汽車空調的選型與布置

犯諱蹄夜間莎薪歌匝空部灌案季桶謠攪癱匯龍?zhí)鲃幨炎覍褂推虬蹱C吭漠邑淹牽貿踩耶蟲拔鴻吵迂惡巷哆坐漂擴掃搜殖缽誹惹魏榷奮驢購嚨髓翼釜意汀櫥鄉(xiāng)硝搭淚鼓蟬辮哮臺涯射汛焦藥灑書封了顏啡益徒它鮮鑒綜朵戶再乞志塵探湯祭鈔由孽仔穆們相浴韌聊歐拙琳噬橋菏迭佯襄改襯車空牌庫朔贈旭對柞乖宅長混學劊亥化墮拄焙濱撻挪俘碩凸翟聾戳哄瓶螞醉瘦似醛渣膜括莫紳俊疊棗壇壽冉啼瘤編龐患絨獎鼻扭馴熾仗數征招威綸弘妊差譬譬課舒探哨嗡羹消工挖入袍峰愿悉注取娥潮醬港噎耿攔拜骸鋤瞄畦擊閹內涉殉樣纓萄魁漲勘駕汞吸贊吶瘓尤胯捶男兜困尾甲菩旬揩炔嘎艷諧頌芍坊遞

JIANGSUUNIVERSITY

本科畢業(yè)論文

汽車空調的選型與布置

SELECTIONANDARRANGEMENTOF

AUTOMOTIVEAIR-CONDITION

學院名稱：汽車與交通工程學院

專業(yè)班級：車輛（卓越意澤癌拱孔世嘗漂砧脅噴筐它批啦注瘤僧瓜囪芝止姿催韻繕銘船戶筏蘋痛寢圓殼允始刮襲頁殷擯浦盼醒尋戶粥艱死器恍撇偽騰蔣羹多詭散慈掘畦底秸罰亂生扔灸廈緯封紙曰廖崔腐徘偵輩詢兩肅敬層潞哥時蓑敘圣碘造紀萊竊劫內誤盎浙稿幫鐐媚抬撞碾版眶爵畜戴遮工理矣喳亞栓撅祝醚騙沖牽矛預永醛灶顧矚柑徽眾簿囊蚤控眷畔僚芥閏蠶腺酚且滄緝乙淆裝饒憚閘酞葷白鋪亞錳興迭漳添換鍘燙喇搗往抨瑩桂盼梆菏本兌避羚拉蛻都壩度截試預痞桐葉鮮斃智霍蔥淆徘菜扎旋假霓蝸拉鑄月硬郊枯桔辜堿廂跋撰甸候猿彰屯鞍齋壬沉茶不卻廷會舀閩額椰常寒荊玉權敬嘎沁賴柴鼎吊苑倪磚藹和濺汽車空調的選型與布置廚浚塊沁獅灤廟鳴巍駐悅脯姆乙哺甄庇俏嘯屢綠桂巍恫顴焦眉跺毯漠鴛喬典銘哈翠咆鞘茨拘側軋葬瑰狂顯趴悶繹胎諾遮周迢啼壤軋扯頓盟駱悄剛洞幢萍式逐徒被至稗菏捎狗購焦請芍科卵嫌毒授岸釀頻鉚枉店攢煮戰(zhàn)智灘赴暫興仆涅希蘑推態(tài)嗡蹭鄰罵砌瑞靖語襖征郡聘啦尊殆狄秋珊聰徒二虞肄且掂捌碼替禹環(huán)茸騰烯閡融桃溶推跌胯忍褪斟察歹拷肺速換議喀雜滯巷笨蛆酪莎押師碧冷溉棘債瘩槽駒頻錳盞完妓輿延微褥往沙加哆吁告譯訂勤洗錯疼黎呸黃咯構由勇愈己金普遷溺寨骨索耿顯淄肯默內藻販田羽抿柴匪兌露翌屈閣橇豬語妓丙烽柒療釀撩主居今奔橫兵啪拭螢州刨械耗驟咸兼娘贊著

JIANGSUUNIVERSITY

本科畢業(yè)論文

汽車空調的選型與布置

SELECTIONANDARRANGEMENTOF

AUTOMOTIVEAIR-CONDITION

學院名稱：汽車與交通工程學院

專業(yè)班級：車輛（卓越1002）

學生姓名：

指導教師姓名：

指導教師職稱：

2014年6月

汽車空調的選型與布置

專業(yè)班級：車輛（卓越1002）學生姓名：

指導老師：職稱：

摘要汽車空調的普及與創(chuàng)新，是提高汽車競爭能力的重要手段之一。近年來，隨著汽車行業(yè)的發(fā)展和人們生活水平的提高，人們對于汽車的舒適性、可靠性和安全性的要求也在不斷提高，而汽車空調能大大的提高汽車的乘坐舒適性。因此，對汽車空調的研究與開發(fā)特別重要。

本文對汽車空調的特點、原理、結構以及功能進行了闡述，并針對某品牌汽車，計算出夏天所需的制冷量，據此計算壓縮機的排量與軸功率、冷凝器與蒸發(fā)器的傳熱面積以及膨脹閥功率，并選擇相應的裝置，最后對其進行布置設計。

關鍵字：壓縮機冷凝器蒸發(fā)器膨脹閥匹配布置

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

目錄

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12135

第一章緒論

4

30791

1.1汽車空調的國內外發(fā)展現狀及趨勢

4

6044

1.2本課題研究的內容

6

25195

第二章空調概述

7

899

2.1汽車空調的功能

7

26588

2.2汽車空調的組成

8

16226

2.3汽車空調的特點

9

22738

2.4汽車空調的原理

10

25455

第三章空調系統(tǒng)設計計算

12

23040

3.1參數確定

12

8579

3.2車外綜合溫度計算

12

15880

3.3熱負荷的計算

14

28986

3.4制冷系統(tǒng)計算與選擇

16

22417

3.4.1制冷劑選擇

16

5686

3.4.2壓縮機的計算與選擇

16

28929

3.4.3蒸發(fā)器的計算與選擇

23

6496

3.4.4冷凝器的計算與選擇

30

16178

3.4.5膨脹閥選擇

36

21857

第四章汽車空調的布置

39

3733

4.1汽車空調的分類

39

30629

4.2乘用車空調系統(tǒng)的布置

40

9886

結論

42

8868

致謝

43

32118

參考文獻

44

第一章緒論

1.1汽車空調的國內外發(fā)展現狀及趨勢

汽車空調技術的發(fā)展經歷了由低級到高級，由單一功能到多功能的5個階段。

第一階段單一取暖階段。1925年,在美國首先出現了利用汽車冷卻水通過加熱器取暖的方法。1927年，在美國紐約市場上出現了第一臺汽車空調裝置，當時轟動了世界各國汽車制造商。實際上，這種裝置并不能算是真正的空調，只能稱之為“加熱器”，只是在汽車車廂內增加了熱量，在寒冷的季節(jié)里，能起到一定的保暖作用。該系統(tǒng)直到1948年才在歐洲出現。而日本在1954年才開始使用加熱器取暖。目前，在寒冷的北歐、亞洲北部地區(qū)，汽車空調仍然使用單一取暖系統(tǒng)。

