汽車空調系統(tǒng)匹配計算

1、摘要                            汽車空調的普及，是提高汽車競爭能力的重要手段之一。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展和人們物質生活水平的提高，人們對舒適性，可靠性，安全性的要求愈來愈高。國內近年來，汽車生產廠家越來越多，產量越來越大，大量中高檔車需要安裝空調。因此，對汽車空調的研究開發(fā)特別重要。本論文針對吉

2、利LG1空調系統(tǒng)匹配設計,對普通轎車空調系統(tǒng)的設計開發(fā)原理和特點進行了比較系統(tǒng)的闡述. 第一章 概論 1.1 汽車空調的作用及其發(fā)展 汽車工業(yè)是我國的支柱產業(yè)之一，其發(fā)展必然會帶動汽車空調產業(yè)的發(fā)展。汽車空調作為空調技術在汽車上的應用，它能創(chuàng)造車室內熱微環(huán)境的舒適性，保持車室內空氣溫度、濕度、流速、潔凈度、噪聲和余壓等在熱舒適的標準范圍內，不僅有利于保護司乘人員的身心健康，提高其工作效率和生活質量，而且還對增加汽車行始安全性具有積極作用。就世界上汽車空調技術發(fā)展的歷史來看，其發(fā)展的速度也是驚人的。1927年就誕生了較為簡單的汽車空調裝置，它只承擔冬季向乘員供暖和為擋風玻璃除

3、霜的任務。直到1940年，由美國Packard公司生產出第一臺裝有制冷機的轎車。1954年才真正將第一臺冷暖一體化整體式設備安裝在美國Nash牌小汽車上。1964年，在Cadillac轎車中出現(xiàn)了第一臺自動控溫的汽車空調。1979年，美國和日本共同推出了用微機控制的空調系統(tǒng)，實現(xiàn)了數字顯示和最佳控制，標志著汽車空調已進入生產第四代產品的階段。汽車空調技術發(fā)展至今，其功能已日趨完善，能對車室進行制冷，采暖，通風換氣，除霜（霧），空氣凈化等。我國空調產業(yè)發(fā)長速度雖然較快，但是目前國內車用空調系統(tǒng)生產基本上仍是處于引進技術與開發(fā)、研究并舉的階段。 1.2 汽車空調的特點 汽車空調使用的特殊

4、性，決定了它在結構、材料、安裝、布置、設計、技術要求等方面與普通空調，如建筑物空調，有著較大的差別：1）在動力源處理上，車用空調壓縮機只能采用開啟式的結構型式，這就帶來空調系統(tǒng)軸封要求高，制冷劑容易泄漏的問題。2）作為空調的對象，汽車車室容積狹小，人員密集，其熱、濕負荷大，氣流分布難以均勻，要求所選配的車用空調機組制冷量要大，能降溫迅速。3）當車用空調裝置消耗汽車主發(fā)動機的動力時，必須考慮其對汽車動力也操縱性能的影響，也必須考慮車速變化幅度大或變化頻繁，給空調系統(tǒng)制冷劑流量控制、制冷量控制、系統(tǒng)設計帶來的影響。4）汽車本身結構非常緊湊，可供安裝空調設備覺得空間極為有限，不僅對車用空調裝置的外形

5、、體積和質量要求較高，而且對其性能和選型也會帶來影響。5）汽車是運動中的物體，對汽車空調系統(tǒng)各組成部件的振動、噪聲、安全、可靠等方面的技術要求嚴格。6）車用空調裝置的結構、外形和布置，必須考慮其對汽車底盤、車身 結構件及汽車行駛穩(wěn)定性、安全性的影響。 第二章    課題的目的及現(xiàn)實意義 2.1 課題主要目的本空調系統(tǒng)的國產化開發(fā)是按照浙江吉利轎車的要求進行系統(tǒng)仿制，本著通用性和互換性的原則而進行的。本系統(tǒng)參照于日本威馳轎車空調系統(tǒng)，適用于小型轎車空調系統(tǒng)的研發(fā)。壓縮機總成的裝配位置與原裝系統(tǒng)相同，重新設計壓縮機支架及漲緊機構，仍采用V

6、型皮帶輪。風機、干燥器、電磁閥及各部件，位置和型號與威馳轎車原裝系統(tǒng)選配相同。管路走向及固定方式與原裝基本相同，對接口尺寸按我公司標準做相應的修改。 第三章   吉利LG1空調系統(tǒng)設計計算 3.1 汽車空調的工作原理汽車空調系統(tǒng)采用的是蒸汽壓縮式制冷循環(huán)，圖3.1為其工作原理圖。 圖3.1  汽車空調系統(tǒng)工作原理1壓縮機  2排氣管  3冷凝器  4風扇  5、7高壓液管  6干燥儲液器8膨脹閥  9低壓液

7、管  10蒸發(fā)器  11鼓風機  12感溫包  13吸氣管汽車空調制冷循環(huán)主要由下列四個過程組成：1） 壓縮過程, 低溫抵壓的制冷劑氣體被壓縮機吸入，并壓縮成高溫高壓的制冷劑氣體。該過程的主要作用是壓縮增壓，以便氣體液化。這一過程是以消耗機械功作為補償的。在壓縮過程中，制冷劑狀態(tài)不發(fā)生變化，而溫度、壓力不斷上升，形成過熱氣體。2）.冷凝過程. 制冷劑氣體有壓縮機排除后進入冷凝器。此過程的特點是制冷劑的狀態(tài)發(fā)生變化，即壓力和溫度不變的情況下，由氣態(tài)逐漸向液態(tài)轉變。冷凝后的制冷劑液體呈高溫

