汽车空调系统的节能研究样本

目录TOC\o"1-2"\h\u3039第1章引言 197551.1.背景及意义 1167641.2.国内外研究现状 25001第2章汽车空调概述 3188232.1.汽车空调作用 364152.2.汽车空调发展概况 3133462.3.汽车空调工作环境及规定 4274812.4.汽车空调系统基本构成 4317642.5.汽车空调类型 5306432.6.汽车空调特点 5185762.7.汽车空调发展方向 625400第3章汽车空调系统设计 787573.1.汽车空调系统设计参数拟定 7215803.2.汽车空调热负荷计算 8238243.3.汽车空调压缩机选型 10248593.4.膨胀阀选型 12183413.5.蒸发器设计 1348593.6.冷凝器设计 1928489第4章节能性分析 22117404.1.原有车辆空调系统参数简介 2231624.2.原非独立式空调系统特点 2392584.3.非独立式空调系统布置简图 2334.4.当前设计节能分析 2489074.5.从客观使用方面进行节能 2611264第5章总结与展望 28道谢2926498参照文献 30引言汽车空调作用已是总所周知。汽车空调装置不再是豪华奢侈象征，不但轿车、客车上采用，货车、工程车上也纷纷安装空调装置。人们对空调需求越来越迫切，对汽车空调质量规定也越来越高。近几年来，国内公路大量新建，特别是高速公路迅速发展，有力带动了公路客运事业特别是高速客运事业迅猛发展：同步，随着地球表面日益变暖和人民生活水平提高，增进都市公交开始采用空调客车，这方面因素导致对客车空调器需求增大。[1]由于客车车型基本上都是国内自行开发，其空调系统需国内客车厂和空调器厂自行设计，配套。并且如今面临能源紧缺危机，如何使汽车空调更加高效节能是各个生产厂商急需解决问题。随着汽车消费群体对汽车空调节能和环保规定越来越高，老式汽车空调单一性舒服性条件已无法满足人们对汽车空调保证原有舒服性基本上节能和环保规定，对既有汽车空调进行改进和改造迫在眉睫。如今诸多技术人员也在不断地对汽车空调如何节能做大量研究实验，当前生活中人们除了在室内用空调较多外，出门开车也规定车内温度，风速等舒服性，这一方面体现了社会生活水平提高，另一方面又显现出节能必要性，然而对于内燃机节能，提高效率已然是很遥远事情了，反而对于占发动机功率10%汽车空调系统，有很大效率提高空间。为了减少全球温室效应，使汽车空调更加节能更加环保，是势在必行事情。研究提高汽车空调节能和环保性能办法，以及如何满足汽车空调使用者对节能和环保规定。当前汽车空调节能和环保在国内外有很辽阔发展空间，对其研究改进可带来巨大经济效益。背景及意义随着人们生活水平提高，汽车消费量也在与日俱增，人们在购买汽车同步对汽车空调能耗提出了更高规定。空调作为汽车重要部件，其能耗高低是影响汽车消费者选购及使用汽车重要指标之一。当前汽车空调大多都处在侧重于舒服性设计阶段，而能耗大小在另一方面，这种设计方式不但能耗没有减少并且其环保性也不高，满足不了当今消费者对汽车空调规定。针对这一状况，本文从构造、使用、维护及技术等多方面阐述了汽车空调节能办法，从而使汽车在保证车内舒服性同步具备更好经济性和环境和谐性。随着汽车消费群体对汽车空调节能和环保规定越来越高，老式汽车空调单一性舒服性条件已无法满足人们对汽车空调保证原有舒服性基本上节能和环保规定，对既有汽车空调进行改进和改造迫在眉睫。提高汽车空调节能和环保性能办法，以及如何满足汽车空调使用者对节能和环保规定。当前汽车空调节能和环保在国内外有很辽阔发展空间，对其研究改进可带来巨大经济效益。国内外研究现状第二次世界大战后，汽车空调开始了实质性发展，不但数量上迅速发展，技术上也不断更新，人们越来越结识到汽车空调好处。[2]汽车装有空调后，提高了乘坐舒服性。国内汽车空调起步较晚，从上世纪60年代初，才开始在红旗轿车上采用空调。近年来发展速度不久，国产轿车已80%装有空调。国内既有重要汽车空调生产厂家20多家，其中绝大某些是引进国外技术生产线和生产设备，尚有些是中外合资公司，国内汽车空调技术研究和开发与国外差距正在逐渐缩小。从当前国内汽车空调生产状况来看，压缩机、蒸发器、冷凝器国产化率并不高，大多数还是用国外产品或技术，这也是制约国内汽车空调向前发展一大绊脚石。新型R134a汽车空调装置正处在推广运用中。然而当全世界大张旗鼓运用R134a取代R12技术转换工作时，由于环保问题越来越受到注重，人们又被R134a温室效应所困扰，R134a与润滑油相容性也不能令人满意，[8]R134a以为只是一种过渡性代替物，古老CO2制冷剂将重新受到注重。

