工作文档汽车空调制冷系统各部件的匹配设计【完整版】

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工作文档汽车空调制冷系统各部件的匹配设计【完整版】(文档可以直接使用，也可根据实际需要修订后使用,可编辑放心下载）奇瑞汽车股份汽车空调制冷系统的匹配设计〔修订〕汽车工程研究院电器电子部目录TOC\o"1-3"\h\z\uHYPERLINK\l"_Toc274903847"前言 PAGEREF_Toc274903847\h-1-HYPERLINK\l"_Toc274903848"第一章汽车空调热负荷设计计算 PAGEREF_Toc274903848\h-2-HYPERLINK\l"_Toc274903849"§1.1汽车空调的舒适环境 PAGEREF_Toc274903849\h-2-HYPERLINK\l"_Toc274903850"车内设计参数的选择 PAGEREF_Toc274903850\h-2-HYPERLINK\l"_Toc274903851"车外设计参数的选择 PAGEREF_Toc274903851\h-3-HYPERLINK\l"_Toc274903852"§1.2汽车空调热负荷的组成 PAGEREF_Toc274903852\h-3-HYPERLINK\l"_Toc274903853"热平衡模型 PAGEREF_Toc274903853\h-3-HYPERLINK\l"_Toc274903854"热平衡方程 PAGEREF_Toc274903854\h-4-HYPERLINK\l"_Toc274903855"§1.3汽车空调热负荷计算 PAGEREF_Toc274903855\h-4-HYPERLINK\l"_Toc274903856"各局部热负荷计算 PAGEREF_Toc274903856\h-4-HYPERLINK\l"_Toc274903857"太阳辐射特性计算 PAGEREF_Toc274903857\h-9-HYPERLINK\l"_Toc274903858"§1.4空调热负荷设计计算与分析 PAGEREF_Toc274903858\h-12-HYPERLINK\l"_Toc274903859"§1.5影响空调热负荷的主要因素及减少热负荷的途径 PAGEREF_Toc274903859\h-25-HYPERLINK\l"_Toc274903860"第二章汽车空调制冷系统各部件的匹配设计 PAGEREF_Toc274903860\h-25-HYPERLINK\l"_Toc274903861"§2.1汽车空调制冷系统的热力计算 PAGEREF_Toc274903861\h-25-HYPERLINK\l"_Toc274903862"制冷系统设计工况确实定 PAGEREF_Toc274903862\h-25-HYPERLINK\l"_Toc274903863"制冷系统的热力计算 PAGEREF_Toc274903863\h-27-HYPERLINK\l"_Toc274903864"§2.2汽车空调用压缩机的匹配 PAGEREF_Toc274903864\h-29-HYPERLINK\l"_Toc274903865"§2.3汽车空调系统换热器的匹配设计 PAGEREF_Toc274903865\h-30-HYPERLINK\l"_Toc274903866"蒸发器设计计算 PAGEREF_Toc274903866\h-30-HYPERLINK\l"_Toc274903867"冷凝器设计计算 PAGEREF_Toc274903867\h-38-HYPERLINK\l"_Toc274903868"§2.4.节流机构的匹配设计 PAGEREF_Toc274903868\h-45-HYPERLINK\l"_Toc274903869"§2.5储液枯燥过滤器匹配设计 PAGEREF_Toc274903869\h-47-HYPERLINK\l"_Toc274903870"储液枯燥过滤器设计与选择方法 PAGEREF_Toc274903870\h-47-HYPERLINK\l"_Toc274903871"储液枯燥过滤器的安装 PAGEREF_Toc274903871\h-47-HYPERLINK\l"_Toc274903872"§2.6汽车空调系统管路设计 PAGEREF_Toc274903872\h-48-HYPERLINK\l"_Toc274903873"§2.7风机的匹配设计 PAGEREF_Toc274903873\h-48-前言汽车空调是指对汽车车厢和驾驶室内的空气进行调节以满足乘客和驾驶人员对空气的温度、流速及洁净度等舒适性要求的一门技术。由于汽车空调系统结构及运行条件的特殊性，汽车空调技术在近十余年获得了长足的开展，已成为空调行业的一个专门分支。近年来关于汽车空调的研究，主要反映在以下几个方面：1〕热舒适性的研究：在汽车空调中，由于车室容积小，乘员所占空间小，而且车室低、座位多，人员不流动，难以使车内温度场和流场均匀。因此，确定在采用空调时对乘员的热舒适影响因素，成为研究的一个课题。2〕汽车空调负荷的计算和分析：与建筑空调相比，汽车空调具有负荷变化迅速、单位体积强度高、车窗面积所占比例很大、受太阳辐射影响大、工作条件经常变动〔如停、开、速度变化、外部环境温度变化、方向及地区、季节变化等〕、车体各部件的热容量小等特点，因此，设计中汽车空调负荷的计算方法主要以稳态的方法为主，并辅以必要的非稳态的分析。3〕制冷系统的研究：汽车空调制冷系统与一般的制冷系统相比又有其自身的特点。主要表达在：①制冷系统的制冷能力要适应经常变动的负荷要求；②车外环境空气温度、湿度的变化直接影响到进入冷凝器外外表的空气参数；③汽车运行速度的变化直接影响到冷凝器冷却空气的流量。上述因素的变化都会对制冷系统的性能产生一定的影响。本修订版本增加了汽车空调冷凝器的设计计算步骤及设计中应注意的事项等内容。第一章汽车空调热负荷设计计算汽车空调热负荷设计计算的目的不仅在于可以为制冷系统的设计提供一定的参考依据，而且在于通过对构成热负荷各个组成局部的计算与分析，探讨各种因素对热负荷的影响，以寻求减少空调热负荷的方法与途径。空调热负荷的计算方法有稳态法和动态法两种。对于汽车来说，由于车体各局部的热容量很小、车体热惰性小、运行条件经常变化，用动态的方法计算相当困难。实践证明：只要设计计算中选定的参数接近实际情况，稳态的方法根本上是可行的，计算的结果是可靠和接近实测结果的。§1.1汽车空调的舒适环境§1.1.1车内设计参数的选择结合我国实际情况，提出在确定车内设计参数时可遵守以下原那么：〔1〕夏季车内温度应取在25℃～27℃，最高不超过28℃，冬季可取为16℃～〔2〕在夏季，考虑到车内外温差过大时易引起“热冲击〞，应对车内外温差有一定的限制，一般以5℃～7℃为宜，最大不要超过10t=20+(t-20)〔1-1〕式中：t—车内空调温度〔℃〕t—车外环境空气温度〔℃〕〔3〕车内相对湿度在45﹪～60﹪之间比拟适宜。