汽車空調器的設計說明書(共26頁)

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上 XXXXXXX畢業(yè)設計說明書院 (系) : 環(huán)境與市政學院 專 業(yè) : 熱能與動力工程 學生姓名: XXXXXXXX 學 號 : XXXXXXX 設計題目： 汽車空調器的設計 起迄日期: 設計地點: 指導教師: 教研室主任: 目錄第一章1.1引言 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 11.2汽車空調器的發(fā)展歷史與現(xiàn)況 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 2 1.3課題的提出及主要研究方法 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3第二章 2

2、.1本畢業(yè)設計課題的目的和要求 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 2.2本畢業(yè)設計課題的技術要求與數(shù)據(jù) _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 2.3本畢業(yè)設計課題成果的要求 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第三章 3.1工況條件確定 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3.2空調冷負荷計算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3.3空調冷負荷的確定 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _

3、_ _ _ _ _ _ _ 第四章 4.1確定壓縮機的的排氣壓力，吸氣壓力，排氣比焓及溫度 _ _ _ _ _ 4.2計算額定空調工況制冷系統(tǒng)所需制冷量 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _4.3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_ _ 4.4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 _ _ 4.5測試工況壓縮機所需制冷劑單位質量流量qm,t為 _ _ _ _ _ _ _ _ 4.6確定測試工況下壓縮機所需軸功率 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 4.7根據(jù)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

4、縮機的型號 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第五章 5.1 冷凝器的設計負荷 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 5.2冷凝器的設計計算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第六章 第七章 7.1 熱力膨脹閥的設計選型計算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 7.2貯液干燥劑的設計選型計算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第一章 緒論1.1引言 汽車空調的普及，是提高汽車競爭能力的

5、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。1.2汽車空調器發(fā)展的歷史、現(xiàn)況與發(fā)展趨向 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

6、，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(shù)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)

7、生產基本上仍是處于引進技術與開發(fā)、研究并舉的階段。從目前發(fā)展情況來看, 渦旋式壓縮機將是我國未來汽車空調的主要機型。由于這種壓縮機無吸、排氣閥,因此, 工作可靠、壽命長, 容積效率一般比滾動活塞式提高左右, 吸排氣連續(xù)、氣流脈動小, 運轉平穩(wěn)、且扭矩變化均勻, 最高轉速可達左右, 體積比往復式小, 重量比往復式輕, 絕熱效率提高。但渦旋式壓縮機在機械加工工藝方面難度較大, 須用專門的精密數(shù)控加工設備, 目前國內正著手研制這種新機型。換熱器性能的優(yōu)劣, 對汽車空調節(jié)能極為重要。由于汽車空調趨向小型化, 因而也要求換熱器向體積小、重量輕的高效小型化發(fā)展。為此, 汽車空調換熱器應從這幾方面進行改進冷

8、凝器將采用平流式冷凝器,它改變了傳統(tǒng)的制冷劑單通方式。其換熱能力比管帶式冷凝器強, 使冷凝溫度和壓力降低, 同時系統(tǒng)的排氣壓力和輸人功率也隨之降低。蒸發(fā)器采用層流式, 它類似于板式蒸發(fā)器, 制冷劑在很小的傳熱板間流動。其換熱效率比管帶式提高左右, 是將來最有前途的蒸發(fā)器型式。散熱翅片將采用超級條縫片, 超級條縫片與平片相比, 其換熱效果將會提1-2倍左右。 1.3課題的提出及主要研究方法 該課題的提出主要是因為個人畢業(yè)后的就業(yè)，考慮到畢業(yè)后要從事汽車方面的研究，并且自己所學專業(yè)在這方面主要是空調系統(tǒng)方面的知識，所以綜合考慮后便定下來這個課題。該課題的主要研究方法是通過對所學知識的歸納總結，依據(jù)