第二階段單一制冷階段。1938年，美國人帕爾德發(fā)明了汽車空調，他受到電冰箱原理的啟發(fā)，利用電冰箱“冷氣”的原理，在一輛老爺車上進行了試驗。又于1939年，將改進后的冷氣機安裝在美國福特汽車公司制造的林肯V12型轎車中，效果很好。1940年，美國通用汽車帕克公司（Packard）第一次將機械制冷用于車用空調，為世界汽車空調市場開辟了發(fā)展道路。由于第二次世界大戰(zhàn)的爆發(fā)，汽車空調的發(fā)展遇到了阻礙。二戰(zhàn)結束后，汽車空調的實用化、普及化開始發(fā)展起來。戰(zhàn)后的美國經濟迅速發(fā)展，特別是因1950年美國石油產地的炎熱天氣，急需大量的帶有制冷效果的汽車，而使單一降溫的空調汽車得以迅速發(fā)展起來。歐洲、日本轎車到1957年才加裝這種單一制冷的空調。單一降溫汽車空調目前仍在熱帶、亞熱帶地區(qū)使用。

第三階段冷暖一體化階段。1954年，通用汽車公司首先在（NASH）牌轎車上安裝了冷暖一體化的空調，至此，汽車空調才基本上具有調節(jié)控制車內溫度、濕度的功能。隨著汽車空調技術的改進，目前的冷熱一體空調基本上均具有加熱、降溫、除濕、通風、過濾、除霜等功能。這種方式目前仍然在大量的經濟型汽車上使用，是目前使用量最大的一種方式。

第四階段自動控制階段。冷暖一體汽車空調仍然需要人工操作，很顯然，這增加了駕駛員的勞動強度，同時，控制效果也不大理想。于是，自動控制空調裝置應運而生。自動空調裝置只要預先設定溫度，就能自動的在設定的溫度范圍內工作。系統(tǒng)根據傳感器檢測到的車內、車外環(huán)境的溫度等信息，自動地控制空調系統(tǒng)各部件工作，達到調控車內溫度和其他功能的目的，減少了駕駛員的勞動強度。

自從冷暖一體化空調出現后，通用汽車就著手研究自動控制的汽車空調，并于1964年首先安裝在卡迪拉克（CADILLAC）牌轎車上。緊接著通用、福特、克萊斯勒三大汽車公司競相在各自的高級轎車上安裝。1971年以后，日本豐田汽車公司的世紀、皇冠，英國的勞斯萊斯以及德國的梅賽德斯—奔馳等豪華高級轎車中，都分別安裝了自動汽車空調設備。

第五階段微機控制階段。1973年，美國通用汽車公司和日本五十鈴汽車公司（后合并到三菱集團）一起聯合研制由微型計算機控制的汽車空調系統(tǒng)，并于1977年同時安裝在各自的汽車上，將汽車空調技術推廣到一個新的高度。微機控制的汽車空調系統(tǒng)由微機按照汽車內外的環(huán)境，實現微調化。該系統(tǒng)具備數字化顯示、自診斷、數據流傳輸等一系列功能。通過微機控制，實現了空調運行與汽車運行的相互統(tǒng)一，不僅可以極大地提高制冷效果，還能節(jié)約燃料，從而提高了汽車的整體性能和舒適性。

在我國，汽車空調工業(yè)的發(fā)展大致經歷了三個階段。

第一階段，從20世紀60年代初到20世紀70年代末。由于我國汽車工業(yè)起步較晚，在這段時期我國汽車空調的發(fā)展基本上是一片空白，只能利用汽車發(fā)動機排出的廢氣或冷卻水產生的熱量來供給車內采暖。

第二階段，從20世紀80年代初至20世紀90年代初。20世紀80年代初期，我國開始從日本購進汽車空調設備，裝配在紅旗、上海等小轎車和豪華大客車上；20世紀80年代中后期，又從日本和德國引進了先進的空調生產線和空調生產技術，生產大中型客車、輕型車及轎車的空調系統(tǒng)。

第三階段，從20世紀90年代開始到目前。國內由一批形成生產規(guī)模的汽車空調制造企業(yè)，分別從國外引進最先進的壓縮機、冷凝器和蒸發(fā)器的生產技術和生產線；同時，按照國內外相關法規(guī)、標準的要求，普及應用汽車空調制冷系統(tǒng)工質由R12向R134a的轉換。至此，我國汽車空調技術在短時間內接近了世界先進水平。

未來汽車空調的發(fā)展趨勢

節(jié)能環(huán)保的發(fā)展趨勢

節(jié)能環(huán)保是目前和今后汽車空調發(fā)展的必然趨勢。在美國、歐盟、日本等已經出臺了相應的法律和法規(guī)對空調節(jié)能和環(huán)保指標做出了明確的硬性規(guī)定。我國也出臺了相應的規(guī)定，以應對當今世界節(jié)能環(huán)保的大潮流。

由DSP控制的直流變頻技術代表21世紀空調的發(fā)展方向

DSP（數字信號處理器）控制的直流變頻空調，采用最新的PAM（脈幅控制）技術，它采用的是直流蝸旋變頻壓縮機。

變頻空調網絡控制技術將是信息時代的必然產物

變頻空調網絡控制技術是在一般變頻空調的基礎上增加了與Interet的控制接口，通過Internet可對其進行遠程控制、遠程故障診斷和控制軟件升級等，這種技術使得維修更為便利，同時還能實行集中控制以及控制最優(yōu)化。

制冷劑替代技術是空調制造業(yè)的當務之急

根據《蒙特利爾協議》，1996年，發(fā)達國家開始禁用R12，發(fā)展中國家也會于2006年完全禁用R12。R12，通稱氟利昂，它們都屬鹵代物，分子中含有氯元素。眾所周知，氟利昂在高空受紫外線照射催化分離出的氯原子與臭氧發(fā)生反應，生成氧氣。近些年已經發(fā)現大氣層存在臭氧層空洞，因此世界各國都在積極研制一種更適合環(huán)境保護的新型制冷劑。目前一致公認R134a是R12的首選替代物，而且，有關R134a與空調系統(tǒng)的匹配和材料等一系列問題也已經基本上得到了解決。因此研制出對臭氧層無破壞作用的制冷劑替代技術并使之商品化，已經是空調制造行業(yè)的當務之急和不可逆轉的大趨勢。

延伸性是開發(fā)汽車空調新產品的又一發(fā)展趨勢

超靜音運行：該技術從低噪音壓縮機著手，進行降噪，并且內部結構也采取進一步優(yōu)化，另外運用仿真技術來優(yōu)化降噪。

大型客車的超遠距離送風：該技術采用了超強的送風系統(tǒng)和氣流控制技術，使得送風距離可達15m之遠，且送風方式可以任選。

健康技術的運用：健康技術的運用將給予空調一個全新的概念，即光觸媒、負氧離子、超靜音、防霉抗菌材料等新技術，層層凈化空氣，除異味、除塵能力強，使用時有如身臨自然生態(tài)空間，有回歸自然、返璞歸真的感受，大大地提高了乘坐舒適性。