汽车空调概述汽车空调作用空调即空气调节，空气调节就是对一封闭空间内空气温度，湿度，清新度等进行调节，使封闭空间空气环境达到对人体最适当状态。而汽车空调就是用于汽车上空调系统。汽车空调拥有制冷功能，通过对空气冷却除湿使车内达到凉快舒服度。而取暖功能在冬天通过对车内空气加热除湿，使车内达到温暖舒服限度。当车内空气混浊时候可以通过空气净化装置除去进入车内空气中尘埃，异味，使车内空气变得清洁。还可以控制通风口气流速度给人以舒服享有。汽车空调发展概况汽车空调技术随着汽车日益普及以及人们对汽车舒服性，安全性规定提高而发展起来。其发展过程大体为：单一取暖，单一制冷，冷暖一体，自动控制，微解决器控制五个阶段。1.单一取暖阶段1927年，在美国纽约市场上浮现了第一台汽车空调装置，这种装置只能称之为“加热器”，只是在汽车车厢内增长了热量，能起到一定保暖作用。当前在寒冷北欧，亚洲北部地区仍在使用这种单一取暖功能空调系统。2.单一制冷阶段1939年美国一方面在轿车上安装机械式制冷空调，为世界汽车空调市场开辟了发展之路。这种单一冷气装置只能在夏天使用，起降温作用。这种单一制冷空调系统当前仍在热带，亚热带地区使用。3.冷暖一体化阶段1954年，第一台冷暖一体化整体式汽车空调设备在美国Nash牌小客车上浮现。汽车空调才开始具备调控车内温度和湿度功能。当前这种空调系统已得到广泛使用。4.自动控制阶段人工控制冷暖一体化空调系统增长了驾驶员操作量，且不易实现最佳调节效果。因而人们就开始着手研究自动控制汽车空调。1964年，第一台自动控温汽车空调在美国通用汽车公司凯迪拉克豪华轿车中浮现。这种空调系统可以预先设立温度，空调能自动地工作，将车内温度控制在设定范畴内。微解决器控制阶段1973年美国和日本联合研究由微解决器控制汽车空调系统，并在1977年用于轿车上。相比于模仿控制自动空调系统，微解决器控制系统其功能提高了，并实现了空调运营与汽车运营有关统一。从而提高了汽车整体性能和乘坐舒服性。汽车空调工作环境及规定汽车空调工作环境与室内空调有很大区别，因而对其有特殊规定。[4]其特殊性有一下几方面：（1）承受频繁振动及冲击，因而汽车空调规定零部件有足够强度和抗振能力，规定系统管路连接牢固，防泄漏能力强。（2）空调热负荷大，规定汽车空调制冷量大，降温药讯速。（3）需要汽车发动机承担空调动力源，独立式汽车空调除外。规定汽车空调效率要高，空调设备大小选取和控制要合理既能满足制冷需要又不会影响汽车正常行驶。（4）汽车构造空间有限，因此规定汽车空调构造紧凑，各部件体积要小，重量轻。汽车空调系统基本构成当代汽车基本已采用冷暖一体化自动空调系统，此类自动空调系统由制冷系统、采暖系统、通风和空气温度调节系统、空气净化装置以及电子控制系统五个某些构成。制冷系统压缩机通过做功将车内热量搬到空气中，制冷系统工作时通过制冷剂气态与液态互相转换，进行吸热与放热热循环过程，从而减少了车内空气温度。采暖系统冬季空调系统运用发动机冷却水箱余热、废弃余热或者运用燃烧器燃烧热，通过加热器加热空气，再通过风机进入车内，使车内温度升高。3.通风和空气温度调节系统在车内空气混浊，不流通时，通风系统可通过鼓风机、进风口风门、风道，将车外新鲜空气引入车内，达到换气目；空气温度调节则是通过相应控制开关控制进入风量，并将冷风、热风、新鲜空气合理地混合，达到驾驶员设定适当气流送入车内。空气净化装置当车内空气有大量尘埃、异味或其她有害气体时，可以通过空气净化装置使车内空气变得清新。5.自动控制系统控制系统由各种传感器、控制器及执行器构成，通过这些原器件来控制压缩机转速，节流阀开口大小，风速等，来实现车内温度风速适当性。汽车空调类型不同通途，不同类型汽车均有相应空调系统，因此当代汽车空调有诸各种构造类型。其大体有如下几种。1.按空调功能分：有单独功能空调系统，要么只有制冷，要么只有取暖。其系统是各自独立工作互相之间互不干涉。此类空调多用于大型客车和载货汽车上。尚有就是冷暖一体化空调系统，制冷、取暖、通风都用一种风机一种风道，可在控制面板上对它进行控制。此类空调多用于轿车上。2.按压缩机驱动方式分：有独立式空调，该空调系统压缩机有专门发动机来驱动，不和汽车共用发动机。制冷量也非常大，工作稳定，成本高。但此类空调质量大，多用于大型豪华大巴上。尚有就是非独立式空调，此类空调压缩机与汽车共用发动机驱动力。因而它构造紧凑，但其制冷性能受汽车发动机工作影响，工作稳定性较差。多用于小型客车和轿车。3.按开空调系统调节方式分：有手动调节空调系统，此类空调要由驾驶员通过控制面板上功能键完毕对车内温度、风速、风向调节。当前此类空调还用于大多数汽车上。另一类就是自动控制空调系统，它由电子控制器依照有关传感器电信号，自动对车内温度、风速、风向进行调节。可以实现全面、全方位最佳调节。而却自动控制空调系统又分模仿控制和微机控制两种，当代汽车越来越多地采用微机控制自动空调系统。