9、設計規(guī)范一一對空調系統(tǒng)的各方面進行設計選型計算，并最終繪出各系統(tǒng)器件及系統(tǒng)原理圖。第二章 畢業(yè)設計任務書2.1本畢業(yè)設計課題的目的和要求 通過畢業(yè)設計，把所學基礎理論和專業(yè)知識進行綜合，使學生進一步加深對專業(yè)知識的理解，并把所學專業(yè)知識運用到實踐中去，進一步比較全面的鍛 煉，提高分析、解決實際問題的能力。同時培養(yǎng)學生的創(chuàng)新意識，并為企業(yè)設計汽車空調器提供詳細的設計計算書。通過汽車空調系統(tǒng)的設計，學生應掌握汽車設計空調系統(tǒng)的整個程序，為今后走上工作崗位，從事產品的研究、開發(fā)打下基礎。2.2本畢業(yè)設計課題的技術要求與數(shù)據(jù)目前絕大部分汽車空調系統(tǒng)仍為蒸汽壓縮式制冷。其主要由壓縮機、冷凝器、膨脹閥和蒸

10、發(fā)器四大部件組成，并通過管路及其他輔助附件連接起來形成一個封閉的循環(huán)系統(tǒng)。其中膨脹閥和蒸發(fā)器一般組裝在一起，形成一個蒸發(fā)器總成。要求每個學生單獨設計一臺汽車空調器，其技術參數(shù)為：層疊式蒸發(fā)器：空氣干球溫度27，空氣濕球溫度19.5，膨脹閥進口表壓1700kPa，膨脹閥進口過冷度5，蒸發(fā)器出口壓力349.63kPa，蒸發(fā)器出口過熱度為5，蒸發(fā)器風量為500m3/h。平行流冷凝器：空氣干球溫度35，制冷劑入口壓力為1700kPa,制冷劑入口的過熱度為25，制冷劑出口的過冷度為5，迎面風速4.5m/s，或風量為2000m3/h。制冷機劑采用R314a；車體各維護結構參數(shù)如下： 頂圈 車側 車底1-鋼

11、板1=0.8mm 1-鋼板1=0.8mm,2-空氣層2=70mm 1-聚乙烯地板1=2.5mm2-聚氨脂2=3mm 3-鋼板3=0.8mm,4-紙板4=2.5mm 2-聚乙烯泡沫2=3mm3-聚乙烯泡沫3=3mm 5-聚氨脂5=3mm,6-聚乙烯泡沫6= 3-鋼板3=0.8mm4-淺灰色毛絨4=2mm 2.5mm,7-淺色人造革7=0.5mm汽車空調系統(tǒng)示意圖如下：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-低壓液管10-蒸發(fā)器11-鼓風機12-感溫包13-吸氣管專心-專注-專業(yè)2.3本畢業(yè)設計課題成果的要求畢業(yè)設計計算說明書不少于1萬字。采用計算機繪圖7

12、張，其中包括冷凝器、蒸發(fā)器設計圖各2張(包括剖面圖)，壓縮機連接圖1張，膨脹閥、儲液器等配件連接圖1張，產品部件、材料明細表1張。制冷原理圖。第三章 汽車空調系統(tǒng)冷負荷的計算3.1工況條件確定：夏季室外空氣計算溫度t0=35，車廂內溫度ti=27，轎車正常行駛速度為Wc=40Km/h，壓縮機正常轉速n=1800r/min。3.2空調冷負荷計算 3.2.1 太陽輻射及太陽照射的得熱量QT QT=k.(tm-ti).F (W)式中: QT車身外表面得熱量,W。 K車身圍護結構對室內的傳熱系數(shù), W/(m2.k)。轎車的傳熱系數(shù)K通過計算得到。并且對于車身不同部分其傳熱系數(shù)不同，計算的具體值見下面的