8、高壓狀態(tài)。3）.節(jié)流膨脹過程, 高溫高壓的制冷劑液體經膨脹閥節(jié)流降溫降壓后進入蒸發(fā)器。該過程的作用是制冷劑降溫降壓、調節(jié)流量、控制制冷能力。其特點是，制冷劑經膨脹閥時，壓力、溫度急劇下降，由高溫高壓液體變成低溫低壓液體。  4）.蒸發(fā)過程, 制冷劑液體經膨脹閥降溫降壓后進入蒸發(fā)器，吸熱制冷后從蒸發(fā)器出口被壓縮機吸入。此過程的特點是制冷劑狀態(tài)有液態(tài)變化成氣態(tài)，此時壓力不變。節(jié)流后，低溫低壓液態(tài)制冷劑在蒸發(fā)器中不斷吸收氣化潛熱，既吸收車內的熱量又變成低溫低壓的氣體，該氣體又被壓縮機吸入在進行壓縮。壓縮機直接由發(fā)動機驅動，制冷劑經壓縮機做功后變成高溫、高壓的蒸

9、汽輸出到冷凝器，冷凝器風扇使流經冷凝器的蒸汽溫度降低，高溫高壓蒸汽冷凝成為較高溫度的飽和過冷液體，通過高壓液管流入干燥儲液器，經干燥和過濾后，流過膨脹閥。通過膨脹閥的節(jié)流作用，制冷劑變成濕蒸汽而進入蒸發(fā)器，在定壓下吸收空氣中的熱量而氣化（從而使流經蒸發(fā)器的空氣的溫度降低成為冷氣，并通過鼓風機送入車內，降低車內的空氣溫度）。氣化后的制冷劑變成低溫低壓的過熱蒸氣，其又進入壓縮機進行壓縮。此即完成了汽車空調的一個制冷循環(huán)。通過制冷劑這樣周而復始地循環(huán)，即實現(xiàn)了車廂內制冷的目的。 3.2對微弛空調系統(tǒng)進行數據采集本系統(tǒng)為仿制系統(tǒng)，外形尺寸于原裝系統(tǒng)基本相當。散熱板及翅片示意圖，由于為仿制所以測量尺寸不

10、夠精準，所以其各部分數據均 需要驗算。 1、 蒸發(fā)器設計 散熱板:  寬Wt=58mm，高Ht=2.5mm，鋁板厚t=0.5mm?？傻?內部流道尺寸  hH=Ht2t=1mm                    Wh=Wt2t=57mm翅片：  寬度Wf=58mm，高度Hf=8mm，厚t=0.1mm。翅片角度l=36

11、º，間距Lf=2mm。 2、 冷凝器設計冷凝器選用平行流式，散熱層多孔扁管和翅片結構尺寸：翅片寬度16mm，高度8mm，厚度0.135mm，翅片間距1.5mm，百葉窗角度27，扁管外壁面高度2mm，寬度16mm，分4個流層，扁管數目依次是14-9-7-5。取迎面風速4.5m/s。   3其他部分由于本身沒采用進口件，而且對于本公司來說主要是選配。所以沒有仿制微弛。 空調系統(tǒng)設計計算3.3 空調系統(tǒng)熱負荷計算 為了消除車室內多余熱量以維持溫度恒定，所需要向車室內供應的冷量稱為冷負荷。為了消除車室內多余濕量以維持車室內相對濕度恒

12、定，所需除去的濕量稱為濕負荷。汽車空調熱濕負荷的計算，是確定送風量和正確選者空調裝置的依據。1空調系統(tǒng)冷負荷計算本系統(tǒng)設計主要是估算冷負荷，以便壓縮機的選配和兩器的設計，本設計中主要是針對壓縮機的選配，我們采用較容易確定的太陽輻射熱QS和玻璃滲入熱QG，他們的總合占系統(tǒng)的70%。即可得總負荷，為了安全再取k=1.05的修正系數。 轎車一般的工況條件：     冷凝溫度tc=63°，蒸發(fā)溫度te=0°, 膨脹閥前制冷劑過冷溫度tsc =5°, 蒸發(fā)器出口制冷劑氣體過熱度tsh=5,壓縮機

13、吸氣溫度ts=10°, 室外溫度ti=35°, 室內溫度t0=27°,轎車正常行駛速度ve=40km/h ,壓縮機正常轉速n=1800r/min. 太陽輻射熱的確定由于太陽照射，汽車車身溫度升高，在溫差的作用下，熱量以導熱方式傳如車室內，太陽輻射是由直射或散射輻射構成，車體外表面由于太陽輻射而提高了溫度，同時向外反射輻射熱，因此，車體外表面所受的輻射強度按下式計算：Q1=（IG+IS-IV）F= （IG+IS）F其中  表面吸收系數，深色車體取 =0。9，淺色車體取 =0。4；

14、0;IG太陽直射輻射強度，取IG=1000W/m2IS太陽散射輻射強度，取IS=40W/m2                IV車體表面反射輻射強度，單位為W/m2    F車體外表面積，單位為m2，實測F=1.2m2 可將太陽輻射強度化成相當的溫度形式，與室外空氣溫度疊加在一起，構成太陽輻射表面的綜合溫度tm。對車身維護結構由太陽輻射和照射熱對流換熱兩不部分熱量組成：  &#

15、160;                   Qt=a（tm-t0）+（tm-ti）*F式中:  Qt太陽輻射及太陽照射得熱量，單位為W；a室外空氣與日照表面對流放熱系數，單位為W/m2Ktm日照表面的綜和溫度，單位為°C。K車體圍護結構對室內的傳熱系數，單位為W/m2K；to車室外設計溫度，取為35°C 。ti車室內設計溫度，取為27°C

16、0;。 應采用對流換熱推測式求解，但是由于車速變化范圍大，車身外表面復雜，難以精確計算 ，一般采用近似計算公式：              =1.163（4 +12 ）   Wc是汽車行駛速度，可以采用40km/h計算：代入上式得:             &