由于一般汽车空调系统中缺少加湿装置，要保证这项指标在实际中有一定困难。〔4〕车内气流速度以0.3m/s～0.5m/s为宜。〔5〕根据“头凉脚暖〞的原那么，车内垂直方向空气引入量过大时会显著增加空调热负荷，应控制在头部温度比脚部温度低3℃〔6〕考虑到人的生理卫生要求，车内应补充一定量的新鲜空气。由于车内新鲜空气引入量过大时会显著增加空调热负荷，应以最低标准保证11m/人·小时的新鲜空气补充量。§1.1.2车外设计参数的选择由于汽车空调系统的运行条件是随着汽车运动而变化的，因此车外环境温度是变化而不易确定的参数。一般认为：在确定车外设计参数时，要根据不同车型及使用条件来选取适宜的车外设计温度和相对湿度。为了使空调热负荷设计计算结果有利于为制冷系统的设计提供参考依据。一般是把设计地点的夏至这一天作为设计日，并以当天的逐时气温作为设计温度。相对湿度的选取可参考设计地区的夏季平均相对湿度。一般情况下，车外设计温度在36℃～38℃之间，相对湿度为50﹪～70﹪§1.2汽车空调热负荷的组成§1.2.1热平衡模型以下图2—1是以稳态传热为根底建立的小轿车汽车空调系统的热平衡模型。图1-1汽车空调系统热平衡模型热量传递包括导热、对流、辐射三种方式。为了便于分析，该热平衡模型建立在以下三个假设根底之上：①车身热传递为一维稳态导热；②车厢内的热负荷只使车内空气和部件的温度升高；③车内各部件的温度与车内空气的温度均匀一致。§1.2.2热平衡方程根据上述热平衡模型建立的热平衡方程式如下：Q=Q+Q+Q+Q+Q+Q+Q+Q〔1-2〕式中：Q—空调热负荷〔W〕Q—通过车门与车顶传导进入车内的热负荷〔W〕Q—通过各玻璃外表以对流方式进入车内的热负荷〔W〕Q—通过各玻璃外表以辐射方式进入车内的热负荷〔W〕Q—从发动机室一侧传导进入车内的热负荷〔W〕Q—从行李箱及车厢地板处传导进入车内的热负荷〔W〕Q—空调风机造成的热负荷〔W〕Q—车内驾驶人员及乘客散发的热负荷〔W〕Q—密封处泄漏及补充新风进入车内的热负荷〔W〕§1.3汽车空调热负荷计算§1.3.1各局部热负荷计算〔1〕通过车顶与车门传导进入车内的热负荷Q在夏季，由于太阳辐射作用，使车体外表温度升高，外外表吸收的太阳辐射能量一方面通过对流方式与外界空气进行热交换，另一方面通过热传导传至车体内外表，再以对流方式传给车内空气构成热负荷。在太阳辐射作用下单位面积车体外外表吸收的热量Q如方程〔1-3〕所示：Q=A〔+I〕〔1-3〕式中：Q—单位面积车体外表吸收的热量〔W/㎡〕；A—车体外外表对太阳辐射的吸收率；—太阳辐射直射强度在车体外外表法线方向的分量〔W/㎡〕；—车体外外表接受的太阳辐射散射强度〔W/㎡〕。通过车体外外表与车门的进入车内的热负荷可以由建立车体外表的热平衡方程得到。对于稳态过程，其热平衡方程如下：Q=A〔t-t〕+A〔t-t〕〔1-4〕式中：A—车体内外表放热系数〔W/㎡·℃〕；t—车体内外表温度〔℃〕；A—车体外外表放热系数〔W/㎡·℃〕；t—车体外外表温度〔℃〕；t—车外环境温度〔℃〕；t—车内环境温度〔℃〕。由式〔1-4〕即可得出通过单位面积车体外表传导进入车内的热量为：Q=A〔t-t〕=Q-A〔t-t〕〔1-5〕在稳态情况下，通过车体外外表传导至内外表的热量等于车体内外表向车内空气的对流换热量，即：A〔t-t〕=〔t-t〕/R〔1-6〕式〔1-6〕中，R为车体材料的热阻，单位为：㎡·℃/W。1.在车子运行条件下，A只是运行速度的函数，而与t无关，因此可以由方程〔1-4〕～〔1-6〕联立求得Q的计算式，即：Q=Q-〔1-7〕式中：R=1/A,为车体外外表换热热阻〔㎡·℃/W〕；R=1/A,为车体内外表换热热阻〔㎡·℃/W〕。2.在停车条件下，可由方程〔1-4〕～〔1-6〕联立解得：A〔t-t〕+A〔t-t〕+A=0〔1-8〕式中：A，A，A为A，A，Q的函数，n为指数。在A，A，Q表达式的情况下，即可确定方程〔1-8〕中各项系数及指数，由迭代法可求得〔t-t〕。A，A的表达式可参考下面给出的推荐式，Q可由式〔1-3〕计算，这样便可由式〔1-5〕求得Q。3.停车条件下的放热系数a.车顶与车门内外表放热系数表达式为：A=5.6782〔2.0+1.03V〕〔1-9〕式中：V—车内空气流动速度〔m/s〕b.车顶与车门外外表放热系数表达式为：车门：A=2.63〔t-t〕〔1-10〕车顶：A=1.98(t-t)〔1-11〕4.在运行条件下，车顶与车门内外表放热系数仍如式〔1-9〕所示。车顶与车门外外表放热系数表达式为：A=4.41×V〔1-12〕式中：V—汽车运行速度〔m/s〕对各传热外表，在运动状态下，将A，A，Q代入方程〔1-7〕中；在停车状态下，将A，Q，〔t-t〕代入方程〔1-5〕中，即可求得运动和停车两种情况下通过单位面积车顶或车门进入车内的热负荷Q，再乘以各传热面积F，即可求得Q。即：Q=·F〔1-13〕式中：Q、F分别为通过某单位面积车门或车顶的热负荷和传热面积。〔2〕通过车窗玻璃进入车内的热负荷Q及Q。由于太阳辐射对玻璃具有一定的穿透性，因此，当太阳辐射作用在玻璃外表时有一局部能量透过玻璃以短波辐射的形式直接进入车内，另一局部能量被玻璃吸收后使玻璃外表温度升高，然后以对流的方式与车内外空气进行热交换，其余的能量那么反射回外界空间。这里先考虑以对流方式进入车内的热负荷Q。在太阳辐射作用下，单位面积玻璃吸收的热量Q为：Q=A·I+A·I〔1-14〕式中：Q—单位面积玻璃吸收的太阳辐射热〔W/㎡〕；A—入射角为i时的直射吸收率；A—玻璃的散射吸收率。利用与推导式〔1-4〕—式〔1-8〕相同的方法可得到通过单位面积玻璃外表以对流方式进入车内的热负荷Q计算式：Q=A〔T-T〕=Q-A〔T-T〕〔1-15〕以及：Q=Q-〔1-16〕式中：R=1/A，玻璃内外表的换热热阻〔㎡·℃/W〕；R=1/A,玻璃外外表的换热热阻〔㎡·℃/W〕；R—玻璃材料的热阻〔㎡·℃/W〕；A—玻璃内外表的换热系数〔W/㎡·℃〕；A—玻璃外外表的换热系数〔W/㎡·℃〕。对于各玻璃内外表，其外表换热系数表达式分别为：前窗：A=5.6782〔0.9+1.03V〕〔W/㎡·℃〕〔1-17〕侧窗：A=5.6782〔1.10+1.03V〕〔W/㎡·℃〕〔1-18〕后窗：A=5.6782〔1.10+1.03V〕〔W/㎡·℃〕〔1-19〕对于各玻璃内外表，其外表换热系数表达式分别为：停车条件下：A=1.98〔W/㎡·℃〕〔1-20〕式中：——玻璃外表与水平之间的夹角运行条件下：前窗：A=3.79V〔W/㎡·℃〕(1-21)侧窗：A=7.21V〔W/㎡·℃〕(1-22)后窗：A=4.65V〔W/㎡·℃〕〔1-23〕将A，A，Q，〔T-T〕分别代入方程〔1-15〕、〔1-16〕中，即可分别求得运动和停车两种情况下通过各单位面积玻璃外表以对流方式进入车内的热负荷Q。于是，通过各玻璃外表以对流方式进入车内的热负荷Q为：Q=〔1-24〕式中：F分别是各局部车窗玻璃的面积；Q分别是对应的车窗单位面积玻璃外表以对流方式直接进入车内的热量。