13、計算。 t0室外設計計算溫度，t0=35。 ti車廂內溫度，ti=27。tm日照表面的綜合溫度, 。 tm=eI/(a+k)+t0式中：I太陽輻射強度，W/m2 I=IS+IC IG太陽直射輻射強度，W/m2，IS=1.163853=992W/m2。 IS太陽散射強度，W/m2，IG=1.163140=162.82W/m2。 e表面吸收系數(shù)，深色車體取e=0.9，淺色車體取e=0.4。本計算取e=0.4。a 室外空氣與日照表面的對流換熱系數(shù), W/(m2.k)。 a=1.163(4+12Wc1/2) W/(m2.k) 其中:Wc是汽車行駛速度，本計算采用Wc=40km/h。a=1.163.(4

14、+1211.11/2)=51.15 W/(m2.k) F車體的外表面積，m2。 (1)通過車頂?shù)膫鳠崃縌T1 車頂?shù)谋砻娣e：F車頂 =2.35092m2 車頂傳熱系數(shù)由公式K=i=1nRi+Rw+Rn-1計算得：K車頂=1.942 W/(m2.k) I=IG+IS=992+162.82=1154.82 W/m2tm=0.41154.82/(51.15+1.942)+35=43.7 QT1=1.942(43.7-27)2.35092 =76.24W(2)通過車側面的傳熱量QT2車側面的面積 ： F側面=3.7341m2車側面的傳熱系數(shù)：K側面=2.074 W/(m2.k) I=(IS+IG)/2

15、=(992+162.82)/2=577.41 W/m2 tm=0.4577.41/(51.15+2.074)+35=39.34 QT2=2.074(39.34-27)3.7341=95.57W(3)通過車地板的傳熱量QT3 車地板由于未受太陽輻射的影響，但由于地面的反射熱和發(fā)動機熱量的影響，使地板的溫度比大氣溫度要高，一般取23,本計算取t03=35+3=38 車地板的面積： F地板=5.2552m2地板的傳熱系數(shù)： K地板=2.34 W/(m2.k) QT3=KF(t03-ti)=2.345.2552(38-27)=135.27W通過車身壁面的傳熱量QT為： QT=QT1+QT2+QT3=7

16、6.24+95.57+135.27=307.08W 3.2.2玻璃窗滲入的熱量QB QB=A.K(tb-ti)+C.A.qb. (W)式中： A玻璃窗面積，m2。A=4.m2 K玻璃的傳熱系數(shù)，K=6.2w/(m2.k)。 tb玻璃的溫度，取車室外溫度。tb=35。 ti車廂內的溫度，tI=27。 C玻璃窗的遮陽系數(shù),C=0.6。 非單層玻璃校正系數(shù)，=1。 qb通過單層玻璃的太陽輻射強度， qb=G.IG+S.IS W/m2 式中： G透過窗玻璃的太陽直射透射率，G=0.84。 S透過窗玻璃的太陽散射透射率，S=0.08。 qb=G.IG+S.IS=0.84992+0.08162.82=84

17、6.31W/m2QB=A.K(tb-ti)+C.A.qb=4.6.2(35-27)+0.64.846.311=2253.75W 3.2.3室外空氣帶入的熱量QA (1)新風量負荷QX QX=l0.n.(h0-hi)式中： n乘員人數(shù)，n=7。 l0每人每小時所需要的新鮮空氣量，l0=20m3/h。 空氣的密度，=1.146Kg/m3。 h0室外空氣的焓，h0=95.3KJ/Kg。 hi室內空氣的焓，hi=55.5KJ/Kg。 QX=720/36001.146(95.3-55.5)=1.774Kw(2)從門窗縫隙滲入的熱流量比較小，故計算門窗縫滲入的熱流量歸到新風量負荷中。 3.2.4發(fā)動機室傳