汽车空调特点汽车是使用于道路运送用，因此汽车常年置于太阳，风雪之中，隔热办法也是有限；汽车行驶时尚有大量风进入车内，导致车内热负荷增大；汽车行驶速度也是变化无常，很难保证空调系统稳定运营。因而汽车空调比室内空调工作环境恶劣得多。其详细工作特点有如下几点：在夏季时，由于汽车内部空间较小，始终受阳光照射，并且还受地面辐射热，发动机辐射热和人体散热。因而汽车空调热负荷是非常大。汽车空调制冷压缩机是不能用电力做动力，它是靠发动力来驱动，因而在汽车行驶路况不同状况下，压缩机转速等会受一定影响。汽车行驶速度快，制冷量就大；低速时制冷量就小，特别是轿车空调。同步对汽车加速性能等也导致有关影响。由于汽车是“移动房间”因此空间紧凑，空调装置布置起来比较困难，因而各种汽车空调部件通用性较差。汽车内乘员所占空间比较大，加上座椅等高低不同布置，直接影响了车内风速和温度分布均匀性。从而一定限度上影响了人舒服性。大多数汽车冷凝器都位于发动机水箱前，因而受水箱辐射热影响，冷凝效果较差。导致冷凝压力偏高。当汽车在颠簸不平道路上行驶时，振动厉害，空调系统连接管路接口处容易松动，从而产生制冷剂泄漏现象。汽车空调制冷系统中制冷剂循环流量变化范畴大，给设计带来某些困难。汽车空调发展方向1.向全自动化方向发展，当前在汽车上使用冷暖一体化空调手动控制还占多数，车内温度，风速，风量等还得靠人感觉来调节。这样很难达到最佳状态。随着人们对汽车舒服性规定进一步提高和微机控制技术进一步成熟，汽车空调自动控制技术会更加完善，其应用也将迅速普及。2.空调系统智能化，为提高汽车舒服性和安全性，汽车空调在微机化控制基本上，进一步向着智能化方向发展。除了能分析判断车内空气温度、湿度、清新度等参数并自动将车内空气调节到人体感觉最适当状态外，还能依照车内外温差自动控制空调有关系统工作，以防止汽车玻璃窗上产生雾影响驾驶员视线。3.高效节能、小型轻量化，部件构造更快凑、效率更高、系统布局更合理，是汽车空调高效节能、小型轻量化核心。在压缩机方面，当前大量采用往复式压缩机将逐渐被制冷效率更高涡旋式压缩机所取代。冷凝器发面，将采用换热效率更高平流式，蒸发器采用层流式，散热翅片采用超级条缝片。在制冷管路方面，通过优化设计使管路更加合理。4.采用新空调技术，当前汽车空调基本上都是采用蒸汽式压缩，也可以研究通过其她制冷方式来设计汽车空调系统。如氧化物制冷、固体吸附制冷、吸取式制冷等汽车空调系统，充分运用发动机余热或冷却液热量来驱动制冷系统，以达到节能目。

汽车空调系统设计汽车空调系统设计参数拟定车体总容积92m3，车长10.7m，宽2.48m，高3.47m大型空调客车。依照7月1日太阳辐射记录资料显示：气温为35℃，正午12时以40km/h车速往正南方向行驶，车室内温度27℃。大概新风负荷占30%，车身围护构造传热占30%以上，人体热负荷超过20%，而太阳辐射及玻璃传热只占10%；因而若减少热负荷应以改进车身隔热为主。制冷工况：蒸发温度为tk=0℃，冷凝温度为te=63℃，过冷温度t4=57℃，吸气温度t1=10℃，环境温度t0=35℃,压缩机正常转速n=1800r/min。依照人体卫生规定，空气中二氧化碳含量不能超过0.1%，氧气含量控制在（18～20.7）%。为此，每人应有（20～25）m3/h新鲜空气量。考虑到普通车内持续停留时间不会太久，汽车制冷机容量不也许太大，过多新鲜空气将消耗过多空调能量，因而计算时，汽车车内新鲜空气量下限可定为11m3/h，或占所有通风量10%。以上海市龙港快线B同类型金龙客车KLQ6920E3为例，其详细参数见表1，外观见图1。表1整车技术参数整车技术参数型号:KLQ6920E3外形尺寸长×宽×高（mm）:10700x2480x3470最大总质量（kg）15000座位数45+1+1(23-49)底盘型号KLQ6113R最高车速（km/h）115最大爬坡度（％）20制动距离（满载、30km/h）（m）≤10限定条件下燃料消耗量（L/100km）发动机型号锡柴道依茨7140CC）最大功率/转速[KW(ps)/rpm]162(240)/2200最大扭矩/转速（N.m/rpm）950/1400-1600排量（ml）7140图1车辆实物图汽车空调热负荷计算在汽车空调负荷计算中有两种理论计算办法[10]：第一种：Q总=Q1+Q2+Q3+Q4+Q5+Q6+Q7+Q8其中Q总——汽车空调总负荷Q1——通过车顶以及车侧壁传入车内热量Q2——通过车体玻璃表面以对流方式进入车内热量Q3——通过车体玻璃以辐射方式进入车内热量Q4——通过地板以热传导进入车内热量Q5——从发动机侧以热传导方式进入车内热量Q6——空调机风机产生热量Q7——车内驾驶员及乘客散发热量Q8——通过新风漏热带进车内热量虽然此办法计算得出数据较精确，但由于运用公式繁琐，使用数据较多，不以便计算因此采用下面一种办法计算大巴车热负荷。