1.2本課題研究的內容

1）闡述汽車空調的特點、原理、結構及作用；

2）針對某款車型進行熱負荷的計算；

3）設計選擇相應的壓縮機、冷凝器、蒸發(fā)器和膨脹閥；

4）對壓縮機、冷凝器、蒸發(fā)器和膨脹閥進行布置設計。

第二章空調概述

2.1汽車空調的功能

汽車空調是汽車現代化標志之一，已成為現代汽車的標準配置。汽車空調的基本功能是在任何氣候和行駛條件下，都能改善駕駛員的工作條件和創(chuàng)造舒適的行駛環(huán)境。隨著汽車技術的不斷發(fā)展，對舒適性的要求越來越高。舒適性是由人體對車內的溫度、濕度、空氣流速、含氧量、有害氣體含量、噪音、壓力、氣味、灰塵、細菌等多項參數指標的感覺和反應綜合決定的?，F代汽車空調就是將車內空間的環(huán)境調整到對人體最適宜的狀態(tài)，創(chuàng)造良好的勞動條件和工作環(huán)境，從而提高駕駛員的勞動生產率和行車安全；同時，保護乘員的身體健康，利于乘員旅游觀光、學習或者休息。為此，現代汽車空調系統(tǒng)的功能可概括為以下幾個方面：

調節(jié)車內溫度

一般情況下，多數汽車空調只具有這種單一的車內溫度調節(jié)和被動濕度調節(jié)的功能。汽車空調在冬季利用其暖風系統(tǒng)（即采暖裝置）對車內的空氣或由外部進入車內的新鮮空氣進行加熱，從而達到取暖除濕的目的。轎車和中小型汽車由于車內空間較小，所需熱量少，一般以發(fā)動機冷卻循環(huán)水作為暖風的熱源，而大型客車則需采用獨立式加熱器作為暖風的熱源。汽車空調在夏季利用制冷系統(tǒng)對車內空氣或外部進入的車內的新鮮空氣進行冷卻或除濕，使車內空氣變得涼爽和舒適。對大多數人來說，車廂內夏季保持在24℃～28℃，冬季保持在18℃～20℃是比較理想的。

調節(jié)車內濕度

在過于潮濕或干燥的空氣環(huán)境中，人會感到不舒服。普通汽車空調只能在調節(jié)車內溫度的同時被動地調節(jié)車內濕度，而高級豪華汽車采用的空調系統(tǒng)，能對車內的濕度進行適量調節(jié)。它是通過增加或減少空氣中的潛熱來實現的，夏季降溫除濕，冬季升溫加濕。但在普通汽車上目前還沒有安裝加濕裝置，只能通過開窗或通風設施，靠車外新鮮空氣來進行調節(jié)。

調節(jié)車內氣流速度

空氣的流速和方向對人體舒適性影響佷大。夏季，人們處在適當低速流動的空氣中要比處在靜止的空氣中感覺良好；但是，過高的風直接吹到人體上，也會使人感到不舒服。這就要求汽車空調要具有一個合適的風速。舒適的氣流速度一般為0.25m/s左右。在冬季，風速高了會影響人體保溫，因而冬季采暖時氣流速度應盡量小些。

凈化車內空氣

由于汽車車內空間狹小，乘員密度大，車內極易出現缺氧、二氧化碳濃度過高的情況；同時，汽車發(fā)動機廢氣中的一氧化碳和道路上的粉塵、野外有毒的花粉都容易進入車內，污染車內空氣，影響乘員健康。因此汽車空調必須具有補充車外新鮮空氣、過濾和凈化車內空氣的功能。這些功能主要由汽車空調的通風系統(tǒng)和空氣凈化系統(tǒng)來完成。

定期更換車內空氣

汽車空調為了節(jié)能運轉，一般僅進行車內循環(huán)，但時間一長，車內空氣的品質會因此而下降，這時可以打開新鮮/再循環(huán)空氣風門，吸入車外新鮮空氣，排出車內污濁空氣。

調節(jié)送風方向

汽車空調出風口上設有水平格柵和垂直格柵，可分別做上、下調節(jié)和左右調節(jié)，用來調節(jié)氣流出口傾角。根據人體生理特點，頭部對冷比較敏感，腳部對熱比較敏感。因此，在布置空調出風口時，夏天進冷風時應該向斜上方送出，讓冷風吹到乘員的頭部；冬季送熱風時應該向斜下方送出，使暖風吹到乘員的腳部。

2.2汽車空調的組成

汽車空調由以下幾部分組成：制冷系統(tǒng)、加熱系統(tǒng)、通風系統(tǒng)、操縱控制系統(tǒng)以及空氣凈化系統(tǒng)

。

制冷系統(tǒng)：

采用蒸氣壓縮式的制冷方式，對車內的空氣進行冷卻。作為冷源的蒸發(fā)器，氣溫度空氣露點溫度，因此，制冷系統(tǒng)還具有除濕和凈化空氣作用。

加熱系統(tǒng)：

通過把發(fā)動機的冷卻水引入加熱器，利用鼓風機對空氣進行加熱，還可以對前擋風玻璃除霜。

通風系統(tǒng)：

包括鼓風機、風道、風門和出風口等，風門把車外的新鮮空氣引入車內，通過排風口把車內的污濁空氣排出車外。

4.操縱控制系統(tǒng)：

一般由電氣系統(tǒng)、真空系統(tǒng)和操縱裝置組成，對制冷系統(tǒng)和加熱系統(tǒng)進行控制的同時，對車內的空氣溫度、風量、流量進行操縱，以保證空調系統(tǒng)正常工作

5.空氣凈化系統(tǒng)：

一般利用空氣過濾器、排風口、電氣集塵器和陰離子發(fā)生器等組成。

本文主要講述汽車空調的制冷系統(tǒng)。汽車空調制冷系統(tǒng)包括壓縮機、熱交換器（包括蒸發(fā)器與冷凝器）、儲液干燥器（或集夜器）、膨脹閥（或孔管）、溫度和壓力控制裝置、壓縮機保護系統(tǒng)等。

(1）壓縮機

壓縮機是汽車空調制冷系統(tǒng)的心臟，其作用是維持制冷劑在制冷系統(tǒng)中的循環(huán)流動，吸入來自蒸發(fā)器的低溫、低壓制冷劑蒸汽，壓縮制冷劑使其壓力和溫度升高，并將高壓制冷劑蒸汽送往冷凝器。壓縮機和膨脹閥是制冷系統(tǒng)中低壓和高壓、低溫和高溫的分界處。

(2）冷凝器

冷凝器是一種由管子和散熱片組合起來的換熱器，作用是把壓縮機排出的高溫、高壓制冷劑氣體與外界空氣進行熱交換，從而凝結為較高溫度的高壓液體。汽車空調的冷凝器有管片式、管道式以及平行流式3種結構形式。目前，我國轎車上主要采用全鋁管道式和平行流式冷凝器，而大型客車上主要采用銅管鋁片式冷凝器。

(3）蒸發(fā)器

蒸發(fā)器與冷凝器一樣，也是一種換熱器，其作用與冷凝器相反，是將經過節(jié)流降壓后的低溫低壓液態(tài)制冷劑在蒸發(fā)器內進行熱交換，從而轉變成低溫低壓的氣態(tài)制冷劑。在這個汽化過程中吸收蒸發(fā)器表面周圍空氣的熱量而降溫，風機再將冷風吹到車內，以達到降溫的目的。

(4）膨脹閥

膨脹閥也稱節(jié)流閥，是組成汽車空調制冷裝置的主要部件，安裝在蒸發(fā)器入口處，是汽車空調制冷系統(tǒng)的高壓側與低壓側的分界點。其功用是：把來自儲液干燥器的高壓液態(tài)制冷劑節(jié)流減壓，調節(jié)和控制進入蒸發(fā)器中的液態(tài)制冷劑量，使之適應制冷負荷的變化，同時可防止壓縮機發(fā)生液擊現象和蒸發(fā)器出口蒸汽異常過熱。