②通过各玻璃外表以辐射方式直接进入车内的的热负荷Q透过单位面积玻璃直接进入车厢内的太阳辐射热量为：Q=T·I+T·I〔1-25〕式中：Q—透过单位面积玻璃直接辐射进入车厢内的太阳辐射热量〔W/㎡〕；T—入射角为i时的直射透过率；T—玻璃的散射透过率。假设车厢内部装置外表的吸收系数为A，那么在稳态条件下，透过单位面积玻璃进入车厢内被单位面积外表吸收的太阳辐射热全部散发给车内空气成为热负荷Q,即：Q=Q·A〔1-26〕式中：A——车内装置外表的吸收系数那么通过各玻璃外表直接辐射进入车内的热负荷Q为：Q=〔1-27〕式中：Q分别为通过各局部车窗单位面积玻璃直接辐射进入车内的热负荷，F分别是对应的车窗玻璃面积。〔3〕其它局部形成的热负荷①密封处泄露及引入新风进入车内的热负荷Q由于车体密封性问题及为了满足车内人员生理卫生要求而引入新风，需要考虑这局部热负荷。假设按照11m/人·时为最低新风引入标准，即v=11m/人·时,那么总的新风量为V=n·v〔n为乘员人数〕，假设换算成空气的质量流速，那么为G=·V〔为空气的密度〕。于是，总的新风热负荷Q可按照下式计算：Q=G〔h-h〕〔1-28〕式中：G—进入车内新风的质量流速〔kg/s〕；h—车外大气的焓值〔KJ/kg〕；h—车内大气的焓值〔KJ/kg〕。②从发动机一侧传导进入车厢内的热负荷Q假定从发动机一侧传导进入车内的热负荷Q与发动机一侧和车内空气温差成比例，那么Q可用下式表示：Q=K·F〔t-t〕〔1-29〕式中：t—发动机一侧的空气平均温度〔℃〕；t—乘客车厢的空气平均温度〔℃〕；K—传热系数〔W/m·℃〕；F—传热面积〔m〕。③从行李箱及车厢地板处传入车厢的热负荷Q与Q的分析方法相同，Q可用下式表示Q=K·F〔t-t〕〔1-30〕式中：t—行李箱及地板处空气平均温度〔℃〕；K—传热系数〔W/m·℃〕；F—传热面积〔m〕。实际计算中，常通过实验求得K·F，K·F的经验值。对于小轿车可取8W/m·℃～10W/m·℃，对于大中型客车可取20W/m·℃～30W/m·℃。④车内驾驶人员及乘客散发的热量Q对于驾驶人员可取Q=220W,对于车内乘客可取Q=102W。设有一个驾驶人员和n个乘客，那么有：Q=Q+n·Q〔1-31〕⑤空调风机造成的热负荷Q由于空调风机产生的热量将随空气进入车内，因此，一般电机的功耗Q也成为热负荷。§1.3.2太阳辐射特性计算由前所述，在计算各局部热负荷时需要知道太阳辐射的有关参数。讨论这局部内容的主要目的是为了计算太阳辐射在各外表上的直射辐射强度、散射辐射强度、地面反射强度，以及玻璃外表对太阳辐射的透射强度、吸收强度等有关参数。为此首先计算太阳辐射入射角i。1.太阳入射角i。经推导，太阳辐射入射角i可用下式表示：cosi=sin·cos+sin·cos·cos(ant) 〔1-32〕式中：i—太阳光线入射角，为太阳入射光线与外表法线之间的夹角。—太阳高度角，为太阳直射光线与它在水平面上的投影之间的夹角，随地点和时间而异。—墙面法线方位角，为墙面法线在水平面上的投影与正南方向之间的夹角。ant—太阳-墙面方位角，为太阳光线水平投影与墙面法线之间的夹 太阳辐射特性示意图2.太阳高度角的计算：sin=sin〔F〕×sin(D)+cos(F)×cos(D)×cos(H)〔1-33〕式中：F—所计算位置的纬度。—太阳赤纬〔太阳倾角〕，为太阳光线与地球赤道之间的夹角。H—时角，从太阳时中午算起的太阳角位移。H=15〔1-34〕—太阳时，根据太阳位置确定的时间。=地方平时+S〔1-35〕T=地方平时=北京时间+△T△T=〔地方经度-北京时间所在位置经度〕/15式中：S—时差，对钟表表示值的修正，这是由于地球自转不均匀，使日晷仪与钟表所表示的平时有差异而引起的修正值。ant=Z-式中：Z—太阳方位角，为太阳光线水平投影与正南方向间的夹角。tan(Z)=sin(H)/〔1-36〕利用上述各式求得Z及ant后，便可求得太阳辐射的入射角i。3.太阳辐射的直射强度I的计算设太阳在地球大气层外的平均辐射强度为I〔W/m〕，那么太阳辐射穿过大气层的直射辐射强度I可用下式计算：I=I·P〔1-37〕式中：P—大气透过率。于是太阳辐射直射强度在某外表法线方向上的投影为：I=I·cosi〔1-38〕4.太阳辐射散射强度I的计算：I=I+I〔1-39〕式中：I—天空辐射强度〔W/m〕；I—地面反射辐射强度〔W/m〕。I可用下式计算：I=0.5·I·sin〔1-40〕I可用下式计算：I=·I·F〔1-41〕式中：—地面反射率；C—天空散射辐射强度与到达地面的直射辐射强度之比；F—某外表与地面间的辐射角系数。5.不透明外表对太阳辐射的吸收某不透明外表对太阳辐射的吸收可用下式计算：B=A〔I+I〕〔1-42〕式中：A—不透明外表对太阳辐射的吸收率6.透明外表对太阳辐射的吸收与穿透a.每平方米玻璃外表的太阳辐射透射量为：Q=T·I+T·I〔1-43〕式中：T—玻璃对太阳辐射直射强度的透射率；T—玻璃对太阳辐射散射强度的透射率。b.每平方米玻璃外表对太阳辐射吸收量为：Q=A·I+A·I〔1-44〕式中：A—玻璃对太阳辐射直射强度的吸收率；A—玻璃对太阳辐射散射强度的吸收率。表1-1标准玻璃的太阳光学性能L，mm入射角I°0°15°30°45°60°70°80°90°381.180.980.278.171.359.535.40.0574.674.373.471.064.353.231.00.0671.571.270.267.761.150.429.00.037.27.27.48.814.826.250.7100.056.76.86.98.213.724.548.2100.066.56.66.77.913.323.747.2100.0T311.711.912.413.113.914.313.90.0518.718.919.720.822.022.320.80.0622.022.223.124.425.625.923.80.0§1.4空调热负荷设计计算与分析在前几局部，讨论了汽车空调热负荷的设计工况、热平衡方程、计算方法和计算公式等项内容。根据这些方法和计算公式，再结合所设计的汽车本身的结构参数和计算条件就可以进行汽车空调热负荷计算了。虽然不同车型的汽车，其结构参数、乘员人数、空调布置方式不尽相同，但空调热负荷的计算方法是一致的。一、设计条件与设计工况1．设计条件：客车乘员〔含驾驶人员〕共25人，客车各局部尺寸参数如下表所示：表1-2参数表位置面积〔㎡〕玻璃材料与水平面夹角前窗3.72钢化玻璃70后窗0.99标准玻璃90侧窗5.84标准玻璃0车顶16.79190左〔右〕侧9.1590前〔后〕侧0.96〔2.1〕90b.设计日选为7月21日；c.以长沙市为设计地点，长沙市地理位置：北纬28.2、东经113〔北京时间地理位置为北纬39、东经120〕；d.假设汽车以40km/时正南方向行驶。2.