龙港快线类大巴车，属于长途客运性质，不同于都市公交车，它起动，停车次数少，开关门以及乘客上下车也很少。鉴于对该车型材料详细门窗面积等参数资料缺少，不能按上述办法进行计算，所如下面有第二种制冷量计算办法。此办法所得值比办法一计算值少量偏大，但比经验估算值要精确一点。它制冷量计算公式：Q1=（A1×N×0.82+A2×V×0.1+A3×S×0.08）×A4×A5Q1——客车空调所需制冷量A1——乘员制冷因素值，详细见表2；N——额定乘员人数；A2——车内空间制冷因素值，6m以上车型为553W/m3V——车内空间体积，m3；A3——太阳辐射制冷因素值，6m以上车型为1190W/m2S——车型所有门窗玻璃面积总和，㎡；A4——车型密封保温效果因素值，见表3；A5——气候条件因素值，见表4。表2乘员制冷因素值乘员人数乘员制冷因素值（W/人）16~3060031~3757538~4755048~5551556~6550066~8048080以上450表3车辆密封保温效果因素值车辆密封状况保温效果因素值玻璃钢车顶，填充厚度不不大于20mm隔热材料，地板及侧围保温良好，玻璃窗车门密封良好1薄钢板外蒙皮，但车顶与侧围隔热采用整体发泡，厚度不不大于20mm，地板隔热良好，玻璃窗车门密封良好1薄钢板外蒙皮，填充厚度不不大于20mm隔热材料，地板隔热普通，活动窗玻璃，车门密封普通1.03内外蒙皮间隔热层不大于20mm，地板隔热较差，活动窗玻璃，车门密封普通1.08内外蒙皮无隔热层，密封状况差1.20表4气候条件因素值地理位置寒冷区0.94干热区1湿热区、极热区、常热区1.04此车型可坐乘客45人，外加驾驶员和副驾驶2人。总人数N=47人；因此由表一取A1=550W/人；此大巴车全长10.7m因此取A2=553W/人，A3=1190W/人；车体总容积V=92m3车体所有玻璃门窗面积S有效=k.s，其中k=0.5，因此S有效=59㎡；此车型外表材料为薄钢板外蒙皮，但车顶与侧围隔热采用整体发泡，厚度不不大于20mm，地板隔热良好，玻璃窗车门密封良好，因此取；上海属于湿热地区因此。对于客车车内空间体积，可以按经验值估算，V有效=V.k，k=0.4，因此V有效=36.8m3[12]将上述取值带入计算式二里面有：Q1=（A1×N×0.82+A2×V有效×0.1+A3×S有效×0.08）×A4×A5=（550×47×0.82+553×36.8×0.1+1190×59×0.08）×1×1.04=30kW汽车空调压缩机选型循环状态参数拟定由于上述计算值已有所偏大，因此制冷量值就不需要再进行修正。当前汽车空调或家用空调大某些还是用R134a制冷剂，其某些热力性质如下表5，压焓图数值参照见图2。表5R134a热物理性质沸点（101.3kpa）℃-26.1临界温度℃101.1临界压力kpa4066.6液体密度kg/m³1188.1饱和蒸气压（25℃）kPa661.9汽化热/蒸发潜热（沸点下，1atm）kJ/kg216图2R134压焓图依照大巴车空调工况，得出其压焓图如图3所示，各状态点参数如表6所示表6各循环状态点参数状态号参数单位数值1t1v1h1℃m3/kgkJ/kg100.058163357.962t2h2℃kJ/kg94.3401.072st2sh2s℃kJ/kg803894t4h4℃kJ/kg572565x50.370t0h0℃kJ/kg0351.495图3循环状态点循环热力计算[4]单位制冷量q0=h0－h4=95.495kJ/kg制冷量Q1=30kW=30000×3600÷1000=108000kJ/h制冷剂循环量G=Q1/q0=1130.9kg/h取压缩机等熵效率ŋs=0.72，则：h2=h1+（h2s-h1）÷ŋs=401.07kJ/kg单位压缩功W1=h2-h1=43.11kJ/kg压缩功N=G×W1=48753.1W取输气系数λ=0.7.从而压缩机排气量可得：Vh=1.67×104×（Q1×v1÷q0÷n÷λ）=871.8cm3/r压缩机选配依照排气量Vh=871.8cm3/r，可选比泽尔品牌6NFC（Y)型压缩机，其理论排量由转速不同在781.48cm3/r~1616.6cm3/r，满足排量规定，压缩机理论制冷量在该题目规定工况下Q=32kW>Q1=30kW。膨胀阀选型系统制冷量Q1=30kW，即30000/3300=9冷吨，因此可选用容量为10冷吨膨胀阀。依照系统制冷量Q1=30000/1.163=25795.35kcal/h>6000kcal/h，故选用外平衡式热力膨胀阀。可选用艾默生TCL-E10-HC-5FT型号膨胀阀。蒸发器设计工况参数进口空气状态参数：干球温度27℃，相对湿度51%。出口空气状态参数：干球温度12℃，相对湿度90%。