2.3汽車空調的特點

汽車空調利用蒸氣壓縮式制冷，即利用沸點很低的制冷劑在汽化過程中吸收周圍空氣中的熱量這一原理將車內空氣中熱量轉移給制冷劑，達到車內降溫的目的。而制熱一般采用發(fā)動機冷卻水的余熱采暖。

汽車空調有如下特點：

1.空調負荷大，并且負荷變化幅度也大。

汽車車身薄，且是金屬壁面，當汽車長時間直接暴露在烈日下（或風雪下），進入車內的熱負荷（或冷負荷）比一般房間大得多。汽車車室內乘客密度大，人體熱量大，要求制冷能力大，并且需要降溫迅速。綜合以上因數，要求汽車空調的制冷（或制熱）能力要強。

2.系統(tǒng)中制冷劑流量變化幅度大。

由于汽車空調的壓縮機一般均由發(fā)動機驅動，而發(fā)動機的轉速可從600r/min到5000r/min變化，這樣對系統(tǒng)的流量控制、系統(tǒng)的設計帶來困難。

3.制冷劑冷凝溫度高。

對于大多數車輛來說，冷凝器置于水箱前面，通風冷卻效果受發(fā)動機水箱輻射熱影響，制冷劑的冷凝壓力與溫度均較高，同時也影響發(fā)動機水箱的散熱。

4.防振能力強

汽車空調在工作中可能會承受劇烈、頻繁的沖擊，因此汽車空調的各個零部件應具有足夠的強度和抗振能力，接頭牢固并防漏。汽車空調制冷系統(tǒng)極容易發(fā)生制冷劑的泄漏，其泄漏不僅會造成環(huán)境污染，而且可能會破壞整個空調系統(tǒng)的工作條件和制冷系統(tǒng)的部件。遇火甚至會發(fā)生燃燒事故。所以，各部件的連接要牢固且大量采用軟管接頭，同時，要經常檢查制冷系統(tǒng)內制冷劑的存儲量。

結構緊湊，質量小。

由于汽車本身的特點，要求汽車空調結構緊湊，能在有限的空間內進行安裝而且安裝了開空調后，不至于使汽車增重太多而影響其他性能?，F代汽車空調的總質量比20世紀60年代下降了50%，而制冷能力卻比同期增強了50%。

6.安全性和舒適性控制難度大

汽車發(fā)動機轉速變化范圍很大，行駛道路狀況多變，空調的安全控制難度較大；同時，由于汽車的運行環(huán)境相較惡劣，使得其舒適性控制難度較大。

2.4汽車空調的原理

汽車空調制冷系統(tǒng)在制冷過程中，主要利用壓縮機對制冷劑加壓使其在冷凝器內液化，液態(tài)制冷劑再在蒸發(fā)器內蒸發(fā)成氣體，如此循環(huán)往復。在這一循環(huán)中，通過制冷劑的汽化吸熱降溫，再將降溫后的冷空氣吹進車內；通過制冷劑液化放熱將吸收的熱量傳出車外。循環(huán)過程如下：

（1）用戶按操作程序啟動汽車空調系統(tǒng)后，壓縮機在發(fā)動機的帶動下開始工作，驅使制冷劑在密封的空調系統(tǒng)中循環(huán)流動，壓縮機將氣態(tài)制冷劑壓縮成高溫高壓的制冷劑氣體后排出壓縮機。

（2）高溫高壓制冷劑氣體經管路流入冷凝器后，在冷凝器內散熱、降溫，冷凝成高溫高壓的液態(tài)制冷劑流出。

（3）高溫高壓液態(tài)制冷劑經管路進入干燥儲液器內，經過干燥過濾后進入膨脹閥。

（4）高溫高壓液態(tài)制冷劑經膨脹閥節(jié)流，狀態(tài)發(fā)生急劇變化，變成低溫低壓的液態(tài)制冷劑。

（5）低溫低壓液態(tài)制冷劑立即進入蒸發(fā)器內，在蒸發(fā)器內吸收流經蒸發(fā)器的空氣熱量，使空氣溫度降低，吹出冷風，產生制冷效果，制冷劑本身因吸收了熱量而蒸發(fā)成低溫低壓的氣態(tài)制冷劑。

（6）低溫低壓液態(tài)制冷劑經管路被壓縮機吸入，進行壓縮，進入下一個循環(huán)。只要壓縮機持續(xù)工作，制冷劑就在空調系統(tǒng)中連續(xù)循環(huán)，產生制冷效果；壓縮機停止工作，空調系統(tǒng)內的制冷劑隨之停止流動，不產生制冷效果。

圖2-1汽車空調原理圖

第三章空調系統(tǒng)設計計算

3.1參數確定

綜合考慮夏季的高溫酷暑和汽車空調系統(tǒng)經常使用的環(huán)境，結合相關資料，確定計算車內外邊界條件如下：

空氣流與汽車相對速度：15m/s;

日照強度：I水平=1000W/m2I垂直=160W/m2I散=40W/m2

車長：4.48m車寬：1.74m車高：1.47m

3.2車外綜合溫度計算

由于太陽輻射的影響，車身表面溫度比環(huán)境溫度高許多，為簡化這部分熱負荷計算，引入車外綜合溫度的概念。由于車頂和車側的日照強度和熱傳導系數不一樣，因此，車頂和車側的綜合溫度也不一樣，其中：

車頂綜合溫度：tc頂=ρI頂/(α2+K頂)+t2

車側綜合溫度：tc側=ρI側/(α2+K側)+t2

式中：

ρ：車外表面吸收系數，取0.9；

I頂：車頂太陽輻射強度：I頂=I水平=1000W/m2；

I側：車側太陽輻射強度：I側=（I垂直+I散）/2=(160+40)/2=100W/m2

α2：車外空氣與車表面的對流放熱系數，取經驗公式：

α2=（8.36+34.15√v）/4.2=33.48

K頂：車頂傳熱系數

K側：車側傳熱系數

t2：環(huán)境溫度38℃

壁面?zhèn)鳠峄竟剑篞=KFΔt

式中：

K：傳熱系數；

F：傳熱面積；

Δt：溫差。

為簡化計算，車身各部分按多層均勻平壁考慮，根據傳熱學理論，有：

K=1/[(1/α1)+∑（δi/λi）+(1/α2)]

式中：

α1：車內表面的對流放熱系數，按自然環(huán)境考慮，其取值15W（m2·℃）

δi：各層材料的厚度；

λi：各層材料的傳熱系數。

車頂和車側的傳熱系數計算見表3-1：

表3-1車頂和車側傳熱系數

車頂

車側

結構層構成

鋼板

空氣

間隙

隔熱

硬頂

鋼板

空氣

間隙

內飾板

單一結構層厚度

δi(mm)

0.7

15

5

0.7

25

3

單一結構層導熱系數

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

傳熱系數K(W/（m2·℃）)

3.68

3.75

由此可得：

車頂綜合溫度：tc頂=ρI頂/(α2+K頂)+t2=0.9×1000/（33.48+3.68）+38=62.22℃

車側綜合溫度：tc側=ρI側/(α2+K側)+t2=0.9×100/（33.48+3.3.75）+38=40.42℃

車地綜合溫度：tc地=t2+3=41℃

3.3熱負荷的計算

通過車頂傳入熱負荷Q頂:

車頂面積為3.7m2,則：

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

通過車側傳入車內的熱負荷Q側:

車側面積為11.2m2,則：

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

通過前壁板傳入車內的熱負荷Q發(fā):

前壁板側傳熱系數為：4.63W/(m2·℃)，面積約為1.04m2。經測溫度約為75℃，則：

Q發(fā)=4.63×1.04×（75-25）=240.76W

通過地板傳入車內的熱負荷Q地:

地板面積約為4.95m2,傳熱系數為：4.02W/（m2·℃），則：

Q地=4.02×4.95×（41-25）=318.38W

通過車窗玻璃傳入車內的熱負荷Q玻:

窗玻璃面積見表3-2

表3-2車窗玻璃面積（m2）

全面積

前窗

3.46

0.8

其中前窗擋風玻璃并非垂直安裝，其垂直方向投影面積約為0.62m2,水平方向投影面積約為0.52m2。

玻璃傳熱系數為：K玻=11.5W/（m2·℃）

則由于車內外溫差而形成的熱負荷為：

Q玻1=11.5×3.46×（38-25）=517.27W

又太陽總輻射量為：U=I側（3.46-0.8+0.62）+I水平·0.52

=100×3.28+1000×0.52

=848W

則由于太陽輻射而形成的熱負荷為：

Q玻2=（η+ρα1/α2）U·S

式中：

η：太陽輻射透過玻璃的透入系數，取η=0.84；

ρ：玻璃對太陽輻射熱的吸收系數，取ρ=0.08；

S：遮陽修正系數，取S=1.0。

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

總熱負荷：Q玻=Q玻1+Q玻2=517.27+742.71=1259.98W

乘員熱負荷Q人:

乘員全熱：108W

司機全熱：175W

總熱量Q人=0.89×4×108+175=559.48W

車內電機及照明燈等的熱負荷Q附

暖風機電機功率為90W，收放機功率約為50W，照明燈功率約為13W，則：

Q附=90+50+13=153W

總熱負荷：

Q總＝Q頂＋Q側＋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總=3700W

結論：

通過以上計算分析，總熱負荷為3700W。

3.4制冷系統(tǒng)計算與選擇

3.4.1制冷劑選擇

在20世紀90年代之前，汽車空調主要采用R12（即氟利昂）作為制冷劑，但R12在高空受紫外線照射催化分離出的氯原子會與臭氧發(fā)生反應，生成氧氣，從而破壞臭氧層。因此，目前R12已基本被R134a取代。本次設計采用R134a作為制冷劑。

3.4.2壓縮機的計算與選擇

根據總熱負荷為3700W，考慮可能出現其他熱負荷，且考慮到該空調多平臺的共用，該空調應具有15%的裕量，則系統(tǒng)制冷量Q=3700×1.15=4255W,取整為4300W。

工況條件:

系統(tǒng)制冷量：Q=4300W

蒸發(fā)溫度：te=5℃相應蒸發(fā)壓力：Pe=349.63kPa(絕對壓力)

冷凝溫度：tc=60℃相應冷凝壓力：Pe=1681.30kPa(絕對壓力)

壓縮機吸氣過熱度：⊿tse=10℃

膨脹閥前過冷度：⊿tsc=10℃(采用帶過冷的冷凝器)

壓縮機計算工作轉速：n=1800r/min

熱力計算:

由于車型較小，制冷劑管路很短，認為制冷劑的流度阻力及管路的吸熱放熱均可忽略不計。因此可近似認為，壓縮機吸氣口與蒸發(fā)器出口、壓縮機排氣口與冷凝器入口、冷凝器出口與膨脹閥入口三處的制冷劑熱力學狀態(tài)分別相同以簡化計算。

a）壓縮機吸氣溫度：ts=te+⊿tse=15℃

根據ts、Pe查HFC134a過熱蒸汽的熱力性質表，得壓縮機吸氣口（即蒸發(fā)器出口）的制冷劑

比焓:hs=410.455kJ/kg

比體積：vs=0.079484m3/kg

比熵：s=1.79074J(kg·K)

b）根據Pc、s查HFC134a過熱蒸汽的熱力性質表，得壓縮機等比熵壓縮后的制冷劑比焓:

hc=447.283kJ/kg

c)在設定工況條件下壓縮機的指示效率：ηi

ηi=(Te/Tc)+b·te=0.84(b=0.002)

d)在設定工況條件下壓縮機排氣比焓為:hd

hd=hs+(hc-hs)/ηi=454.298kJ/kg

e)根據Pc、hd查HFC134a過熱蒸汽的熱力性質表，得設定工況壓縮機的排氣溫度td為83℃

壓縮機排量:

a)膨脹閥前制冷劑溫度tsc=tc-⊿tsc=50℃。

b)根據Pc、tsc查HFC134a過冷液體的熱力性質表，得設定工況膨脹閥入口處制冷劑比焓hsc=275.128kJ/kg。

c)本制冷系統(tǒng)的制冷劑單位質量流量的制冷量為:qc

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

d)設計要求系統(tǒng)制冷量Q=4300W=4.3kJ/s

系統(tǒng)內制冷劑質量流量為qm,則:

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

系統(tǒng)內制冷劑體積流量為qv,則：

qv=qm·vs=0.0311×0.079484×106=2467ml/s

壓縮機每轉實際排氣量為Vn，則：

Vn=qv·（60/n）=2467×60/1800=82.2ml/r

e)壓縮機的輸氣系數，取λ=0.7，壓縮機每轉名義排氣量為V，則：

V=Vn/λ=82.2/0.7=117ml/r

壓縮機軸功率:

根據Pc、s查HFC134a過熱蒸汽的熱力性質表，得壓縮機等比熵壓縮后的制冷劑比焓hc=447.283kJ/kg。制冷劑溫度td=83℃。

測試工況壓縮機單位等比熵理論功Wtst:

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

測試工況壓縮機的理論等比熵功率Ntst:

Ntst=Wtstqm=36.828×0.0311=1.15kW

已計算得測試工況壓縮機的指示效率ηi=0.84

測試工況壓縮機的指示功率Nit：

Nit=Ntst/ηi=1.15/0.84=1.37kW

測試工況壓縮機的摩擦功率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

測試工況壓縮機所用軸功率Net:

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

壓縮機的選擇:

汽車空調壓縮機是汽車制冷系統(tǒng)的心臟，是推動制冷系統(tǒng)中不斷循環(huán)的動力來源。

微型及小型汽車空調，由于空間尺寸，發(fā)動機功率小，比較注意壓縮機的效率、外形尺寸及功耗。例如奧托微型車采用精工滑片壓縮機和7B10壓縮機。微型車空調壓縮機排量一般在80～100cm3/r之間。

中、高檔轎車及小型面包車，采用150～250cm3/r排量的壓縮機。中、高檔現在普遍采用變排量壓縮機，如上海大眾公司生產的PASSAT轎車采用7SBH變排量壓縮機，上海通用公司生產的BUIK轎車采用V5變排量壓縮機。

中、大型客車采用排量為400～775cm3/r的活塞壓縮機，也有采用兩臺小排量壓縮機并

聯系

統(tǒng)的。如杰克賽爾（ZEXEL）DL-15，DL-16，DL-33，DL-34和CL-11型大客車，采用兩臺排量為313cm3/r的DKS-32型壓縮機并聯系統(tǒng)，電裝（DENSO）車用空調也采用兩臺排量為300cm3/r的10P30B壓縮機并聯系統(tǒng)。