设计工况a.车内空调温度t选为27℃，相对湿度=50%；b.车内气流速度v=0.5m/s；c.车外设计温度为逐时气温t，相对湿度=75%。车外设计日逐时气温t的计算可采用下式：t=t-△t〔1-45〕式中：t—设计日第时刻车外气温〔℃〕；t—设计日最高气温〔℃〕;t—日较差；—模比系数。对长沙地区：t=36.2℃，△t=8.5℃，设计日逐时气温如下表所示：表1-3逐时气温T/h8910111213141516170.70.540.380.250.140.070.020.000.030.10t/℃30.2531.6132.9734.0835.0135.6136.0336.235.9535.35二、太阳辐射特性的计算太阳辐射特性计算的主要目的是计算有关太阳辐射的一些参数，如太阳的入射角及太阳辐射强度。根据本章1.1中提供的计算公式可求得各个时刻太阳入射角及太阳辐射强度，如下表所示：表1-4太阳辐射强度891011121314151617T/7.548.549.5410.5411.5412.5413.5414.5415.5416.54T7.448.449.4410.4411.4412.4413.4414.4415.4416.44T//4.563.562.561.560.56-0.44-1.44-2.44-3.44-4.44H68.453.438.423.48.4-6.6-21.6-36.6-51.6-66.628.0641.1753.3867.4579.3080.3368.9755.9742.7629.62Z99.6293.6286.5275.7247.09-40.30-73.82-85.51-92.84-98.96Idn523.6687.3782.0834.8858.7871.4838.8789.6701.2548.5Idv455.5605.3454.6311.1116.794.7289.6440.5512.9471.0表中：—太阳时；T/—地方平时；T—北京时间；T//—所计算时刻离开中午的小时数；H—时角，从太阳时中午算起的太阳角位移；—太阳高度角；Z—太阳方位角。三、各局部热负荷的计算①通过车体传导进入车内的热负荷Q。由前述局部的〔1-3〕、〔1-7〕、〔1-13〕作为理论依据可得：a.通过车顶进入车内的热量。查阅文献：C=0.136〔C为一无量纲量，其物理意义为天空散射强度与到达地面的直射强度之比〕，=℃。故F=1.0，F=0.0，A=0.7R===0.033〔㎡·℃/W〕R===0.078〔㎡·℃/W〕钢板：=48.15W/m·℃软木：=0.058W/m·℃对于空气层，取R=0.10㎡·℃/W这里所指的空气层热阻不是单指空气层，而是由某些车体结构附加材料及空气间隙等折合而成的热阻。由上可得总热阻R=R+R+R=0.317㎡·℃/W，此为总热阻。但考虑到立柱的存在，作为一个传递热量的“热桥〞加速了车体的热量传递，故取总热阻为：R=0.3㎡·℃/W对于车顶，F=16.791㎡,t=27℃由Q=A〔I+I〕=0.7〔I+I〕Q=Q-=Q-〔1-46〕由此可求得车顶热负荷，如下表所示表1-5通过车顶传导进入车内的热负荷〔F=16.791㎡〕891011121314151617n90909090909090909090i61.9448.8335.6222.5510.709.6721.0334.0347.2460.04Idv246.3452.4635.7771.0843.8859.0782.9654.4476.1273.9Ids71.293.5106.4113.5116.8118.5114.1107.495.474.6Idg0000000000Id71.293.5106.4113.5116.8118.5114.1107.495.474.6Qba222.3545.9740.1884.5959.6977.5897.0761.8571.5348.6Qb35.676.2102.3122.1134.3137.6130.1115.693.666.8QWB1597.81279.51717.72050.22255.02310.42184.51941.01571.61121.6b.通过车体左侧进入车内的热量。C=0.136，=900，=900，F=F=0.5，A=0.7。车体总热阻与a.相同：R=0.3㎡·℃/W，F=9.15㎡,t=27℃，Q及Q计算与a.相同，结果详见下表：表1-6通过车体左侧传导进入车内的负荷〔F=9.15㎡〕891011121314151617n9.623.62-3.48-14.22-42.91-130.3-163.8-175.5-182.8-188.9i29.5528.2754.4668.1282.1896.24110.2123.91137.01149.17Idn523.6687.3782.0834.8858.700000Idv455.5605.3454.6311.1116.700000Ids35.646.753.156.858.459.357.153.747.737．3Idg34.960.185.3106.1120.1122.2112.195.271.443.2Qba368.2498.5415.2331.2206.6127.1118.4104.283.656.4Qb51.970.966.260.849.943.143.642.639.434.4QWB2474.9648.7605.7556.3456.6394.4398.9389.8360.5314.8c.通过车体右侧进入车内的热负荷。各参数值与左侧相同，即C=0.136，=900，=900，F=F=0.5，A=0.7，R=0.3㎡·℃/W，F=9.15㎡,t=27℃。结果详见下表：表1-7通过车体右侧传导进入车内的热负荷〔F=9.15㎡〕891011121314151617n189.62183.62176.52165.78137.0949.7016.184.49-2.84-8.96i150.45151.73125.54111.8897.8283.7669.8056.0942.9930.83Idn00000871.4838.8789.6701.2548.5Idv0000094.7289.6440.5512.9471.0Ids35.646.753.256.858.459.357.153.747.737.7Idg34.960.185.3106.1120.1122.2112.195.271.443.2Qba49.474.897.0114.0124.9193.3321.2412.6442.6386.1Qb16.423.830.936.540.850.566.176.879.371.0QWB3150.1217.8282.7334.0373.3462.1604.8702.7725.6649.7d.