本地大气压力PB=101.32kPa，蒸发温度0℃，规定制冷Q1=30kW。几何参数选定选ф20×0.35内螺纹紫铜管，翅片厚度δf=0.2mm铝片，片距Sf=2.2mm，横向管中心距S1=35mm，排间距为S2=40mm，管子呈正三角形叉排，管排数为4，图4所示为翅片管构造示意图。其单排管子简图如图5。图4构造图图5管内部简图依照以上条件进行构造尺寸计算：翅片根部外径db=d0+2δf=20.4mm翅片管当量直径deq=4（S1-db）（Sf-δf）÷2（S1-db+Sf-δf）=4（35-20.4）（2.2-0.2）÷2（35-20.4+2.2-0.2）=3.518mm管内径di=d0-2δ=19.3mm管平均直径dm=（di+d0）/2=19.65mm单位管长管子平均面积fm=dmπ=0.0617m2/m单位管长管子内表面积fi=πdi=0.061m2/m单位管长翅片面积ff=2（S1S2-πdb2/4）÷Sf×10-3=2（35×40-3.14×20.42÷4）÷2.2×10-3=0.9757m2/m单位管长管子外表面积fb=πdb（Sf-δf）÷Sf×10-3=3.14×20.4×（2.2-0.2）×10-3=0.1281m2/m单位管长管子总外表面积ft=ff+fb=0.9757+0.1281=1.104m2/m翅化系数β=ft/fi=1.104/0.061=18.09迎风面积比λ=Amin/Af=（Sf-δf）（S1-db）÷S1Sf=0.379求出空气在蒸发器内状态变化过程由给定进出风参数查湿空气焓-湿图得出：i1=60kJ/kg，i2=32.5kJ/kg，d1=12.3g/kg，d2=8.9g/kg。在湿空气焓-湿图上连接空气进出口状态点1和2，并延长与饱和空气线交于W点，如图6所示参数是iw=29.0kJ/kg，dw=7.51g/kg。图6焓湿图在蒸发器中平均焓为：im=iw+（i1-i2）÷ln=41.6kJ/kg在焓湿图上由过程线1-2与im=41.6kJ/kg线交点得出：tm=17.5℃，dm=9.4g/kg。由此可以得出析湿系数ε=1+2.46×（dm-dw）÷（tm-tw）=1.62循环空气量计算Gda=Q0÷（i1-i2）×3600=3927.3kg/h进口状态干空气比容v1=RaT1（1+0.0016d1）÷PB=0.872m3/kg因此空气体积流量为：Va=Gdav1=3424.6m3/h空气侧换热系数计算1.空气侧干换热系数a0计算：取迎面风速wf=2.5m/s，翅片沿气流方向长Ｌ＝6Ｓ１cos300=0.1819m，当量直径deq＝3.518mm=0.0035m，最窄处风速wmax=SfS1wf÷（Sf-δf）（S1-db）=2.2×35×2.5÷(2.2-0.2)(35-20.4)=6.6m/s。由tf=（ta1+ta2）/2=20.3℃，从《制冷工质热物理性质表和图》可查得空气特性参数如下：空气运动粘度νf=1.57×10-6m2/s，空气导热系数λf=2.52×10-2W/m.K。因此L/deq=0.1819/0.0035=51.97Ref=wmax.deq/νf=6.6×0.0035÷1.57×106=1.47×103又A=0.518-0.02315L/deq+0.000425（L/deq）2-3×10-6（L/deq）3=0.042C=A（1.36-0.24Ref/1000）=0.042n=0.45+0.0066L/deq=0.793m=-0.28+0.08Ref/1000=-0.1624由于管路为正三角形叉排布置，则有α0=1.1λfCRefn（L/deq）m/deq=50.79W/m2.K2.凝露工况下当量换热系数aj按正三角形排列管簇L/B=1，因而得：ρ'=1.27ρ(L/B-0.3)0.5=1.27(L/B-0.3)0.5S1/db=1.27×0.7-2×35÷20.4=1.823六角形翅片当量翅高为：h=db（ρ'-1）（1+0.35lnρ'）/2=20.4×（1.823-1）×（1+0.35ln1.823）÷2÷1000=0.01016翅片参数mw=（2α0.ξ/λfδf）-2=46.5（铜管在20.3℃时，λf=395W/m.K）凝露工况下翅片效率为：ηfw=th（mwh）/（mw.h）=th0.47244/0.47244=0.932αj=ξα0[(ηfwff+fb)/(ff+fb)]=1.737×50.79[(0.932×0.9757+0.1281)÷(0.9757+0.1281)]=82.92W/m2.K管内R134a蒸发时换热系数计算R134a进入蒸发器时干度x1=0.37，出蒸发器时干度x2=1.0。