17、#160;         a=51.15W/(m2k)                                      

18、;                          取K=4.8 W /（K）, =0.9, I= IG+IS=1040 W, 因為 = 所以:   =  + 由于室內外溫差不大，上式后項近似t&#

19、160; 0，得：           =  +  = +35=51.73所以可得:      =1145.58W。 玻璃窗滲入的熱量Qb太陽輻射通過玻璃窗時，一部分被玻璃吸收，提高了玻璃本身的溫度，然后通過溫差傳熱將熱量導入車室內，另有大部分熱量將通過玻璃直接射入車內，玻璃的滲入熱量是由溫差傳熱和輻射熱兩部分組成。    =&

20、#160; （ - ）+                上式中， A 玻璃窗面積，A=2.63m2；             K 玻璃窗的傳熱系數，K=6.4W/(m2K)；      &#

21、160;      tB 玻璃外表面溫度，取車室外溫度，35；             ti車室外溫度，27             C玻璃窗遮陽系數，C=0.6         

22、     非單層玻璃的校正系數， =1        通過單層玻璃的太陽輻射強度 qb =   +    單位為（W/）；        通過玻璃窗的太陽直射透射率，取 = 0.84       &#

23、160;通過玻璃窗的太陽散射透射率，取 = 0.08將以上各參數代入式        可得:                   Qb=1465.22W制冷量的確定Qg =（Qt + Qb）/70%=（1145.58+1465.22）/0.7=3729.7W實際冷負荷 

24、   Qs= kQg=1.05*3729.7         =3916.19故而，機組制冷量取Q0=4000W。   即可  壓縮機的選配   大部分汽車空調壓縮機由發(fā)動機驅動，壓縮機的轉速與發(fā)動機呈一定的比例，在很大的范圍內同步變化，再加上其固定是通過支架與發(fā)動機剛性的連接，工作條件非常的差，因此對汽車空調壓縮機有比家用空調壓縮機更高的要求。汽車空調制冷系統(tǒng)對壓縮機的要求：1在設計選用壓縮機時

25、，應能保證在極端情況下任能具令人滿意的降溫性能。2有良好的低溫性能，在怠速和底速運轉時，具有較大的制冷能力和效率。3降溫速率要快，即成員進入車室后，在最短的時間內滿足成員的舒適性要求。4壓縮機內部運動機構應便于實現(xiàn)變排量控制。5壓縮機要具有高溫高壓的保護性能。6壓縮機在發(fā)動機室內的安裝位置應便于拆卸和維修。7由于汽車經常在顛簸的道路上高速行駛，而且壓縮機又通過支架與發(fā)動機或底盤剛性的連接，因此要求壓縮機有良好的抗振性。 冷凝溫度tc=63°，蒸發(fā)溫度te=0°, 膨脹閥前制冷劑過冷溫度tsc =5°, 蒸發(fā)器出口制冷劑氣體過熱度tsh

26、=5,壓縮機吸氣溫度ts=10°, 室外溫度ti=35°, 室內溫度t0=27°,轎車正常行駛速度ve=40km/h ,壓縮機正常轉速n=1800r/min.壓縮機吸氣管路的壓降PS=67.26KPa,壓縮機排氣管路壓降Pd=81KPa。駕駛室熱負荷Qh=3916.19W.1 確定壓縮機的的排氣壓力，吸氣壓力，排氣比焓及溫度（1） 根據制冷劑的蒸發(fā)溫度te和冷凝溫度tc，查表HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質表，得其蒸發(fā)壓力的冷凝壓力分別為：Pe=292.82Kpa    ，

27、 Pc=1803.9Kpa（2） 額定空調工況壓縮機的排氣壓力，認為高于制冷劑的冷凝壓力81Kpa即：Pd=PC+Pd=1803.9+81=1884.9KPa。（3） 壓縮機的吸氣壓力認為低于制冷劑的蒸發(fā)壓力67.26KPa即：Ps=PePd=292.8267.26=225.56KPa。（4） 根據PS和ts，查表HFC134a過熱蒸氣的熱力性質表得：壓縮機吸氣口制冷劑比焓hs=407.952KJ/Kg，比體積s=0.098914m3/Kg，比熵SS=1.7822KJ/(KgK)。（5） 根據PS和SS，查HFC134a過熱蒸氣的熱力性質表得：

28、壓縮機等比熵壓縮終了的制冷劑比焓hds=455.813 KJ/Kg。（6） 額定空調工況下壓縮機的指示效率i為：i=Te/Tc+bte=(5+273.15)/(60+273.15)+0.002×0=0.835（7） 額定工況下，壓縮機的排氣比焓為：hd=hs+（hdshs）/i=407.952+（455.813407.952）×0.835=447.916 KJ/Kg。（8） 根據Pd和hd，查HFC134a過熱蒸氣的熱力性質表得：額定工況下壓縮機的排氣溫度td=87.10。2 計算額定空調工況制冷系統(tǒng)所需制冷量。（

29、1） 根據以知條件，膨脹閥前制冷劑液體溫度t4/為：t4/=tctsc=635=58。（2） 蒸發(fā)器出口制冷劑氣體溫度為：t1=te+tsc=5+5=10。（3） 按t4/查表有：蒸發(fā)器進口制冷劑比焓h5/=279.312 KJ/Kg，按t1和Pe查表有：蒸發(fā)器出口制冷劑比焓h1=404.40 KJ/Kg。（4） 在額定空調工況下，蒸發(fā)器的單位制冷量qe,s為：qe,s=h1h5/=404.40279.312=125.1 KJ/Kg。（5） 穩(wěn)態(tài)工況，制冷系統(tǒng)所需制冷器應與車廂熱負荷平衡，計算是應留有一定的余量，以