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=0.96㎡〕891011121314151617n99.6293.6286.5275.7247.0940.3073.8285.5192.8498.96i98.5392.7287.9784.6082.7482.6484.2687.4992.0897.80Idn00782.0834.8858.7871.4838.8789.6701.2548.5Idv0027.7078.56108.50111.6383.3934.5800Ids35.646.753.256.858.459.357.153.747.737.3Idg39.768.392.7110.5120.1122.2112.195.271.443.2Qba52.780.5121.5172.1200.9205.2176.8128.483.456.4Qb16.824.533.643.049.351.850.045.239.634.4QWB416.123.532.341.347.349.74843.438.033.0e.通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=2.1㎡〕891011121314151617n80.3886.3893.48104.22132.97139.7106.1894.4987.1681.04i81.4787.2892.0395.4097.2697.3695.7492.5187.9282.20Idn523.6687.3000000701.2548.5Idv77.6632.600000025.6974.24Ids35.646.753.256.858.459.457.153.747.737.3Idg39.768.392.7110.5120.1122.2112.195.271.443.2Qba107.1103.3101.5117.1125.0127.1118.4104.3101.4108.6Qb22.827.031.436.840.943.143.642.641.640.1QWB547.8856.765.977.385.990.591.689.587.484.2②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〔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，=0.927W/㎡·℃。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1-10通过车前窗玻璃以对流进入的负荷〔F=3.72㎡〕891011121314151617n99.6793.6286.5275.7847.0940.0373.8285.5192.8498.96i98.5292.7287.9784.6082.7484.2684.2687.4992.8097.80Adi0000000000Idv0027.778.56108.5111.6383.3934.5800Id75.3115145.9167.3178.5181.5169.2148.9119.180.5Qga18.428.135.640.843.644.341.336.329.119.6Qg23.637.541.244.949.352.963.563.360.254.5QWG187.8139.5153.3167.0183.4196.8236.2235.5223.9202.7〔2〕.通过车后窗以对流方式进入车内的负荷。各局部热阻：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=0.99㎡〕891011121314151617n80.3886.3893.48104.22132.97139.70106.1894.4987.1681.04i81.4787.2892.0395.497.2693.2695.7492.5187.9282.20Adi0000000000Idv77.6632.600000025.6974.44Id75.3115.0145.9167.3178.3181.5169.2148.9119.180.5Qga18.428.135.640.843.644.341.336.329.119．6Qg23.934.344.252.158.562.364.364.561.956.0QWG223.734.043.851.657.961.763.763.961.355.4〔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=5.84㎡〕891011121314151617n9.623.62-3.48-14.22-14.22-42.91-130.3-163.8-175.5-188.9i29.5528.2754.4668.1282.1896.24110.2123.91137.01149.7Adi0.2270.2280.1910.131000000Idv455.5605.3454.6311.1116.700000Id70.5106.8138.4162.9178.5181.5169.2148.9119.180.5Qga119.2161.9117.877.246.040.737.933.426.6818.0Qg42.358.962.364.365.770.272.973.570.664.9QWG3247.0344.0363.8375.5383.7410.0425.7429.2412.3379.0⑷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=5.84㎡〕891011121314151617n189.62183.62176.52165.78137.0949.716.194.49-2.84-8.96i150.45151.73125.54111.8897.8283.7669.8056.0942.9930.89Adi0000000.120.1860.2140.226Idv0000094.7289.6440.5512.9471.0Id70.5106.8138.4162.9178.5181.5169.2148.9119.180.5Qga17.226.133.840.043.644.376.1118.2138.9126.2Qg26．738.249.558.666.170.778.586.187.380.9QWG4155.9223.1289.1342.2386.0412.9458.4502.8509.8472．5b.