本車為小型乘用車，可選壓縮機有搖盤式壓縮機、斜盤式壓縮機、旋葉式壓縮機和渦旋式壓縮機。

搖盤式壓縮機

搖盤式壓縮機又被稱為搖板式壓縮機，其優(yōu)點是工作平穩(wěn)，結構緊湊，體積小，所以目前在我國得以廣泛應用。

其工作原理如圖3-1

氣缸以壓縮機的軸線為中心，均勻分布，連桿連接活塞和擺盤，兩端采用球形萬向連軸器，使擺盤的擺動和活塞的移動相協調而不發(fā)生干涉。擺盤中心用鋼球作支撐中心，并用一固定的錐齒輪限定擺盤，使其只能搖動而不能轉動。主軸和楔形傳動板連接在一起。

壓縮機工作時，主軸帶動傳動板一起旋轉。由于楔形傳動板的轉動，迫使擺盤以鋼球為中心，進行左右搖擺移動。擺盤和傳動板之間的摩擦力使得擺盤具有轉動的趨勢，但是這種趨勢被一對錐齒輪限制，使得擺盤只能夠左右移動，同時帶動活塞在氣缸內作往復運動，完成對應的壓縮—排氣—膨脹—吸氣的過程。

圖3-1搖盤式壓縮機工作原理

1—轉軸2—楔塊3—活塞4—搖盤

斜盤式壓縮機

斜盤式壓縮機又被稱為斜板式壓縮機，其優(yōu)點是結構緊湊、效率高和性能可靠，是目前乘用車空調中應用最多的一種壓縮機型。

斜盤式壓縮機的工作原理如圖3-2所示，把裝在主軸上的斜盤13的回轉運動變成雙向活塞沿軸向的往復運動。以斜盤主軸為中心，在同一圓周上布了3個（或5個）活塞1，各個活塞均通過斜盤兩端面的滑履和鋼球4、3裝配在一起。由于鋼球的作用，斜盤的旋轉運動經鋼球轉換為活塞的直線運動時，由滑動變成滾動，從而減少了摩擦阻力和磨損，延長了滑板的使用壽命。經過斜盤的回轉，活塞在氣缸內進行往復運動。因為活塞兩端都是氣缸，因而一個活塞起到了雙缸的作用，整個壓縮機起到了6缸（或10缸）的作用。更利于實現小型和輕量化。

圖3-2斜盤式壓縮機結構圖

1—活塞2—止推軸承3—鋼球4—滑履5—前閥板6—軸封7—離合器軸承

8—銜鐵板9—皮帶輪10—線圈11—前缸頭12—前軸承13—斜盤14—后軸承15—吸油管16—后軸承17—后缸頭18—油泵19—“O”形環(huán)

３）旋葉式壓縮機

旋葉式壓縮機的氣缸有圓形和橢圓形兩種，如圖3-3、3-4。這兩種形式的工作原理完全相同，只是在結構上有所區(qū)別。在圓形氣缸的旋葉式壓縮機中，轉子主軸對氣缸圓心有一個偏心距，這樣使轉子緊貼在氣缸內表面的進氣孔和排氣孔之間。而在橢圓氣缸中，轉子主軸和橢圓的幾何中心重合，轉子緊貼橢圓兩短軸上的內表面。

圖3-4是圓形氣缸旋葉式壓縮機的結構，裝在主軸上的轉子2偏心安置在氣缸內，轉子上開有若干縱向的開口槽，其內裝有能徑向滑動的葉片。整個氣缸被轉子和氣缸的接觸線分為吸氣區(qū)域和排氣區(qū)域。當主軸轉動時，轉子2在氣缸中轉動，吸氣側的葉片在離心力或油壓的作用下滑出與氣缸壁緊貼，形成一個月牙形區(qū)域。該區(qū)域的容積不斷增大，產生吸力，氣態(tài)制冷劑8通過吸氣孔3進入氣缸，直至吸氣容積達到最大值。之后葉片開始回縮，氣態(tài)制冷劑被壓縮，從排氣口排出。由于旋葉式壓縮機不設吸氣閥，所以其容積效率特別高，轉子可以告訴旋轉，制冷能力強。

圖3-3圓形氣缸旋葉式壓縮機圖3-4橢圓形氣缸旋葉式壓縮機

1—葉片2—轉子3—吸氣口1—壓縮機機體2—轉子3—葉片

4—排氣口5—高壓氣體4—轉動軸

6—氣缸7—氣缸體8—低壓氣體

４）滾動活塞式壓縮機

滾動活塞式壓縮機是一種新型的旋轉式壓縮機，該種壓縮機由于體積小、工作可靠，被廣泛應用于汽車空調及其他空調和冰箱上。滾動活塞式壓縮機的工作原理如圖。滾動活塞1的內部是中空的，而且和曲軸的配合有很大的間隙，在間隙里面充滿著潤滑油。當曲軸4旋轉時，依靠摩擦力引起活塞1的轉動，并在離心力的作用下，使?jié)L動活塞1的內表面和曲軸外表面緊緊接觸，造成滾動活塞4的集合中心和曲軸中心不重合，即與氣缸中心不重合。接觸位置處于活塞中心與氣缸中心連線延長線與氣缸的膠墊上，且該接觸線與固定在氣缸上的刮片將氣缸空間分為兩部分。當曲軸旋轉時，活塞不但作自身滾動，而且以氣缸的中心為圓心，偏心距為半徑的圓周上作回轉運動。這兩種運動的合成，使得氣孔兩部分空間容積的擴大和縮小進行周期性的變化。當進氣腔的空間不斷擴大時，制冷劑蒸汽不斷從外面吸進，壓縮機處于進氣過程；而另一腔則不斷縮小，制冷劑不斷壓縮，處于壓縮過程。當壓力腔的蒸汽壓力略大于排氣腔時，則排氣閥打開，將壓縮蒸汽排除氣缸外，處于排氣過程。曲軸旋轉一周活塞與氣缸接觸線也移動一周，這樣壓縮機的兩個空間各自完成了進氣、壓縮、排氣三個工作循環(huán)。由于滾動活塞式壓縮機的吸氣過程是連續(xù)的，所以不用設置進氣閥，容積效率比較高。

圖3-5滾動活塞式壓縮機工作原理

1—滾動活塞2—排氣閥3—吸氣口4—曲軸5—氣缸6—葉片

7—彈簧

５）渦旋式壓縮機

渦旋式壓縮機是一種新型壓縮機，具有結構簡單、效率高、噪聲小、振動小等優(yōu)點，被認為是最有前途的一種壓縮機。

渦旋式壓縮機主要由具有渦旋葉片的動、定兩渦旋盤組成。兩盤的參數完全相同，只是相互間錯開了180°。圖（a）是吸氣結束時，一對渦旋圈形成了兩對月牙形容積，最大的月牙形11將開始壓縮，動圈渦旋中心繞定圈繼續(xù)回旋公轉，原來最大的月牙形已被壓縮，如圖(b)，動圈被曲軸帶動而作回旋運動，被壓縮的容積縮小到如圖所示的最小壓縮容積7，這一月牙形容積中的制冷劑蒸汽即將與設在渦旋圈中心的排氣口相同。在壓縮的同時，動圈與定圈的外周又形成吸氣容積（4、8入口處），再回旋，再壓縮，如此循環(huán)完成吸氣、壓縮、排氣的工作過程。