30、考慮實際情況與車廂熱負荷平衡是可能存在的差距。設該余量為10%，則制冷系統(tǒng)所需制冷量Qe,s為：Qe,s=1.1×Qh=1.1×3488.2W=3837W3 將額定空調工況下制冷系統(tǒng)所需制冷量換算成壓縮機所需制冷量（1） 額定空調工況下制冷系統(tǒng)所需制冷劑的單位質量流量qm,s為：qm,s= Qe,s/ qe,s=3.837/125.1=0.03067Kg/s。（2） 額定空調工況下壓縮機的單位質量制冷量qe,c為：         &#

31、160;    qe,c=h1/h5/=420.434279.312=141.122 KJ/Kg。  （3） 額定空調工況下壓縮機的單位體積制冷量qv,c為：              qv,c= qe,c/s=141.122/0.081233=1737.250KJ/m3。 （4） 對于穩(wěn)態(tài)過程，制冷系統(tǒng)中各組成部件的制冷劑質量流量應當一致，因而額

32、定空調工況壓縮機的制冷劑質量流量應為：qm,c=qm,s=0.03067Kg/s。該工況壓縮機所需制冷量Qe,c= qe,c×qm,c=141.122×0.03067=4.328KW。4 將額定空調工況下壓縮機制冷量換算成測試工況壓縮機制冷量（1） 壓縮機的測試工況條件：制冷劑冷凝溫度tc,t=60;制冷劑的蒸發(fā)溫度te,t=5;膨脹閥前制冷劑液體過冷度tsc,t=0;壓縮機的吸氣溫度ts,t=t1/=20;壓縮機的轉速n=1800r/min;壓縮機吸氣管路壓降PS=67.26Kpa;壓縮機排氣管路的壓降Pd=81Kpa。（2） 根據

33、制冷劑的蒸發(fā)溫度te,t和冷凝溫度tc,t，查表得測試工況下，制冷劑的蒸發(fā)壓力和冷凝壓力分別為Pe,t=349.63KPa。Pc,t=1681.30KPa。壓縮機吸氣壓力Pst=pe,tPS,t=349.6367.26=282.37KPa.壓縮機的排氣壓力Pd,t=Pc,t+Pd=1681.30+81=176230KPa。（3） 根據ts,t和Pst，查表有壓縮機測試工況下吸氣比焓hst=415.833 KJ/Kg，吸氣比體積st=0.079484m3/Kg。吸氣比熵Ss,t=1.79074KJ/(KgK)。（4） 根據膨脹閥前制冷劑液體溫度t4=tc,ttsc,

34、t=60，查表得膨脹閥前制冷劑液體比焓h4=287.397 KJ/Kg。（5） 測試工況壓縮機的單位質量制冷量：qe.t=hs.th4=415.833287.397=128.436 KJ/Kg。（6） 測試工況壓縮機單位體積制冷量qv,t為：qv,t=qct/st=128.436/0.079484=1615.872 KJ/m3。（7） 由于額定空調工況下和測試工況西啊的冷凝壓力（冷凝溫度）蒸發(fā)壓力（蒸發(fā)壓力），排氣壓力及吸氣壓力均可相同，則兩種工況壓縮機的輸氣系數也相同，即：t=c。于是所選壓縮機在測試工況下所需制冷量是：Qe,t=Q

35、e,c(t/c）（qv,t/qv,c）=4.328×1615.875/1737.25=4.026KW。5 測試工況壓縮機所需制冷劑單位質量流量qm,t為：qm,t=Qe,t/qe,t=4.026/128.436=0.03135Kg/s。6 確定測試工況下壓縮機所需軸功率（1） 根據Pd,t和Ss,t，查表得壓縮機等比熵壓縮終了的制冷劑比焓hd,s=458.190 KJ/Kg， 制冷劑溫度td,s=85.94。（2） 測試工況下壓縮機單位等比熵壓縮功Wts,t為：Wts,t=hd,shs,t=458.190415.833=42

36、.357 KJ/Kg。（3） 測試工況下壓縮機的理論等比熵功率Pts,t為：          Pts,t= Wts,tqm,t=42.357×0.03135=1.328KW。（4） 測試工況壓縮機指示效率i,t為：          i,t=Te,t/Tc,t+bte,t=（5+273.15）/（60+273.15）+0.002×5=0

37、.845。（5） 測試工況壓縮機指示功率Pi,t為：         Pi,t= Pts,t/i,t=1.328/0.845=1.572KW。（6） 測試工況下壓縮機摩擦功率Pm,t為：         Pm,t=1.3089D2SinPm×10-5=1.3089×(35×10-3) ×6×1800×0.50×

38、;105×10-5=0.595KW。（7） 測試工況下，壓縮機所需軸功率Pe,t為：          Pe,t= Pi,t +Pm,t=1.572+0.595=2.167KW。7 根據壓縮機的轉速n的指定值和Qe,t，Pe,t，qm,t的計算結果粗選擇壓縮機的型號      當Qe,t=4.026KW，qm,t=0.03135Kg/s時，壓縮機氣缸工作容積大約在550cm3左右，試選取

39、壓縮機型號是SE5H14。8 SE5H14壓縮機的校核空調系統(tǒng)工作的PH圖： 壓縮機理論排量qvt=138cm3/r，n=1800r/min。有qvth=138×1800×60/1003=14.904m3/h。壓縮機的輸氣系數取=0.72.則有實際排氣量qvr=qvth=0.72×14.904=10.7m3/h。查表得：壓縮機標況下比體積1=0.06935m3/Kg，以及空調系統(tǒng)各比焓為：h1=413.2 KJ/Kg，h2s=443.5 KJ/Kg，h3/=279.3 KJ/Kg。即有壓縮機的質量流量qmr=qvr/1=10