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=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=3.72㎡〕891011121314151617n99.6293.6286.5375.7847.0940.0373.8285.5192.8498.96i98.5392.7387.9284.6082.7482.6484.6487.4992.0897.80Idv0027.778.6108.5111.683.434.600Id75.3115.0145.9167.3178.5181.5169.2148.9119.180.50Adi0000.1350.2060.2070.14800Qta51.077.998.8123.9143.2140.1126.9100.880.654.5Qb35.754.569.286.7100.2102.388.870.656.438.2142.1QWBI1132.8202.7257.4322.5372.7380.6330.3262.6209.8表1-15通过后窗以直射辐射方式进入车内的负荷〔FB=0.99㎡〕891011121314151617n80.3386.3893.48104.32132.97139.70106.1894.4987.1681.04i81.4787.2892.0395.4097.3695.7492.5187.9286.7682.2Idv77.6632.600000025.6974.44Id75.3115.0145.9167.3178.5181.5169.2148.2119.180.5Adi0.2460.02200000000.047Qta70.178.698.8113.3120.8122.9114.5100.880.654.5Qb49.155.059.279.384.686.080.270.656.438.2QWBI248.654.558.678.583.885.179.469.955.837.8〔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=5.84㎡〕891011121314151617n189.62183.62176.52165.78137.0949.7161.84.49-2.84-8.96i150.45151.73125.54111.8897.8283.7669.8056.0942.9930.83Idv0000094.7289.6440.5512.9471.0Id70.5106.8138.4162.9178.5181.5169.2148.9119.180.5Adi000000.1670.5060.6360.6840.709Qta47.772.393.7110.3120.3138.7261.0381.0431.4388.4Qb33.450.665.677.284.697.1182.8266.7302.0271.9QWBI3195.1295.5383.1450.8494.1567.11067.61557.51763.71587.9表1-17通过左车窗以直射辐射方式进入车内的负荷〔FB=5.84㎡〕891011121314151617n9.623.62-3.48-14.22-42.91-130.3-163.8-175.5-182.8-188.9i29.5528.7754.4668.1282.1896.24110.20123.91137.01148.17Idv455.5605.3454.6311.1116.700000Id70.5106.8138.4162.9178.5181.5169.2148.9119.180.5Adi0.7040.7050.6450.5290.22300000Qta368.4499.0386.9285.4146.9122.9114.5100.880.054.5Qb257.9349.3270.8199.5102.886.080.1570.5656.038.0QWBI41506.12039.91581.51165.1600.4502.2468.1412.1327.0221.9c.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拟大，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=40×〔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+102×24=2668Wf.风机电机产生的热负荷：风机热负荷为：Q=250Wg.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〔如翻开车门〕等实际情况，每个乘员新风需要量取20m新风量：CV=25×20=500m3d=622〔1-52〕按空气平均温度查取PVS求得d，从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〕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891011121314151617tw30.2531.6132.9734.0835.0135.6136.0336.2035.9535.35hn55.9455.9455.9455.9455.9455.9455.9455.9455.9455.94Pvs43.0446.5050.2853.2156.2258.1659.5060.0759.0357.33d20.4722.1824.0525.2527.0128.0028.6628.9528.2627.571.141.121.121.111.111.101.101.101.101.11GV0.1580.1560.1560.1540.1540.1530.1530.1530.1530.154hw82.7588.5494.7699.00104.50107.67109.21110.73109.47106.29Qv4236.05085.66055.96631.27478.27914.78150.38382.98190.17753.9表1-19空调系统总负荷8910111213141516171286.82226.22704.33059.13218.13307.13327.83166.42783.12203.3514.4740.6850936.310111081.411841231.41207.31109.61882.62592.62280.62021.9155115351945.42302.12356.31989.74236.05085.66055.96631.27478.27914.78150.38382.98190.17753.9250960920266812718154431668917442180561863619406198811933517855§1.5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.空调热负荷由各个局部组成。各局部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负荷，由于车内乘客人数较多，这局部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拟大。