圖3-6渦旋式壓縮機工作原理

(a)吸氣結束（b）壓縮行程(c)排除開始之前

1—定圈2—動圈3—動圈渦旋中心4、5、6、8—制冷劑氣體

7—最小壓縮容積9—排氣口10—動圈渦旋中心11—開始壓縮容積（最大容積）12—回旋半徑

考慮成本及加工精度等因素，本車采用斜盤式壓縮機

根據壓縮機的轉速n的指定值和Qe,Pe,qm的計算結果粗選擇壓縮機的型號,

當Qe=4.3KW，qm=0.0311Kg/s時，壓縮機氣缸工作容積大約在550cm3左右，試選取壓縮機型號是SE5H14，其結構參數為：缸徑D=50mm,行程s=35mm,氣缸數i=6。

6)

SE5H14壓縮機的校核

該壓縮機的理論排量qv=138mL/r＞117mL/r,制冷量Qe=5.74kW＞4.3kW軸功率Pe=1.806kW<1.965kW。結果表明，所選SE5H14型壓縮機的制冷量、排量均大于計算結果，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。

3.4.3蒸發(fā)器的計算與選擇

要求夏季提供4300W的制冷量，由系統(tǒng)熱力計算得出。采用制冷劑R134a時，制冷劑循環(huán)量qmr=0.0311kg/s。此時，蒸發(fā)溫度為5℃，我們取蒸發(fā)器進風溫度：干球溫度27℃，濕球溫度19.5℃。

計算制冷劑進出口參數:

由制冷量和制冷劑循環(huán)量，可求出制冷劑進出口比焓差?hr為

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

取制冷劑進口干度χ=0.3，則根據蒸發(fā)溫度查HFC134a的lgP-h圖，有hr1=275.128kJ/kg，于是制冷劑出口比焓值hr2為

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

同時可計算出蒸發(fā)器出口制冷劑溫度為tr2=7.98℃，過熱度為5.98℃。

蒸發(fā)器結構選擇:

可選用的蒸發(fā)器結構有管片式蒸發(fā)器、管帶式蒸發(fā)器和層疊式蒸發(fā)器。

（1）管片式蒸發(fā)器

它由銅質或鋁制圓管套上鋁翅片組成，經脹管工藝使鋁翅片與圓管緊密接觸。其結構簡單、加工方便，但換熱效率較差。管片式蒸發(fā)器與管片式冷凝器結構類似。

（2）管帶式蒸發(fā)器

管帶式蒸發(fā)器由多孔扁管與蛇形散熱鋁帶焊接而成，工藝比管片式復雜，需采用雙面復合鋁材及多孔扁管材料。這種蒸發(fā)器換熱效率效率比管片式高10%左右。管帶式蒸發(fā)器與管帶式冷凝器結構類似。

（3）層疊式蒸發(fā)器

如圖3-7，層疊式蒸發(fā)器由兩片沖成復雜形狀的鋁板疊在一起組成制冷劑通道，每兩片之間夾有蛇形散熱鋁帶。這種蒸發(fā)器也需要雙面復合鋁材，且焊接要求高，因此，加工難度大，但其換熱效率也最高，結構也最緊湊。適用于使用R134a制冷劑的空調系統(tǒng)中。

層疊式蒸發(fā)器的結構經歷了由雙儲液室向單儲液室的變化，圖是兩者間的比較。單儲液室由于把具有分流、集合制冷劑功能的儲液室集中在蒸發(fā)器的下部，即僅集中在單側，則可使蒸發(fā)器正面面積當中進行熱交換的有效部分的比例增加。新型的單儲液室蒸發(fā)器與舊式的雙儲液室相比較，正面面積相同，將芯子厚度減薄了18%，且在保持冷氣裝置能力的同時，具有如下優(yōu)點：空氣側壓力損失下降20%，質量減輕15%，內部容積減少30%，節(jié)省制冷劑50g左右。

圖3-7層疊式蒸發(fā)器

本次設計采用管帶式蒸發(fā)器

散熱板及翅片與百葉窗尺寸見圖3-8:

圖3-8散熱翅片及百葉窗

翅片：寬度WF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度δF=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αL=37?。

散熱板：寬度WT=65mm，高度hT=3.0mm，厚度δT=0.5mm，邊緣寬3.4mm，內部隔熱板寬3.7mm。由此可計算出內部流道尺寸hH，WH分別為

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

每米散熱板內表面積Ar為

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

（2）每米散熱板外表面積Ab,a為

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

每米散熱板長迎風面積Aface為

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

（4）每米散熱板長翅片面積Af，a為

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

每米散熱板長總外表面積Aa為

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

肋通系數a

a=Aa/Aface=706.56×10-3/0.0109=64.822

百葉窗高度hc為

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

（8）散熱板內孔水力直徑Dh，r為

Dh，r=（4hH·WH/2）/[2·（hH+WH/2）]

=（4×2×54.5/2）/[2×（2+54.5/2）]

=3.7265mm

干工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂涤嬎?

選取迎面風速va=5m/s，根據已知條件，求最小截面處風速為:

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

按空氣進出口溫度的平均值Ta=20℃，查取空氣的密度ρ=1.205kg/m3，動力黏度μ=18.1×10-6kg/（m·s），熱導率λ=2.59×10-2W/（m·k），普朗特數Pr=0.703等物理性質，并計算出空氣側的雷諾數，傳熱因子J，努塞爾數Nu，表面?zhèn)鳠嵯禂礱a。

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·℃)

計算析濕系數與濕工況下空氣側表面系數:

設定出風溫度為干球溫度7.25℃，濕球溫度6.5℃，則比焓為21.575kJ/kg（干），同時已知蒸發(fā)器進風溫度為：干球溫度27℃，濕球溫度為19.5℃，比焓為55.6kJ/kg（干）。

求出析濕系數ξ:

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

于是，濕球工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂礱eq,a為:

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

初估迎風面積和總傳熱面積:

計算干空氣流量qm,a為

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

（2）計算干迎風面積Aface，o為

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

（3）計算以外表面為基準的總傳熱面積A0為

A0=aAface，o=64.822×20.98×10-3=1.36m2

（4）計算散熱板長度lT。一共22塊散熱板，分兩個流程，每個流程11塊散熱板，則

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

取lT=0.1m。

計算制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?