40、.7/0.06935=154.3Kg/h。實際循環(huán)制冷量Qe=qm（h1h3）=154.3×（413.2 279.3）/3600=5.74KW。壓縮機的功率Pe=qmr（h2sh1）/(3600im)            i指示效率   取0.78            m機械效率  取

41、0.92      Pe=154.3×（443.5413.2）/（3600×0.78×0.92）=1.806KW實際制冷系數=Qe/Pe=5.74/1.806=3.189 選定壓縮機根據壓縮機的校核計算，有壓縮機氣缸容積Vcy=550cm3;理論排氣量Vth=138cm3/r；制冷量可達Qet=5.74KW>4.026KW；質量輸氣量qmr,t=0.0425Kg/s>0.03135 Kg/s；壓縮機的軸功率Pe,t=1.806<2.167KW。 結果表明，在考慮壓縮機

42、吸氣管路和排氣管路壓力損失的條件下，所選SE5H14型壓縮機的制冷量、質量輸氣量均大于計算結果，壓縮機軸功率小于計算結果，完全滿足系統(tǒng)運行要求，是能與所指定的車用空調系統(tǒng)相匹配的    冷凝器與蒸發(fā)器冷凝器和蒸發(fā)器是汽車空調系統(tǒng)中兩個重要的部件。他們的作用是實現(xiàn)兩種不同溫度流體之間的熱量交換。由于汽車空調系統(tǒng)安裝在汽車上，其載荷和空間要求是極其苛刻的。因此，研究高效率的換熱器，緊湊換熱器的結構，使之強化傳熱，降低熱阻，提高傳熱效率，提高單位體積的傳熱面積。達到小型輕量化的目的極為重要的，也是有現(xiàn)實意義的。同時，冷凝器和蒸發(fā)器作為汽車空調裝置中的兩個部件。他們和系統(tǒng)

43、其他部件之間是相互關聯(lián)，相互制約。1冷凝器的作用和基本要求：冷凝器是將壓縮機的高溫高壓過熱制冷劑蒸汽，通過金屬管壁和翅片放出熱量給冷凝器外的空氣，從而使過熱氣態(tài)制冷劑冷凝成高溫高壓的液體的換熱設備。在冷凝器中，制冷劑放熱大體上可分為三個階段，即過熱，兩相和過冷。如圖，過熱和過冷階段制冷劑處于單相狀態(tài)，發(fā)生的顯熱交換；而在兩相階段，制冷劑發(fā)生集態(tài)變化，即冷凝，屬于潛熱交換。根據傳熱學的知識，換熱氣的總換熱量取決于換熱面積，傳熱系數和傳熱平均溫差，因此要提高換熱器的換熱能力與效率，也必須從這三個方面入手。在實際應用中，應該權衡利弊，綜合考慮，找到最佳方案。冷凝器的設計較核計算:由冷凝器散熱量：&#

44、160;      Qc=mQe                                    其中：Qc冷凝器散熱量Qe系統(tǒng)熱負荷m符合系數則Qc=1.5*6896.6=

45、10344.9W，設計時需要取Qc=11000W。冷凝器選用平行流式，散熱層多孔扁管和翅片結構尺寸：翅片寬度16mm，高度8mm，厚度0.135mm，翅片間距1.5mm，百葉窗角度27，扁管外壁面高度2mm，寬度16mm，分4個流層，扁管數目依次是14-9-7-5。取迎面風速4.5m/s。設計制冷劑為HFC134a的空氣冷卻式平行流冷凝器Qc=11000W，過冷度t=5，已知壓縮機在te=5及tc=63時的排氣溫度 =85，空氣進風溫度 = =46。計算中用下標“r”表示制冷劑側，下標“a”表示空氣側，下標“1”表示進口，下標“2”表示出口。 1） 確定

46、制冷劑和空氣流量    根據tc=60和排氣溫度 =85，以及冷凝液體有5過冷，查HFC134a熱力性質表，可得排氣比焓 =456.5kJ/kg，過冷液體比焓 =278.7kJ/kg，于是制冷劑的質量流量 為 取進出口的空氣溫差 ，則空氣的體積流量 為  2） 結構初步規(guī)劃    冷凝器選用平行流結構，多孔扁管截面與百葉窗翅片的結構形式及尺寸如下：翅片寬度 ，翅片高度 ，翅片厚度 ，翅片間距

47、60;；百葉窗間距 ，百葉窗長度 ，百葉窗角度 ；多孔扁管分七個孔，每個內孔高度為 ，寬度為 ，扁管外壁面高度為 = ，寬度 ，分為五個流程，扁管數目依次為22、11、6、4、4。取迎面風速為4.5m/s。據該初步規(guī)劃，可計算下列參數：)  每米管長扁管內表面積 為 )  每米管長扁管外表面積 為 )  每米管長翅片表面積 為  )  每米管長總外表面積 為 

48、;)  百葉窗高度 為 )  扁管內孔水力直徑 為 )  翅片通道水力直徑 為  3） 空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;    根據已知條件，最小截面處風速 為 按空氣進出口溫度的平均值 查取空氣的密度 動力粘度u=19.2×10-6kg/（m.s）、熱導率 =2.77×10-2W/（m.k）、普朗特數Pr=0.699，  及空氣側表面?zhèn)鳠?/p>

49、系數 ：            4） 制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;根據tc=60，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質表和熱物理性質圖，可以求得：液態(tài)制冷劑的密度 氣態(tài)制冷劑的密度 液態(tài)制冷劑的動力粘度 液態(tài)制冷劑的熱導率 液態(tài)制冷劑的普朗特數 冷凝器中，由于制冷劑進口過熱而出口過冷，因此計算制冷劑當量質量流量時，取平均干度 ，于是當量制冷劑質量流量 為   &#