18、入車室內的熱量QE QE=KE.FE.(tE-ti)式中: KE傳熱系數(shù)，KE =2.074w/(m2.k)。 FE發(fā)動機室散熱與車室內壁面可傳熱的壁面積，m2。 FE=0.m2。 tE發(fā)動機室的溫度，一般比室外空氣溫度高20，取tE=55 QE= KE.FE.(tE-ti)=2.0740.(55-27)=57.13W 3.2.5人體散發(fā)的熱量QP QP=Qs+n.n0.q (w) 式中： n乘員人數(shù), n=4。 n0群集系數(shù)，取0.89 q人體所散發(fā)的熱量，司機人體散熱量q=175W，乘員人體散熱量q=116W QP=1175+60.89116=794.44W 3.2.6車廂內其他熱源的熱流

19、量Qq車廂內其他熱源主要包括儀器、設備、照明等，這類設備可依據(jù)熱源的額定功率、機器設備的效率、使用周期、負荷系數(shù)等因素確定。假如白天不需要開燈照明，可不計算照明燈的熱流量。驅動風機的電動機的熱流量Qm Qm=1000(1-)WmT2/24 式中： 電動機的效率，直聯(lián)=1。 Wm電動機的功率。 T2-每晝夜風機工作的時間。 Qm較小,由于無電機功率, 故該項沒有計算。 總的冷負荷Qg為： Qg=QT+QB+QA+QE+QP+Qm =307.08+2253.75+1774+57.13+794.44+0 =5186.4W3.3空調冷負荷的確定 為了安全起見，取修正系數(shù)K=1.05，從而實際冷負荷為：

20、 Qs=k.Qg=1.055186.4=5445.72W 故可取機組制冷量為5446W。第四章 汽車空調壓縮機的選型計算4.1確定壓縮機的的排氣壓力，吸氣壓力，排氣比焓及溫度(1)在這里忽略壓縮機吸氣管路和排氣管路的壓力損失，根據(jù)任務書中的已知條件可 知制冷劑R134a在額定空調工況下壓縮機的吸氣壓力和排氣壓力分別為： Pd=1700Kpa PS= 349.63KPa。(2)根據(jù)PS和ts，查表R134a過熱蒸氣的熱力性質表得：壓縮機吸氣口制冷劑比 焓hs=405.97KJ/Kg，比體積s=0.05976m3/Kg，比熵SS=1.737KJ/(KgK)。(3)根據(jù)PS和SS，查R134a過熱蒸

21、氣的熱力性質表得：壓縮機等比熵壓縮終了的制冷劑比焓hd，s=435.58KJ/Kg。(4)額定空調工況下壓縮機的指示效率i為：i=Te/Tc+b*te=(5+273.15)/(60.5+273.15)+0.0025=0.844(5)額定工況下，壓縮機的排氣比焓為：hd=hs+(hd,shs)/i=405.97+(435.58405.97)/0.844=441.05KJ/Kg(6)根據(jù)Pd和hd，查R134a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=71.4。4.2計算額定空調工況制冷系統(tǒng)所需制冷量(1)根據(jù)以知條件，膨脹閥前制冷劑液體溫度t4,為：t4,=tctsc=60.55=

22、55.5。(2)蒸發(fā)器出口制冷劑氣體溫度為：t1=te+tsh=5+5=10。(3)按t4,查表有：蒸發(fā)器進口制冷劑比焓h5,=h4,=280.67KJ/Kg，按t1和Pe查表有：蒸發(fā)器出口制冷劑比焓h1=hs=405.97KJ/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,=405.97280.67=125.3KJ/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=1.1Qs=1.15446W=5991W4.3將額定

23、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=5.991/125.3=0.0478Kg/s。(2)額定空調工況下壓縮機的單位質量制冷量qe,c為：qe,c=hsh5/=405.97280.67=125.30KJ/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=125.30/0.05976=2096.72KJ/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，因而額定空調工況壓縮機的制冷劑質量流量應為： qm,c=qm,s=0.0478Kg