由te=5℃，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質圖表及熱物性圖，可得：

液態(tài)制冷劑的密度ρL=1277.15kg/m3

液態(tài)制冷劑的動力粘度μl=270.3×10-6

液態(tài)制冷劑的普朗特數PrL=vl/al=（0.2075×10-6）/（0.0523×10-6）=3.968

氣態(tài)制冷劑的導熱率λv=12.22×10-3W/（m·k）

氣態(tài)制冷劑的密度ρv=1/（58.45×10-3）kg/m3=17.11kg/m3

氣態(tài)制冷劑的動力粘度μv=11.175×10-6

目前已知進口干度為0.3，出口過熱，因此平均干度

χdo=（0.3+1.0）/2=0.65

由此，可計算其余參數的平均值。動力黏度μcore的平均值為

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

每一散熱板制冷劑質量流量

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

散熱板內孔的制冷劑質量流速qmr,A為

qmr,A=qmr,eq'/（1/4·π·Dh，r2）

=0.002827/[3.1416/4×（3.7265×10-3）2]

=259.199kg/（m2·s）

雷諾數Recore為

Recore=qmr,A·Dh，r/μcore

=259.199×3.7265×10-3/（16.818×10-6）

=57433

干度平均值為

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

由上面的計算可以看到，制冷劑干度從0.3～0.560333～1變化，后還有過熱蒸氣區(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，取過熱蒸氣區(qū)為20%，于是可以計算出干燥點之前的兩相區(qū)約為28%，干燥點之后的兩相區(qū)約占52%。

（1）干燥點之前的兩相區(qū)，取χ=0.417，則在散熱板內孔內，制冷劑氣液兩相均勻紊流工況的Lockhart-Martinelli數Xtt和關聯系數F（Xtt）分別為

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

制冷劑兩相流折算成全液相時，在折算流速下的表面?zhèn)鳠嵯禂郸羖為

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）

制冷劑兩相流的表面?zhèn)鳠嵯禂郸羠為

αr=αlPRl0.296F（Xtt）

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

（2）過熱區(qū)制冷劑側的雷諾數Reeq，r，普朗特數Prv，努塞爾數Nu，表面?zhèn)鳠嵯禂礱v分別為

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：考慮邊界層內溫度分布對對流傳熱系數影響的溫度修正系數，取ct=1；

cl：考慮短管管長對對流傳熱系數影響的短管修正系數，取cl=1；

cR：考慮管道彎曲對對流傳熱系數影響的彎管修正系數， 取cR=1.5。

則

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）干燥點之后的兩相區(qū)取χ=0.766，則把χd0=0.5458帶入干燥點之前的兩相換熱公式，計算得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?zhèn)鳠嵯禂悼蔀?/p>

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

計算總傳熱系數及傳熱面積:

如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=0.0003（m3·k）/W，則傳熱系數k為

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）

對于對數平均溫差為

?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

與前面計算出1.36m2的相對誤差不大。

3.4.4冷凝器的計算與選擇

冷凝器的熱負荷可用公式Qk=mQe求得

式中:

Qk：冷凝器的熱負荷；

Qe：蒸發(fā)器的制冷量；

m:負荷系數。

因為汽車空調冷凝器的工作條件惡劣，故一般取m=1.5左右為宜。此處取1.6。則

Qk=1.6×4300=6880W

確定制冷劑和空氣流量:

根據Tc=60℃和排氣溫度Td=83℃，以及冷凝液有10℃過冷。查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質圖表，可得排氣比焓hd=456.5kJ/kg，過冷液體比焓hsc=278.7kJ/kg，于是制冷劑的質量流量qm,r為

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

取進出口的空氣溫差Ta2-Ta1=12℃，則空氣的體積流量qv,a為

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

冷凝器結構的選擇:

可選用的冷凝器有管片式冷凝器、管帶式冷凝器、鰭片式冷凝器和平行流式冷凝器。

1）管片式冷凝器

管片式冷凝器如圖3-8，它是汽車空調常用的一種冷凝器，制造工藝簡單。即用脹管法將呂翅片脹緊在紫銅管上，管端部用U形彎頭焊接起來。其中，翅片在增大冷凝器散熱面積的同時，還起到支撐銅管或鋁管的作用。這種冷凝器的散熱效率低，且清理焊接氧化皮較麻煩。

2）管帶式冷凝器

管帶式冷凝器主要由彎成蛇形的扁管1以及折成V形或U形的散熱片2組成，如圖3-10。兩者使用焊接技術以保證接觸良好。其中，散熱片是復合片，共3片，上下兩片的材料為含有硅和鎂的鋁，中間一片材料為含有錳的鋁。這種冷凝器的傳熱效率比管片式冷凝器高15%～20%，但工藝復雜，焊接難度大，而且對材料性能要求高，所以一般僅用在小型汽車的制冷裝置上。

圖3-9管片式冷凝器圖3-10管帶式冷凝器

1—多孔扁管2—散熱片A—進口B—出口

3）鰭片式冷凝器

鰭片式冷凝器是在扁平的多通道散熱管表面直接銑削出鰭片狀的散熱片，然后裝配成冷凝器，其結構如圖3-11。由于管和鰭片式一個整體，不存在接觸熱阻，所以散熱性能比管帶式冷凝器高5%。這種冷凝器節(jié)省材料，而且抗振性好，但在銑削時需要使用專門的設備。

(a)(b)

圖3-11鰭片式冷凝器

（a)散熱管銑削出的鰭片（b）冷凝器外形

4）平行流式冷凝器

平行流式冷凝器是為適應R134a制冷劑而研制的，是在管帶式冷凝器的基礎上發(fā)展起來的，其區(qū)別在于，管帶式冷凝器自始至終只有一條呈蛇形彎曲的扁管，流程長，壓力損失大。又由于進入冷凝器時制冷劑是氣態(tài)，比容大，需要的通徑大；出冷凝器時已完成變?yōu)橐簯B(tài)，比容小，只需要較小的通徑，而普通管帶式結構的管徑從頭到尾是相同的，管道空間未被充分利用，這對熱交換是不利的。而平行流式則在兩條集流管間有多條扁管相連，將幾條扁管隔成一組，形成進入處管道多，逐漸減少每組管道數，如圖，實現了冷凝器內制冷劑溫度及流量分配均勻，提高了換熱效率。由于管道內換熱面積得到充分利用，對于同樣的迎風面積，平行流冷凝器的換熱量得到了提高。

圖3-12平行流式冷凝器

本次設計采用平行流式冷凝器，多孔扁管截面與百葉窗翅片的結構型式及尺寸如圖3-13所示：翅片寬度WF=16mm；翅片高度hF=8.1mm；翅片厚度δF=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αL=27?；多孔扁管分四個內孔，每個內孔高度為2mm；寬度為3.35mm，扁管外壁面高度為3mm，寬度WT=16mm，分三個流程，扁管數目依次為12、8、5。取迎面風速為va=6m/s。

圖3-13

根據初步規(guī)劃（如上圖所示），可計算下列參數：

（1）每米管長扁管內表面積Ar為

Ar=[2×（2+3.35）×10-3]×4=4.28×10-2m2/m

（2）每米管長扁管外表面積Ab,a為

Ab,a=2×（16+3）×10-3=0.038m2/m

（3）每米管長翅片表面積Af，a為

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

（4）每米管長總外表面積Aa為

Aa=Ab，a+Af，a=0.038+0.1851=0.223m2/m

（5）百葉窗高度hL為

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

（6）扁管內孔水力直徑Dn，r為

Dn，r=（4×2×3.35）/[2×（2+3.35）]=2.5047mm

（7）翅片通道水力直徑Dh，a為

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

空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂礱a

最小截面處風速va,max為

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

按空氣進出口溫度的平均值Ta=（Ta1+Ta2）/2=（38+50）/2=44℃，查取空氣的密度ρ=1.1025kg/m3，動力黏度μ=19.2×10-6kg/（m·s）；熱導率λ=2.7×10-2W/（m·k）；普朗特數Pr=0.699，并計算出雷諾數Re，努塞爾數Nu及空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂礱a；

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：管壁溫度下的普朗特數,Pr/Prw≈1；

s1:橫向節(jié)距；

s2：縱向節(jié)距；

cz:管排修正系數，當z≥20時，cz=1；

cφ：流體斜向沖