50、160;   )第一流程的參數計算單一內孔當量制冷劑質量流量 為      制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;為          )第二流程的參數計算當量制冷劑質量流量 為：   制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;為          )第三流程的參數計算當量制冷劑質量流

51、量 為：   制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;為 ）第四流程的參數計算當量制冷劑質量流量 為：   制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;為  ）第五流程的參數計算當量制冷劑質量流量 為：   制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;為 ）由于制冷劑側四個流程的表面?zhèn)鳠嵯禂挡灰粯?，傳熱面積也不同，因此必須按面積百分比計算其平均值。平均表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;為：  =1649.2/（m2K） 5）計算扁管長度如果忽略管壁熱阻及接觸熱阻，忽略

52、制冷劑側污垢熱阻，忽略空氣側污垢熱阻，取空氣側污垢熱阻 ，則傳熱系數K為 因為對數平均溫差經驗公式是在標準工況下得出的，而此處是非標工況，考慮到工況溫度高，散熱條件差等因素，此處使用標況下的經驗公式，使用修正系數來減小誤差： 取修正系數 =0.7，則          所以所需傳熱面積（以外表面為基準） 為 m2所以所需扁管長度L為L= 考慮到空間尺寸允許和工況條件，取L=0.610m。 6） 校核空氣流量按迎風面積

53、和迎面風速計算空氣體積流量 為 與第一步按熱平衡關系計算出的1.2290m3/s的相對誤差不到4%，不再重算。 7） 計算空氣側阻力損失   則空氣側阻力損失 為 最后，根據空氣阻力和風量選擇風機。蒸發(fā)器的結構和性能  蒸發(fā)器的作用是將經過截流降壓后的液態(tài)制冷劑在蒸發(fā)器內沸騰氣化，吸收蒸發(fā)器周圍的空氣的熱量而降溫，風機再將冷風吹到車室內，達到降溫的目的。由于汽車車廂內空間小，對空調器的尺寸有很大的限制，為此要求空調器（主要是蒸發(fā)器）具有制冷效率高，尺寸小，重量輕的特點。汽車空調的蒸發(fā)器一般有管片

54、式，管帶式和層疊式三種結構。蒸發(fā)器的設計工況參數    進口空氣狀態(tài)參數：干球溫度27 ，相對濕度51%；    出口空氣狀態(tài)參數：干球溫度12 ，相對濕度90%。    制冷劑循環(huán)量 0.042kg/s。蒸發(fā)器的設計較核計算:1） 每米散熱板長內表面積 =2（ + ）=116×10-3 /m；2） 每米散熱板長外表面積 =2（ + ）=121&#

55、215;10-3 /m；3） 每米散熱板長迎風面積Aface= + =10.5×10-3 /m；4） 每米散熱板長翅片表面積為 =2×8×10-3 ×58×10-3 × =464×10-3 /m；5） 每米散熱器長總外表面積         =  +  =121×10-

56、3 +464×10-3 =585×10-3 /m；6） 肋通系數         = = =55.7147） 百葉窗高度 為        =0.5 tan =0.5×1.2×10-3 ×tan36°=0.4368） 散熱板內孔水力直徑 為

57、         = = 2.859） 翅片通道水力直徑 為         3.063；10） 干工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂涤嬎悖x取迎面風速 =2.5m/s，根據已知條件，求得最小截面處風速 為         =4.78kg/s按空氣進出口溫度平均值

58、60;20，查空氣的密度 1.205 kg/m3，動力粘度 18.1×10-6 kg/(ms),熱傳導率 2.59×10-2 W/(MK),普朗特數 =0.703，并計算出雷諾數 、傳熱因子 、努塞爾特數 、及空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;：     11） 計算析濕系數與濕工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?，去進風口干球溫度27，相對濕度51%，則比焓為60.5kJ/kg；同時蒸發(fā)器出風口溫度為干球12，相對濕度90%，則比

59、焓為30.5 kJ/kg。析濕系數可用下式計算：         式中 空氣的比熱容，在計算時可以取 =1.005 w/（g）。將前面計算的數據代入上式，可得：                  1.6969于是濕工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;   &#

60、160;              =323.312） 初步估算迎風面積和總的傳熱面積計算干空氣的質量流量qm,aQe/(ha1- ha1)= =0.133 kg/s    計算迎風面積Aface,o= =  m2    計算以外表面為基準的總傳熱面積Ao=aAface,o=3.29m2  

61、;  計算散熱板長度lT塊數NlT*N> =4.02    13） 計算制冷劑側的表面的傳熱系數，由 =5，查得R134a飽和狀態(tài)下的熱力性質表及物理性質圖，可得：液態(tài)制冷劑的密度 =1277.15kg/ m3液態(tài)制冷劑的動力粘度 =270.3×10-6 kg/ms液態(tài)制冷劑的普朗特數 氣態(tài)制冷劑的動氣粘度 =11.175×10-6 kg/ms氣態(tài)制冷劑的熱導率 =12.22×10-3

62、60;mW/(mK)目前已知制冷劑進口干度為0.3，出口過熱，因此平均干度 0.650由此，可計算其余參數的平均值。動力粘度的平均值為 =17.212×10-6 kg/ms每一散熱板制冷劑質量流量 4.2×10-3 kg/s散熱板內孔的制冷劑質量流速     570.27kg/s雷諾數 101484干度平均值 =0.5338由上面的計算可以看到，制冷劑干度從0.30.53381變化，后面還有過熱蒸氣區(qū)。因此很難準確計算每一階段所占的百分比，只能經驗估計。在

