（4×2×3.35）/[2×（2+3.35）]=2.5047mm

（7）翅片通道水力直径Dh，a为

Dh，a=[2×（1.4-0.135）×（8.1-0.135）]/[（1.4-0.135）+（8.1-0.135）]=2.183mm

空气侧表面传热系数aa

最小截面处风速va,max为

va,max=[6×1.4×（8.1+3）]/[（1.4-0.2802-0.135）×（8.1-0.135）]=11.8m/s

按空气进出口温度的平均值Ta=（Ta1+Ta2）/2=（38+50）/2=44℃，查取空气的密度ρ=1.1025kg/m3，动力黏度μ=19.2×10-6kg/（m·s）；热导率λ=2.7×10-2W/（m·k）；普朗特数Pr=0.699，并计算出雷诺数Re，努塞尔数Nu及空气侧表面传热系数aa；

Re=（ρ·va,max·PL）/μ=（1.1025×11.8×1.1×10-3）/（19.2×10-6）=745

Nu=cReamPrn(Pr/Prw)k(s1/s2)pcφcz

式中：Prw：管壁温度下的普朗特数,Pr/Prw≈1；

s1:横向节距；

s2：纵向节距；

cz:管排修正系数，当z≥20时，cz=1；

cφ：流体斜向冲刷管束时的修正系数,取cφ=1；

c，m，n，k，p：系数和指数；

则Nu=0.71×7450.5×0.6990.36=17

aa=Nuλ/PL=17×2.7×10-2/（1.1×10-3）=417W/（m2·k）

制冷剂侧表面传热系数ar:

根据Tc=60℃，查HFC134a饱和状态下的热力性质图表和热物理性质图，可以求得：

液态制冷剂的密度ρ1=1054.2kg/m3

气态制冷剂的密度ρv=1/（11.46×10-3）=87.26kg/m3

液态制冷剂的动力粘度μl=138.6×10-6kg/（m·s）

液态制冷剂的导热率λl=65.8×10-3W/（m·k）

液态制冷剂的普朗特数PrL=vl/al;

其中：

vl：运动粘度，查得vl=0.128×10-6；

al：热扩散率，查得al=0.0385×10-6；

则PrL=（0.128×10-6）/（0.0385×10-6）=3.3325

冷凝器中，由于制冷剂进口过冷，因此计算制冷剂当量流量时，取平均干度χ=0.5，于是当量制冷剂质量流量qmr,eq为

qmr,eq=[（1-0.5）+0.5×1054.2/87.26]0.5×0.056243=0.1839kg/s

（1）第一流程的参数计算

单一内孔当量制冷剂质量流量q'mr,eq为

q'mr,eq=qmr,eq/（4×12）=0.1839/48=3.831×10-3kg/s

Reeq，r=（4q'mr,eq）/（πDn,rμl）

=（4×3.831×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=14388

此处为管内强迫对流，Nu为：

Nu=0.023Reeq，r0.8PrL0.4。

则Nu=0.023×143880.8×3.33250.4=78.9

制冷剂侧表面传热系数ar为

ar=（Nuλl）/Dn,r=（78.9×65.8×10-3）/（2.5047×10-3）=2073W/（m2·k）

（2）第二流程的参数计算，其方法与第一流程一样。

当量制冷剂质量流量q'mr,eq为

q'mr,eq=qmr,eq/（4×8）=0.1829/32=5.747×10-3