24、/s。 該工況壓縮機所需制冷量Qe,c=qe,cqm,c=125.300.0478=5.989Kw。4.4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=60.5;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/=7;壓縮機的轉速n=1800r/min;不考慮壓縮機吸氣管路及排氣管路的壓降。(2)根據(jù)制冷劑的蒸發(fā)溫度te,t和冷凝溫度tc,t，查R134a飽和狀態(tài)下的熱力性質表，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=349.63KpaPc,t=1700KPa。 壓

25、縮機吸氣壓力Pst=pe,t =349.63KPa.壓縮機的排氣壓力Pd,t=Pc,t =1700KPa。(3)根據(jù)ts,t和Ps，t，查表有壓縮機測試工況下吸氣比焓hst=402.0KJ/Kg，吸氣比體 積st=0.05881m3/Kg，吸氣比熵Ss,t=1.724KJ/(KgK)。(4)根據(jù)膨脹閥前制冷劑液體溫度t4=tc,t-tsc,t=60.5，查表得膨脹閥前制冷劑 液體比焓h4=288.72KJ/Kg。(5)測試工況壓縮機的單位質量制冷量：qe.t=hs.t-h4=402.0-288.72=113.28KJ/Kg。(6)測試工況壓縮機單位體積制冷量qv,t為： qv,t=qc，t/s

26、t=113.28/0.05881=1926.20KJ/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(shù)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=Qe,c(t/c)(qv,t/qv,c)=5.99111926.20/2096.72=5.502Kw。4.5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=5.502/113.28=0.04857Kg/s。4.6確定測試工況下壓縮機所需軸功率(1)根據(jù)Pd,t和Ss,t，查表得壓縮機等比熵壓縮終了的制

27、冷劑比hd,s=434.08KJ/Kg，制 冷劑溫度td,s=66.25。(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=434.08402.0=32.08KJ/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=32.080.04857=1.5581Kw。(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)/(60.5+273.15)+0.0025=0.844。(5)測試工況壓縮機指示功率Pi,t為：Pi,t=Pts,t/i,t=1.5581/0.844=1.8461Kw

28、。(6)測試工況下壓縮機摩擦功率Pm,t為：Pm,t=1.3089D2SinPm10-5=1.3089(25.410-3)228.110-37 18000.5010510-5=0.1495Kw。(7)測試工況下，壓縮機所需軸功率Pe,t為：Pe,t=Pi,t+Pm,t=1.9600+0.1495=2.1095KW。4.7根據(jù)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=5.520Kw，qm,t=0.04857Kg/s時，壓縮機氣缸工作容積大約在95.20cm3左右，試選取壓縮機型號是SN7H10。根據(jù)壓縮機的計算，查其產品使用說明書知理論排氣量V

29、th=99.8cm3/r；制冷量可達Qet=5.7711KW5.502KW；質量輸氣量qmr,t=0.Kg/s0.04857Kg/s；壓縮機的軸功率Pe,t=1.8062.1095KW。 結果表明，在考慮壓縮機吸氣管路和排氣管路壓力損失的條件下，所選SN7H10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。該壓縮機具體參數(shù)如下： 排量cm3/r缸數(shù)缸徑mm行程mm最高轉速r/min制冷劑潤滑油功耗W99.8725.428.16500R134aAAI 125cm342第五章 汽車空調冷凝器的設計計算5.1 冷凝器的

30、設計負荷冷凝器熱負荷QcQc=mQe 其中：Qc冷凝器散熱量Qe系統(tǒng)熱負荷m負荷系數(shù)，一般家用空調器選用m=1.2左右，因為汽車空調上的冷凝器工 作條惡劣，通常選用m=1.4左右為宜。在此選用m=1.4. Qc=1.45446=7624W5.2冷凝器的設計計算該設計中制冷劑為R134a的空氣冷卻式冷凝器，換熱量Qc=7624W，冷凝液有5過冷，已知壓縮機在te=5，tc=60.5時，排氣溫度td=85.5，空氣進風溫度tal=35。在下列計算中用下標“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)確定制冷劑和空氣流量，根據(jù)tc=60.5和排氣溫度td=