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.通过车体外表传导进入车内的热负荷；2.通过车窗玻璃外表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拟大。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外表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外表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局部地减少由玻璃进入车内的热负荷，并且可以使车内人员防止太阳光线的射。第二章汽车空调制冷系统各部件的匹配设计汽车空调制冷系统各部件匹配设计的主要内容为：1.根据汽车车型及结构特点确定制冷系统的的布置形式；2.根据所需的制冷量及确定的设计工况进行热力计算；3.根据热力计算的结果进行冷凝器，蒸发器的设计及压缩机的选型；4.制冷系统辅助部件设计或选型〔储液枯燥过滤器、热力膨胀阀等〕；5.连接各制冷部件的管道设计；6.空气送风风道设计§2.1汽车空调制冷系统的热力计算热力计算是制冷系统设计计算的根底，热力计算的主要目的是求出热力循环的各项性能指标，并为制冷系统各部件的设计提供依据。§2.1.1制冷系统设计工况确实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确实定冷凝温度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12℃～15tk=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确实定尚需考虑以下因素：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℃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=KF△t，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不可能无限制的降低，当t0﹤0℃，有可能在蒸发器的肋片局部结霜，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8℃～10t0=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℃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、大焓差的原那么，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3℃～5℃。一般认为：△tsc=5℃～8〔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5℃～7℃。对于汽车空调系统，压缩机的吸气温度一般为15℃～18℃.当蒸发温度为0℃，有效过热度为5℃～7℃，无效过热度为10℃～11℃，总的过热度△tsc§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。设计条件和设计工况①由第一章的空调热负荷计算可知热负荷的最大值为19880.8W。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1.1～1.3〕，如：Q0=k·Qw=1.1×19880.8=21.868kW②确定制冷剂：选取制冷剂为R134a。③确定设计工况。取冷凝温度tk=60℃，对应的饱和压力：Pk=16.813×105Pa。蒸发温度t0=0℃，对应的饱和压力P0=2.928×105Pa。过冷度△tsc=7℃；过热度△tsc〔2〕热力计算①根据设计工况画出制冷循环的压焓图〔lg-h图〕，见图2-1。②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=2.928×105Pa；tk=60℃，Pk=16.813×105Pa；t1/=7℃，t1//=15℃；t3/=53℃。各点的焓值：h1/=405KJ/kg,v1/=0.07m3/kg；h1//=412KJ/kg,v1//=0.073m3/kg；h2/=450KJ/kg,h3/③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工程公式结果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/q00.1682kg/9实际输气量Vs=qm·v1//0.01228m3/10理论输气量Vh=Vs/0.01889m3/11功率消耗N0=qm·w06.392Ni=N0/7.795Ne=Ni/8.4712热力完善度=T0/(Tk-T0)4.55=/0.61813冷凝器热负荷QK=qm·qk30.30kW§2.2汽车空调用压缩机的匹配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=0.1682kg/〔3〕压缩机的理论输气量：Vp=qm·v1///=0.01889m3/s〔4〕查压缩机产品目录，按压缩机选型原那么选择适当的型号，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为汽缸数；n为压缩机转速〔r/min〕。选用6FW7开启式活塞压缩机：D=70mm，S=55mm，Z=6，n=1440r/min。〔5〕校核：=D2·S·Z·n=×0.072×0.055×6×1440=0.03m3/s＞0.01889m3/s经校核，所选压缩机符合使用要求。§2.3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，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，到达制冷的目的。在该过程中制冷剂那么逐步汽化沸腾为低温低压的过热蒸汽。§2.3.1蒸发器设计计算一、计算条件由热力计算结果可知：制冷量Q0=21.868kW,蒸发温度℃；制冷剂R134a的循环量为kg/s；：进蒸发器的回风温度℃，相对湿度%；为了便于布置和安装，蒸发器分成两个并联的蒸发器。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：单位管长肋片外表积：=；单位管长肋片基管外外表积：=；单位管长总外外表积：=+；单位管长管内外表积：=〔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12℃～15℃。