63、此，取過熱蒸氣區(qū)為20%，出干燥點之前的兩相區(qū)為28%，干燥點之后的兩相區(qū)為52%。)干燥點之前的兩相區(qū)  取干度 0.417則在散熱板內孔內，制冷劑氣液兩相均為紊流工況的Lockhart-Martinelli數           7.5           1.10151 制冷劑兩相流折算成全液相時，在折算流速下的表面?zhèn)鳠嵯禂?#16

64、0;         制冷劑兩相流的表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;     ） 過熱區(qū)：   ）干燥點之后的兩相區(qū)  取干度 0.766，則把 0.5343代入兩相換熱公式，計算 11173得               &#

65、160;最后，平均表面?zhèn)鳠嵯禂?#160;7935(m2.K)14）計算總傳熱系數及傳熱面積，如果忽略管壁熱阻及接觸熱阻，忽略制冷劑側污垢熱阻，取空氣側污垢熱阻ra0.0005m2.K/W,則傳熱系數K為                  W/(m2.K)而對數平均溫差 12.655由于層疊式蒸發(fā)器的流程較少，而且在流道轉彎處制冷劑與空氣成順流流動形式，因此按純逆流方式計算的對數平均溫差偏大。另外，濕工況在

66、增大空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂档耐瑫r也增加了液膜熱阻。因此空氣側的實際表面?zhèn)鳠嵯禂档陀谟嬎憬Y果。綜合兩方面的考慮，傳熱系數與對數平均溫差之積乘上一個系數，取系數為0.4，則需總傳熱面積  m2    與前面計算出的3.27 m2的相對誤差為3.5%15） 計算空氣側阻力損失空氣側摩擦阻力因子 =0.079   則空氣側阻力損失 241.5Pa結論：結合我們的蒸發(fā)器，從理論上是符合要求的。但為了安全起見，還需要用實驗的數據來證明設計結果。 汽車空調各組成部件的安裝匹配在系統(tǒng)匹

67、配的設計中，除應注意制冷系統(tǒng)內壓縮機的選配，冷凝器,蒸發(fā)器的外形尺寸設計，膨脹閥和貯液干燥器等部件的相互匹配關系如何達到相互協(xié)調,盡量達到高效節(jié)能的效果，給部件匹配最佳,還應注意各換熱器芯體與風機及其外殼之間，分液頭與各制冷劑管路之間的接合的工藝控制，以使整個系統(tǒng)在經常運行工況下，其空調性能和噪聲等指標都得到最佳。汽車空調裝置主要由制冷系統(tǒng)，采暖系統(tǒng)，送風系統(tǒng)，控制系統(tǒng)組成。為適應各種結構類型和用途汽車的匹配需要，汽車空調裝置的組成也會不同。汽車本身結構非常緊湊，可供安裝空調設備的空間極為有限，對車用空調的外形體積和質量要求較高?？照{裝置的結構，外觀設計和布置不僅要與車身內飾和外觀協(xié)調統(tǒng)一，保

68、持整車的完美，還必須考慮其對汽車底盤，車身等結構件及汽車行駛穩(wěn)定性，安全性的影響。吉利LG1空調系統(tǒng)的布置如下:壓縮機直接裝在發(fā)動機側,由發(fā)動機皮帶盤驅動.冷凝器安裝在發(fā)動機冷卻水箱前.由水箱冷卻風扇冷卻,不需另裝風扇.干燥器直接焊裝在冷凝器側板上,這樣減少零件數目,使系統(tǒng)簡單化, 故障率底.蒸發(fā)器箱體總成(包括蒸發(fā)器芯子,熱力膨脹閥)安裝在駕駛室儀表盤下, 這樣便于風道的布置.  系統(tǒng)的其它主要部件的選擇:膨脹閥的設計:在制冷系統(tǒng)中,膨脹閥具有節(jié)流降壓,調節(jié)流量,防止液擊和異常過熱的制作用等三種功能,是制冷系統(tǒng)中的重要部件.(1)節(jié)流降壓,使從冷凝器來的液態(tài)制冷

69、劑降壓成為容易蒸發(fā)的低溫低的霧狀物進入蒸發(fā)器,即分割了制冷劑的高壓側與低壓側,但工質的液體狀態(tài)沒有變.(2)調節(jié)流量,由于制冷負荷的改變以及壓縮機轉速的變化,要求流量作相應的調整,以保持車內溫度的恒定,制冷劑工作正常.膨脹閥就起了把進入蒸發(fā)器的流量自動調節(jié)到制冷循環(huán)的合理程度的作用.(3)控制流量,防止液擊和異常過熱的發(fā)生.膨脹閥以感溫包作為感溫元件控制流量大小,保證蒸發(fā)器尾部有一定的過熱度,保證蒸發(fā)器的總溶積的有效利用,并防止異常過熱的發(fā)生.膨脹閥的工作原理：  膨脹閥的選擇與安裝.膨脹閥的容量與膨脹閥入口處液體制冷劑的壓力(或冷凝溫度),過冷度,出口處制冷劑的壓力(或蒸發(fā)溫度)及

70、閥開度有關.為空調配置選配膨脹閥時,所選的膨脹閥容量一定要與蒸發(fā)器相匹配.容量選得過大,是閥經常處于小開度下工作,閥開閉頻繁,影響車內溫度的恒定,并降低閥門的使用壽命;容量選得過小,則流量太小,不冷滿足車內制冷量的要求.一般情況下膨脹閥的容量應比蒸發(fā)器能力大(2030)%.同一個膨脹閥,在不同的工況下容量差別是很大的,這與工作時的冷凝壓力及蒸發(fā)壓力的壓差直接相關.系統(tǒng)的工況要求:冷凝溫度tc=63°，蒸發(fā)溫度te=0°, 膨脹閥前制冷劑過冷溫度tsc =5°, 蒸發(fā)器出口制冷劑氣體過熱度tsh=5. 系統(tǒng)的制冷量為Qe,s=