31、85.5，以及冷凝液有5過冷，查R134a熱力性質表，可得排氣比焓hd=458.44KJ/Kg，過冷液體比焓h4/=280.67KJ/Kg,于是制冷劑的質量流量qm,r為qm,r= 取進出口空氣溫差ta2-ta1=12，則空氣的體積流量qv，a為 (2)結構初步規(guī)劃 冷凝器選用平流式結構，多孔扁管截面與百葉窗翅片的結構形式及尺寸如下圖所示：翅片寬度wf=16mm，翅片高度hF=8.1mm，翅片厚度F=0.135mm，翅片間距pF=1.4mm，百葉窗間距pL=1.1mm，百葉窗長度lL=6.5mm，百葉窗角度L=27 ；多孔扁管分六個內孔，每個內孔高度為1.2mm，寬度為2mm，扁管外壁面高度為

32、2mm，寬度wT=16mm，分三個流程，扁管數(shù)目依次為10，6，4。取迎面風速為va=4.5m/s。1) 每米管長扁管內表面積Ar為Ar=2(1.2+2)10-36=m2/m=3.8410-2m2/m2) 每米管長扁管外表面積Ab，a為Ab,a=2(16+2) 10-3m2/m=3.610-2m2/m3) 每米管長翅片表面積Aa,f為Af,a=28.110-31610-31/(1.40.001)m2/m=0.185m2/m4) 每米管長總外表面積Aa為Aa=Ab,a+Af,a=3.610-2+0.185=0.221m2/m5) 百葉窗高度hL為hL=0.5PLtanL=(0.51.1tan27

33、)mm=0.2802mm6) 扁管內孔水力直徑Dh,r為7) 翅片通道水力直徑Dh,a為(3)空氣側的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)a 根據(jù)已知條件，最小截面處風速Va,max為 按空氣進出口溫度的平均值，查取空氣的密度 =1.1025kg/m3,動力粘度=19.210-6Kg/(m.s),熱導率=2.7810-2W/(m.k),普朗特常數(shù)Pr=0.699，并計算出雷諾數(shù)Re、傳熱因子j、努塞爾數(shù)Nu及空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)a： (4)制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)r根據(jù)tc=60.5，查R134a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： =1049.7kg/m3;氣態(tài)制冷劑的密度： v=88.44

34、kg/m3;液態(tài)制冷劑的動力粘度系數(shù)： l=137.710-6kg/(ms)液態(tài)制冷劑的熱導率： l=65.610-3W/(mk)液態(tài)制冷劑的普朗特數(shù)： 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之戀流量時，取平均干度=0.5，于是當量制冷劑質量流量qmr,eq為 =0.1088Kg/s1） 第一流程的參數(shù)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?shù)r為 2） 第二流程的參數(shù)計算，其計算方法與第一流程一樣當量制冷劑質量流量為 制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)r為 3） 用同樣的方法可獲得第三流程的參數(shù)當量制冷劑質量流量為 制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)r為 4） 由于制冷劑側三個流程的表面

35、傳熱系數(shù)不一樣，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?shù)為 (5) 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ra=0.0003m2k/W,則傳熱系數(shù)K為對數(shù)平均溫差tm為 所以所需傳熱面積(以外表面為基準)A0為 所需扁管長度L為 取L=0.62m.(6)校核空氣流量，按迎風面積和迎面風速計算空氣體積流量qv，a為： qv，a=a(2+8.1)10-320L=4.510.110-3200.62=0.56358m3/s 與第一步按熱平衡關系計算出的0.5556 m3/s的相對誤差只有1.4%，不再重算。(7)計算空氣側阻力損失 則空氣側阻力損失

36、Pa為 最后根據(jù)空氣阻力和風量選擇風機。第六章 汽車空調蒸發(fā)器的設計計算本設計中要求設計的蒸發(fā)器為板翅式蒸發(fā)器，通過負荷計算可知在夏季需要向車內提供5446W的制冷量，采用R134a制冷劑，蒸發(fā)溫度te=5，蒸發(fā)器出口過熱度為5。已知蒸發(fā)器進風溫度：干球溫度27，濕球溫度19.5，風量500m3/h.在下列計算中用下標“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) 由設計任務中的條件te=5，過熱度為5，可知蒸發(fā)器出口制冷劑溫度為tr2=10。 根據(jù)進出口參數(shù)查R134a的熱力性質表，得hr2=405.97kJ/kg hr1=280.67kJ/kg.