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，=35.3kJ/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℃，=7.6g/kg干空气。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℃，=9.5g/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：===1939(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=1701〔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。2.②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：=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=500～104；0.18～0.35；=-40℃～40℃；=4～50；=2～5，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〕考虑到错排应有所放大：取放大系数=1.1那么：〔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：R134a的质量流量=0.1682kg/s=605.52kg/h，估计管内外表热流量=13100W/m2；初步取R134a的质量流速=250kg/m2·s，那么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；那么每一分路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，那么得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，那么总的传热系数如果不计R134a流动阻力对蒸发温度的影响，那么传热温差为：〔℃〕九、单位热流量及蒸发器结构尺寸确实定：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，那么：〔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：[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)由于沸腾准那么数：雷诺准那么数：〔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，那么平均干度由℃，，，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)由以下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：—考虑翅片外表粗糙度的系数，对粗糙的翅片外表=0.0113；—沿气流方向的翅片长；∴Pa根据析湿系数，查得系数于是：Pa§2.3.2冷凝器设计计算1.根据热力计算结果确定冷凝器的热负荷Qk由前面的热力计算结果可知，客车空调系统冷凝器热负荷Qk总=30.3kW〔制冷剂为R134a〕。冷凝器由两个相同的冷凝器并联组成，这样每个冷凝器的热负荷为：Qk===15.15〔kW〕2.空气流量确实定设冷凝器的进口温度t1=36℃,相对湿度=75%；冷凝器出口温度t2=44℃,空气在冷凝器中的温升为8V=〔m3/s〕式中：和应为湿空气〔即干空气+水蒸汽〕的数值，具体求法如下：根据t2=44℃,t1=36℃，可得==40℃，在此温度下，湿空气的饱和蒸汽压力=73.75×102Pa，故湿空气的含湿量：d=622=622×=36.4〔g/kg干空气〕故干空气的质量成分：===0.965所以，水蒸气的质量成分：=1-=1-0.965=0.035：干空气的比热=1.005kJ/kg·℃；水蒸汽的比热=1.885kJ/kg·℃；那么：湿空气的比热为：=·+·=1.005×0.965+1.885×0.035=1.036〔kJ/kg·℃〕湿空气的气体常数为：=·+·=287×0.965+461×0.035=293〔J/kg·K〕由===0.9053〔m3/kg〕那么湿空气的密度为：===1.1046〔kg/m3〕于是便可确定冷凝器冷却空气流量V。即：V===1.71(m3/s)3.冷凝器型式及结构尺寸初步规划〔1〕冷凝器采用管片式结构。制冷剂在管内流动，管外套有铝质肋片、空气掠过管外带走制冷剂放出的热量，到达制冷的目的，其主要参数为：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。传热片为平铝片：翅片厚为=0.15mm，翅片间距=2.2mm，导热系数=204W/m·K。〔2〕采用正三角形错排：管间距=25mm，排间距==25×=21.65mm，沿空气流动方向管簇设为3排。选择迎面风速为=6m/s。表3-2主要结构尺寸参数表参数翻边后总外径mm肋片面积m2/m基管面积m2/m总传热面积m2/m肋化系数内外表积m2/m公式=+2===+==数据10.30.41630.03020.446515.280.0308〔3〕求空气侧换热系数及肋片效率净面比：==；最窄流通截面空气流速=；=；=。依次代入式中各参数值得：=0.5479，=10.95(m/s)，=3.598〔mm〕取=3排，=3=3×25×=64.95〔mm〕∴==18.05=定性温度为空气进出口平均温度，定性尺寸为当量直径，上式中有关参数为：==0.518-+-将=18.05代入上式，得=0.329===0.10=0.455+=0.455+0.0066×18.05=0.569=-0.28+=-0.28+=-0.094==对于叉排管束，修正系数为1.1∴，代入数值，得(W/m2·℃)〔4〕翅片效率：对于叉排管束：；；；==∴=∴翅片效率==0.77外表效率〔5〕求管内侧冷凝换热系数：由于对R12的管内冷凝放热已有较为成熟的公式可供使用，对于R134a的冷凝放热虽然目前国内外已经开展了广泛的研究，但真正实用的公式并不多见。比拟简单可行的方法是以R12的计算公式为根底进行计算，然后乘以一个修正系数，即得R134a的计算结果。对管内沸腾放热系数的计算也可采用上述方法进行。a.采用R12时管内冷凝放热系数的计算R12在管内凝结放热根据下式计算：氟利昂蒸汽在空冷冷凝器管内冷凝时一般处于液态层流层，此方程式可改为：式中：均为物性参数，为管道壁温。假设=50℃，定性温度为：==55℃，由此查得：，=18.574.∴忽略铜管热阻，由于管内外换热量应相等，故有：··