71、4000W. 由于t0=te=0°,查制冷劑的熱力性質表,可的該溫度下制冷劑的飽和蒸汽比焓h0=400085J/kg,以及在該溫度下制冷劑飽和液體的比焓h6=206669J/kg,根據t0=5°,t1=to+tsh=5°,查制冷劑的熱力性質圖和表,可得蒸發(fā)器出口制冷劑過熱蒸汽比焓h1=409501J/kg,根據t4=tc-tsc=63-5=58°h4查制冷劑的熱力性質圖和表,可得蒸發(fā)器進口制冷劑濕蒸汽的比焓h5=h4=279312J/kg.在該額定空調工況,系統(tǒng)的單位質量制冷量qe,s為:    

72、0;  qe,s=h1- h5=409501-279312=130189 J/kg系統(tǒng)中制冷劑的單位流量qm,s為:     qm,s=Qe,s/ qe,s=4000/130.189=0.0301kg/s在同一工況下,流過熱力膨脹閥的制冷劑的質量流量,應當等于或捎大于系統(tǒng)中制冷劑的質量流量,即取qr,txv =0.035kg/s.由于閥前制冷劑的溫度h4=58°,蒸發(fā)溫度為te=0°,與熱力膨脹閥的額定標準條件不相同,按經驗可取K=0.9,故熱力膨脹閥總的額定容量Q

73、e,txv為:   Qe,txv= qm,txv(h0-h6)K=0.035*(400085-206669)*0.9=44183W所以熱力膨脹閥的總容量為44.183KW.  膨脹閥的安裝要求:(1)膨脹閥一般要求應直立安裝,不允許倒置.(2)感溫包一般安裝在蒸發(fā)器水平出口的上表面,要包扎牢靠,保證感溫包與管子有良好的接觸,接觸面要清潔,要貼緊,并用隔熱防潮膠包好.必要時膨脹閥本體也用隔熱膠包好.(3)外平衡熱力膨脹閥要裝在感溫包后面管段的上表面處.(4)對于外調式膨脹閥,必須在發(fā)動機正常運轉的情況下進行調整,并應由熟練的空調技術人員

74、進行. 儲液干燥器及液體指示器制冷系統(tǒng)中,會由于制造時沒有處理干凈而帶入的微量的碎屑,塵土,或者由于制冷劑的不純凈而帶入的贓物,也可能由于制冷劑對系統(tǒng)部件內壁發(fā)生侵蝕作用而脫落雜質.如果這些污物積聚在膨脹閥內,將阻礙制冷劑的流通,因此,因此管路中必須安裝過濾器,并且還需要經常清洗.制冷系統(tǒng)中,臨時性的存儲一下在冷凝器中液化的制冷劑,根據制冷負荷的需要,隨時供給蒸發(fā)器,并補充系統(tǒng)中的微量滲透需要.由于一般制冷工質遇到水會對金屬產生強烈的腐蝕作用,而且水在膨脹閥中容易形成冰堵現(xiàn)象,影響制冷劑工作正常進行,所以需要干燥器.      

75、60;                                                 

76、60;             儲液干燥器結構圖儲液干燥器的結構            1干燥器體 2干燥器蓋3視液玻璃鏡各部分的結構與作用如下:      4易熔塞   5過濾器   6干燥劑(1)儲液罐,補充蒸發(fā)器負

77、荷               7引出管的瞬時需要, 補充系統(tǒng)中的微量滲透.儲液量約為系統(tǒng)工質體積的1/3.(2)干燥劑,是一種能從氣體,液體或固體中去掉潮氣的固體物質,如硅膠,分子篩等.分子篩具有吸附速率高,可以加速系統(tǒng)的干燥速度;堆比重大,從而可減小干燥器的重量.因此,一般選用分子篩式.干燥劑作用為吸水.水是系統(tǒng)破壞性最強的物質,1.腐蝕,水能促進油與制冷劑的反應.使制冷劑分解產生酸,酸則引起破壞性腐蝕.2.冰堵.水能在膨脹閥口結冰

78、,從而影響制冷劑的流動.3.臟堵,水會促進淤渣的形成,并堵塞膨脹閥節(jié)流管.4.渡銅現(xiàn)象.在R134a系統(tǒng)中若存在水分,有可能造成銅管上的銅分子沉積到銅零件的表面,造成渡銅現(xiàn)象,使壓縮機部件卡死.(3)細濾器,能阻止干燥劑中的的灰塵及制冷劑帶來的其他固體碎屑進入制冷系統(tǒng).一般有一到兩個,即一端一個或出口處.(4)引出管,它的作用是確保離開儲液罐的制冷劑100%為液態(tài).引處管要插到底部.(5)粗濾器,由金屬網構成,起著輔助過濾碎屑物和固定干燥劑的作用.(6)觀察窗,又稱視液玻璃,有兩個作用:一是指示系統(tǒng)中是否有足夠的制冷劑;二是指示制冷劑中是否有水分.觀查窗安裝在液管通路中或儲液罐的出口處.這樣便于觀察.發(fā)現(xiàn)出現(xiàn)氣泡或泡末,則說明系統(tǒng)工作不正?；蛑评鋭┎粔?(7)易熔塞,是一種安全措施,一般安裝在儲液干燥器的頭部,用鏍塞擰入.中間是一種銅鋁合金,但制冷工質溫度升到(95110),易熔合金熔化,制冷劑逸出,避免了系統(tǒng)中的其他部件的破壞. 制冷系統(tǒng)的連接部件:汽車制冷系統(tǒng)的連接部件主要是連接蒸發(fā)器,冷凝器和壓縮機的管路組成,通常分為軟管和硬管,軟管又分為金屬軟管(波紋管),橡膠軟