在te=0℃时，查取B=1.185（B为与制冷剂种类和蒸发温度关于常数），则R134a总流量为：Gr=Q0/[r(x2-x1)]=30×3600÷[(197.5×(1-0.37)]=867.993kg/h式中r为0℃时R134a气化潜热，单位为kJ/kg。预计内表面热流量qi=11000W/m2，由此取R134a质量流速g=110kg/m2.s，则R134a总流通截面为：A=Gr/g=867.993÷110÷3600=2.19×10-3m2每根管子有效流通截面为：Ai=πdi2/4=2.924×10-4m2故蒸发器分路数为：Z=A/Ai=7.49取Z=8（为以便分路，因此Z取8），每一种分路R134a流量为：Gd=Gr/3600Z=0.03014kg/s于是R134a在管内蒸发时换热系数为：ai=BGd0.2.qi0.6÷di0.6=1.185×0.030140.2.qi0.6÷0.01930.6=6.284qi0.6传热系数K0及传热温差θm计算由于R134a与所用PAG油互溶，因此可忽视管内侧污垢热阻，取管壁导热热阻和翅片与管壁接触热阻之和为4.8×10-3m2.K/W，则有：K0=1/[(ft/fi/ai)+rw+rs+(ft.rt/fm)+(1/aj)]=1/[(18.09/6.284qi0.6)+0.0048+1/82.92]=1/(2.879/qi0.6+0.01686)若不计R134a阻力对蒸发温度影响，则传热温差为：θm=（ta1-ta2)÷ln[(ta1-te)/(ta2-te)]=19.4℃单位热流量及蒸发器构造尺寸拟定q0=K0.θm=19.4/(2.879/qi0.6+0.01686)又qi=βq0=18.09q0，因此有：qi=18.09×19.4÷（2.879/qi0.6+0.01686)通过求解可得：qi=11038.7W/m2，与本来假设qi=11000W/m2基本相符，不需要再重新计算。q0=qi/β=11038.7÷18.09=610.21W/m2,由此可得所需换热面积为：Fi=Q0/qi=30000/11038.7=2.717m2，F0=Q0/q0=30000/610.21=49.16m2。通过上述计算可拟定蒸发器尺寸：所需传热管长Lt=F0/ft=49.16/1.104=44.53m迎风面积Ff=Va/wf=3424.6/（2.5×3600）=0.3805m2取蒸发器长A=800mm，高B=480mm，则实际迎风面积Ff=0.8×0.48=0.384m2。已选管间距S1=35mm，故每排管子数nB=B/S1=14，即14列：长度方向管子nL=4共布置56根传热管，其总长Lt‘=0.8×56=44.8m，略不不大于Lt=44.53m，故满足设计规定。制冷剂流动阻力及其对传热温差影响计算R134a质量流速g=4Gd/（πdi2）=112.82kg/（m2.s），按设计值Fi=Lt.πdi=2.699m2，qi=Q0/Fi=30000/2.717=11041.6W/m2R134a在管内蒸发时阻力可计算如下：Δp0=5.986×10-5×l.(qi.g)0.91/di=5.986×10-5×0.8×4×(11041.6×112.82)0.91÷0.0193=3.50kPaR134a在管内蒸发时蒸发温度减少值为：Δte=(δte/δp0)te-0℃Δp0=0.091×3.50=0.319℃因此实际传热温差为：θm=[(ta1-t01)-(ta2-t02)]÷ln[(ta1-t01)/(ta2-t02)]=[(27-0.319)-(12-0)]÷ln[(27-0.319)/(12-0)]=18.37℃与环节七中所用θm=19.4℃较为接近，因此以为满足规定。空气侧阻力计算在蒸发器中空气平均参数：比容vm=RaTm[(1+0.0016dm)/(1+0.001dm)]/pB=[287.4×(273+17.5)×(1+0.0016×19.65)]÷[101320×(1+0.001×19.65)]=0.8335m3/kg密度ρm=1/vm=1/0.8335=1.20kg/m3空气流过翅片管簇，在规定工况下阻力为：Δpd=9.81A×（L/deq）.（ρmwmax）1.7=9.81×0.0113×0.1819÷0.0035×（1.2×6.6）1.7=194.24Pa凝露工况下由于凝结水滞留在翅片表面形成薄层水膜，因而凝露工况下空气侧流动阻力增大，则有：Δpw=ψ.Δpd=1.26×194.24=244.74Pa上式中ψ为凝露工况下阻力增长系数。冷凝器工况参数拟定蒸发温度te=0℃，冷凝温度tk=63℃,排气温度t2=94℃，空气进口温度tai=35℃，采用比泽尔6NFC（Y)型压缩机，压缩机理论排气量84.4m3/h，GR=838kg/h。几何参数拟定为以便蒸发器冷凝器加工生产，这里选用几何尺寸尽量与蒸发器一致。