37、制冷劑循環(huán)量 ：(2) 初步規(guī)劃 散熱板及翅片與百葉窗尺寸示意圖如下圖所示 散熱板： 寬wT=65mm，高hT=3.0mm，鋁板厚T=0.5mm，邊緣寬3.4mm，內部隔板寬3.7mm，由此可計算出內部流道尺寸hH、wH分別為： 翅片：寬度wF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度F=0.1mm，間距pF=1.8mm；百葉窗間距pL=1.1mm，百葉窗長度lL=6.8mm，百葉窗角度L=37.1） 每米散熱板長內表面積Ar為：2） 每米散熱板長外表面積Ab，a為：3） 每米散熱板長迎風面積Aface為：4） 每米散熱板長翅片表面積Af，a為：5） 每米散熱器長總外表面積Aa為：6） 肋通系數(shù)a

38、 ：7） 百葉窗高度hL為：8） 散熱板內孔水力直徑Dh，r為：9） 翅片通道水力直徑Dh，a為：(3) 干工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計算，選取迎面風速a=3m/s，根據(jù)已知條件求最小截面處風速a，max為 按空氣進出口溫度的平均值,查取空氣的密度=1.205kg/s、動力粘度=18.110-6kg/(ms)、熱導率=2.5910-2W/(mK)、普朗特數(shù)Pr=0.703等熱物理性質，并計算出空氣側的雷諾數(shù)Rea、傳熱因子j、努塞爾數(shù)Nu、表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)a。 (4) 計算析濕系數(shù)與濕工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),由蒸發(fā)器風量500m3/h 根據(jù)蒸發(fā)器換熱量可求得出風空氣的比焓ha2=23.06kJ/k

39、g(干空氣)，設車內空氣濕度為55%，查空氣的焓濕圖可查得出風溫度為干球溫度ta2=11.2，濕球溫度7.2，同時已知蒸發(fā)器進風溫度為干球溫度ta1=27，濕球溫度19.5，比焓ha1=55.6kJ/kg(干空氣)。 求出析濕系數(shù)為 于是，濕工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)eq，a為 eq，a=a=2.0286190.524=386.5W/(m2K)(5) 初估迎風面積和總傳熱面積 1)計算干空氣質量流量qm，a 2)計算迎風面積Aface,o 3)計算以外表面為基準的總傳熱面積Ao Ao=aAface,o=64.8820.=2.994m2 4)計算散熱板長度。一共22塊散熱板，分兩個流程，每個流程1

40、1塊散熱板， 則 取 =0.20m(6) 計算制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 由te=5，查R134a飽和狀態(tài)下的熱力性質表及熱物理性質圖，可得： 液態(tài)制冷劑的密度l=1276.95kg/m3 液態(tài)制冷劑的動力粘度l=270.310-6kg/(ms) 液態(tài)制冷劑的普朗特數(shù) 氣態(tài)制冷劑的密度 氣態(tài)制冷劑的動力粘度v=11.1810-6kg/(ms) 氣態(tài)制冷劑的熱導率v=12.210-3W/(mK)目前已知制冷劑進口干度為0.38，出口過熱，因此平均干度 由此，可計算其余參數(shù)的平均值，動力粘度core的平均值為 每一散熱板制冷劑質量流量qmr,eq/為 散熱板內孔的制冷劑質量流量qmr,A為 雷諾數(shù)Rec