选用ф20×0.35紫铜管，翅片厚度δf=0.2mm铝片，片距Sf=2.2mm，横向管中心距S1=35mm，排间距为S2=40mm，管簇顺排布置，管数nL=4（沿气流方向）。据此进行构造尺寸计算：翅片根部外径db=d0+2δf=20.4mm。当量直径deq=4（S1-db）（Sf-δf）÷2（S1-db+Sf-δf）=4（35-20.4）（2.2-0.2）÷2（35-20.4+2.2-0.2）=3.518mm管内径di=d0-2δ=19.3mm管平均直径dm=（di+d0）/2=19.65mm单位管长管子平均面积fm=dmπ=0.0617m2/m单位管长管子内表面积fi=πdi=0.061m2/m单位管长翅片面积ff=2（S1S2-πdb2/4）÷Sf×10-3=2（35×40-3.14×20.42÷4）÷2.2×10-3=0.9757m2/m单位管长管子外表面积fb=πdb（Sf-δf）÷Sf×10-3=3.14×20.4×（2.2-0.2）×10-3=0.1281m2/m单位管长管子总外表面积ft=ff+fb=0.9757+0.1281=1.104m2/m翅化系数β=ft/fi=1.104/0.061=18.09迎风面积比λ=Amin/Af=（Sf-δf）（S1-db）÷S1Sf=0.379拟定冷凝器热负荷及空气流量取进出口空气温差为10℃，则空气出口温度tao=45℃，进出口空气平均温度tam=（tao+tai）/2=40℃，压缩机排气温度ts=94.3℃时蒸气焓hs=419.78kJ/kg，过冷温度57℃液体焓hc=282.85kJ/kg，故：Qk=GR.（hs-hc）/3600=838×（419.78-282.85）÷3600=31.874kW平均温度tam=40℃下空气物性参数如下：空气密度ρa=1.091kg/m3，空气比热cpa=1.013kJ/（kg.K），空气流量Va为：Va=Qk/[ρacpa.(tao-tai)]=31.874÷(1.091×1.013×10)=2.884m3/s计算空气侧换热系数及翅片效率取迎风面风速wf=4m/s，最窄处风速wmax=wf/λ=4/0.379=10.55m/s，空气在平均温度tam=40℃时，其运动粘度νf=17.5×10-6m2/s，导热系数λf=0.0272W/m.K，故有Ref=wmaxdeq/νf=10.55×3.518÷17.5×103=2120.85，L/deq=2S2/deq=22.74。又A=0.518-0.02315L/deq+0.000425（L/deq）2-3×10-6（L/deq）3=0.1761C=A（1.36-0.24Ref/1000）=0.1499n=0.45+0.0066L/deq=0.6001m=-0.28+0.08Ref/1000=-0.1103因此有：a0=CRefnλf（L/deq）m/deq=0.1499×2120.850.6×0.0272×22.74-0.1103/0.003518=79.04W/（m2.K）对顺排翅片管簇：ρ=B/db=40/20.4=1.9608，L/B=1ρ‘=1.28ρ(L/B-0.2)0.5=2.245，正方形翅片当量翅高为：h’=db（ρ‘-1）（1+0.35lnρ‘）/2=0.01629m翅片参数m=（2a0/λfδf）0.5=62.40（其中λf=203W/（m.℃）为铝片在39℃时导热系数），故翅片效率为：ηf=th（mh‘）/mh’=0.96表面效率ηs=1-ff（1-ηf）/ft=1-0.9757（1-0.96）/1.104=0.871计算管内侧冷凝换热系数ai假设壁面tw=55℃，则平均温度tm=（tw+tk）/2=59℃。此温度下R134a物性参数如下：气化潜热rs=139.895kJ/kg，密度ρ=1059.14kg/m3，导热系数λ=0.06664W/（m.K），运动粘度ν=3.6233×10-6m2/s，Rs0.25=3.44，综合系数Bm=（9.81ρλ3/ν）m0.25=30.35，从而懂得R134a在管内冷凝时放热系数为：ai=0.683Rs0.25Bmdi-0.25（tk-tw）-0.25=224.85（tk-tw）-0.25忽视铜管管壁和接触热阻，则由管内外热平衡可以得出：Aidiπ（tk-tw）=ηsa0ft（tw-ta）即：224.85×π×0.0193（63-tw）0.75=0.871×224.85×1.104（tw-39）由上式可计算得：tw=56.34℃，与上述假设值较为接近，因此不用再重新计算，有ai=224.85（63-56.34）=1497W/（m2.K）。