41、ore為 干度 由上面的計算可以看到，制冷劑干度從0.380.540831變化，后面還有過熱蒸汽區(qū)，因此很難準確估計每一階段所占的百分比，只能憑經驗估計，在此，去過熱蒸汽區(qū)為30%，于是可計算出干燥點之前的兩相區(qū)約為20%，干燥點之后的兩相區(qū)約為50%。1)干燥點之前的兩相區(qū)，取=0.47，則在散熱板內孔內，制冷劑氣液兩相均為紊流工況的LockhartMartinelli數(shù)Xtt和關聯(lián)系數(shù)F(Xtt)分別為 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?shù)l為制冷劑兩相流的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為 2)過熱區(qū) 制冷劑側的雷諾數(shù)Reeq,r、普朗特數(shù)Prv、努塞爾數(shù)Nu、表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 分別為Prv=

42、0.847123)干燥點之后的兩相區(qū) 取=0.79，則把=0.54083代入干燥點之前的兩相換熱公式，計算得，于是為 而對數(shù)平均溫差tm為 取=0.55與前面計算出的2.994m2的相對誤差為0.3%(7) 計算空氣阻力損失Pa 按下式計算空氣側摩擦阻力因子f為 則空氣側阻力損失Pa為 最后根據(jù)空氣阻力和風量選擇風機。第七章 空調系統(tǒng)其他零部件的設計選配7.1熱力膨脹閥的設計選型計算該設計中，空調系統(tǒng)采用R134a作制冷劑，蒸發(fā)器采用多流程供液，蒸發(fā)溫度te=5，蒸發(fā)壓力Pe=349.63kPa，冷凝溫度tc=60.5，冷凝壓力Pc=1700kPa，閥前制冷劑液體溫度t1=55.5，液體過冷度

43、tsc=5，蒸發(fā)器負荷為Qe,s=5.991Kw.根據(jù)t0=te=5，查制冷劑的熱力性質表，可得在該溫度下制冷劑飽和蒸汽比焓ho=401.5KJ/kg,以及在該溫度下制冷劑飽和液體的比焓h6=206.72KJ/kg,根據(jù)t0=5，t1=to+tsh=10，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=405.97KJ/kg。根據(jù)t4/=tc-tsc=60.5-5=55.5,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/=280.67KJ/kg。 在該額定空調工況下，系統(tǒng)的單位質量制冷量qe,s為 系統(tǒng)中，制冷劑的單位質量流量qm,s為 在同一工況下，

44、流過熱力膨脹閥的制冷劑質量流量，應當?shù)扔诨蛏源笥谙到y(tǒng)中中冷機的質量流量，即qr,TXV=qm,s=0.04781kg/s。由于閥前制冷劑液體溫度t4/=55.5, 蒸發(fā)溫度te=5，與熱力膨脹閥的標準額定條件相同，則取K=1.0故熱力膨脹閥總的額定容量Qe,TXV為 根據(jù)容量Qe,TXV查熱力膨脹閥的技術手冊，選擇型號為QKF-L的熱力膨脹閥，其主要參數(shù)為容量Qe,TXV=3.0USRT，平衡方式為外平衡式，接管密封形式O型圈，外形尺寸(mm)5065397.2貯液干燥器的設計選型計算貯液干燥器的設計選配原則如下：1) 貯液干燥器容積應和整個空調系統(tǒng)內容積相匹配?？照{系統(tǒng)內容積大，貯液干燥器內容積也要大些，而系統(tǒng)內容積是由系統(tǒng)制冷量及系統(tǒng)裝配需要確定的。2) 貯液干燥器內容積和干燥劑體積協(xié)調，不允許干燥劑體積占滿貯液干燥器內容積，一般所存空間應大于干燥劑體積2倍。干燥劑確定也和系統(tǒng)內容積及制冷劑加注量有關。3) 貯液干燥器應考慮空調系