计算传热系数及传热面积取管内污垢热阻ri=0，管外污垢热阻r0=0.0001m2.K/W，则有：==25.67W/（m2.K）平均传热温差θm=（ta2-ta1）/ln[(tk-ta1)/(tk-ta2)]=（45-35）/ln[（63-35）/（63-45）]=22.68W/（m2.K）因此所需传热面积为：F0=Qk/（K0.θm）=31874÷22.68÷23.78=59.1m2所需翅片管总长Lt=F0/ft=59.1/1.104=53.5m拟定冷凝器构造尺寸选用垂直气流方向管排数nB=14，又由于沿气流方向管排数nL=4，因此有：宽A=Lt/（nB.nL）=0.956m高B=nB.S1=0.035×14=0.49m深C=nL.S2=4×0.040=0.16m考虑到风速变化性，不均匀性，取实际宽A=1m，则迎风面积为：Af=A.B=1×0.49=0.49m2实际风速wf=Va/Af=2.884/0.49=5.88m/s，与本来假设迎面风速较为相近，因此不必再做计算。计算空气则阻力及选定风机空气横向流过整套片顺排管簇时阻力为：Δpa=9.81A（L/deq）（ρwmax）1.7=9.81×0.0113×22.74×（1.091×10.55）1.7=161.58Pa故冷凝器所需风机额定风量为：Va=2.884m3/s=173.04m3/min可选用风量为90m3/min，静压为165Pa轴流风机两台。

节能性分析原有车辆空调系统参数简介车辆原有制冷装置为后置非独立式制冷装置，压缩机由大巴车发动机带动，在使用空调制冷时压缩机所占用主机功率为10%-15%，并且会影响汽车加速和爬坡能力。该车发动机选用锡柴道依茨7140CC，功率为162千瓦，空调系统采用松芝空调，采用4PFCY比泽尔压缩机。该空调电压采用24V直流，电流强度采用150A保险丝；其中蒸发器电机6组，工作电流为不大于50A，冷凝器电机4组，工作电流不大于50A。同步空调功率远较轿车为大，空调装置制冷量为2.6万大卡（约30kW）。这里空调系统制冷量与前一某些所计算制冷量同样，阐明设计还是比较合理。背面核心还是在所用系统设备方面差别。对于此套空调设备能效比咱们可做简朴计算。取最大制冷量Q0=30kW，这样条件下压缩机所用功率应当占总功率15%，即：Q压=162×15%=24.3kW。因此COP大概为η=Q0/Q压=30/24.3=1.23原非独立式空调系统特点非独立式大中型客车制冷装置是由主发动机直接驱动制冷压缩机。其特点是冷气系统构造简朴，不需辅助发动机，不必另占空间，质量小，造价低。但是制冷强度随汽车运营工况变化而变化，汽车车速和负荷变化时，制冷系统工况就不稳定，特别是怠速时，不能保证制冷系统有足够能量。同步，当车辆行驶在较差路面或爬坡时，由于制冷系统需占主发动机10％～15％动力，会影响汽车加速和爬坡能力[5]。非独立式空调系统布置简图后置非独立式客车制冷装置即原大巴车空调系统布置图如图7，图8为压缩机与主机连接图。图7非独立式系统布置图图8压缩机与主机连接当前设计节能分析与该大巴车配备制冷量大小同样总制冷量Q0=30kW，考虑到车辆在高速公路上行驶性能以及乘客乘坐舒服性，对于此类型旅游型大巴，经常启动就要行驶数小时才停车休息，若使用非独立式空调系统，那么在夏天使用空调时，汽车加速就比较慢，并且发动机始终处在高负荷运营状态下，燃油消耗增大不说，发动机由于始终处在较热状态效率必定会下降不少。对机器寿命来说不是一件好事。但如果采用独立式空调系统，那么汽车加速性能，舒服性，爬坡性能等都会有很大提高空间。对轴荷分派较为有利，可改进前轴负荷偏小问题。机组通风散热良好，使用、维修、安装以便。[13]冷风垂直风管可直接靠侧窗立柱上行，构造简朴。对因前轴负荷偏小，方向盘发飘状况有一定改进，对操纵稳定性和行驶安全性都较为有利。综上所述，采用独立式空调系统理论上非独立式空调系统好处多一点。下面再通过能效比来分析一下，若将该大巴车这套空调系统改为独立式，那么只多用一台辅助发动机，通过理论计算，可选用N485K型4缸柴油机其详细参数如下：表7N485K型4缸柴油机详细参数缸径行程排量功率额定转速重量85mm95mm1.256L22kW1800r/min330kg经计算比较，该发动力可以带动30kW制冷量压缩机正常运营。其风机等动力还是通过主机发动力电力提供。下面对其进行能效计算如下：该辅助发动机最大功率P=22kW，已知最大制冷量Q0=30kW，因此COP=Q0/P=30÷22=1.36因此与原系统COP相比增长Δ=1.36-1.23=0.13原有非独立式系统，主机压缩机都位于大巴车尾部，在新设计系统中，可将辅助发动力和压缩机，冷凝器置于大巴车中部，接近车头地方，这样可以合理将质量均匀分布。使车辆尾部不至于过重，影响平衡性。其设备布置图大体如图9。图9整体构造布置图图10车顶管道及换热器布置简图图11空调系统布置侧视简图该系统从压缩机出口来管子可直接从大巴车车身中部，