汽車空調畢業(yè)論文-

Lastrevisionon21December2020Lastrevisionon21December2020汽車空調畢業(yè)論文JIANGSUUNIVERSITY本科畢業(yè)論文汽車空調的選型與布置SELECTIONANDARRANGEMENTOFAUTOMOTIVEAIR-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(jù)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-CONDITIONAbstractThepopularityandinnovationofautomotiveair-conditioningisoneoftheimportantmeanstoimprovethecompetitivenessofthecar.Inrecentyears,withthedevelopmentoftheautomotiveindustryandtheimprovementofpeople'slivingstandards,peopleisincreasingtheirrequirementsforvehiclecomfort,reliabilityandsafety,whiletheautomotiveairconditioningcangreatlyimprovevehicleridecomfort.So,itisparticularlyimportanttoresearchanddevelopautomotiveair-conditioning.Inthispaper,thecharacteristics,principles,structure,andfunctionofautomotiveair-conditioningareaddition,Iwillcalculateanddesigncompressor,condenser,evaporatorandexpansionvalveforacertainbrandofcar.Keywords:compressorcondenserevaporatorexpansionvalvematcharrangement目錄TOC\o"1-3"\h\u第一章緒論 4汽車空調的國內外發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 4本課題研究的內容 6第二章空調概述 7汽車空調的功能 7汽車空調的組成 8汽車空調的特點 9汽車空調的原理 10第三章空調系統(tǒng)設計計算 12參數(shù)確定 12車外綜合溫度計算 12熱負荷的計算 14制冷系統(tǒng)計算與選擇 16 16 16 23 30 36第四章汽車空調的布置 39汽車空調的分類 39乘用車空調系統(tǒng)的布置 40結論 42致謝 43參考文獻 44第一章緒論汽車空調的國內外發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢汽車空調技術的發(fā)展經(jīng)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)。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(jīng)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(jīng)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(jù)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(xiàn)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(lián)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(xiàn)微調化。該系統(tǒng)具備數(shù)字化顯示、自診斷、數(shù)據(jù)流傳輸?shù)纫幌盗泄δ?。通過微機控制，實現(xiàn)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(jīng)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(jīng)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(shù)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(wǎng)絡控制技術將是信息時代的必然產物變頻空調網(wǎng)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(jù)《蒙特利爾協(xié)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(jīng)發(fā)現(xiàn)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(jīng)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(jīng)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。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。第二章空調概述汽車空調的功能汽車空調是汽車現(xiàn)代化標志之一，已成為現(xiàn)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(shù)指標的感覺和反應綜合決定的?，F(xiàn)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(xiàn)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(shù)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(shù)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(xiàn)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?shù)退倭鲃拥目諝庵幸忍幵陟o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(xiàn)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(jù)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。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(jīng)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(xiàn)象和蒸發(fā)器出口蒸汽異常過熱。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(shù)，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(shù)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(jīng)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。現(xiàn)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。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(jīng)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(jīng)管路進入干燥儲液器內，經(jīng)過干燥過濾后進入膨脹閥。（4）高溫高壓液態(tài)制冷劑經(jīng)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(jīng)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(jīng)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)設計計算參數(shù)確定綜合考慮夏季的高溫酷暑和汽車空調系統(tǒng)經(jīng)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：車寬：車高：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(shù)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(shù)，??；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/m2α2：車外空氣與車表面的對流放熱系數(shù)，取經(jīng)驗公式：α2=（+√v）/=K頂：車頂傳熱系數(shù)K側：車側傳熱系數(shù)t2：環(huán)境溫度38℃壁面?zhèn)鳠峄竟剑篞=KFΔt式中：K：傳熱系數(shù)；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(jù)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(shù)，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(shù)。車頂和車側的傳熱系數(shù)計算見表3-1：表3-1車頂和車側傳熱系數(shù)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)155253單一結構層導熱系數(shù)λi(W/（m2·℃）)∑（δi/λi）(（m2·℃）/W)1/α1(（m2·℃）/W)1/151/151/α2(（m2·℃）/W)1/1/傳熱系數(shù)K(W/（m2·℃）)由此可得：車頂綜合溫度：tc頂=ρI頂/(α2+K頂)+t2=×1000/（+）+38=℃車側綜合溫度：tc側=ρI側/(α2+K側)+t2=×100/（℃車地綜合溫度：tc地=t2+3=41℃熱負荷的計算通過車頂傳入熱負荷Q頂:車頂面積為,則：Q頂=K頂F頂（tc頂-t1）=××（=通過車側傳入車內的熱負荷Q側:車側面積為,則：Q側=K側F側（tc側-t1）=××（）=通過前壁板傳入車內的熱負荷Q發(fā):前壁板側傳熱系數(shù)為：(m2·℃)，面積約為。經(jīng)測溫度約為75℃，則：Q發(fā)=××（75-25）=通過地板傳入車內的熱負荷Q地:地板面積約為,傳熱系數(shù)為：（m2·℃），則：Q地=××（41-25）=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,水平方向投影面積約為。玻璃傳熱系數(shù)為：K玻=（m2·℃）則由于車內外溫差而形成的熱負荷為：Q玻1=××（38-25）=又太陽總輻射量為：U=I側（）+I水平·=100×+1000×=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(shù)，取η=；ρ：玻璃對太陽輻射熱的吸收系數(shù)，取ρ=；S：遮陽修正系數(shù)，取S=。則Q玻2=（+×15/）×848×=總熱負荷：Q玻=Q玻1+Q玻2=+=乘員熱負荷Q人:乘員全熱：108W司機全熱：175W總熱量Q人=×4×108+175=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＝++++++153＝Ｗ取整：Q總=3700W結論：通過以上計算分析，總熱負荷為3700W。制冷系統(tǒng)計算與選擇在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。算與選擇根據(jù)總熱負荷為3700W，考慮可能出現(xiàn)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×=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=(絕對壓力)冷凝溫度：tc=60℃相應冷凝壓力：Pe=(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(jù)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=kg比體積：vs=kg比熵：s=(kg·K)b）根據(jù)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=kgc)在設定工況條件下壓縮機的指示效率：ηiηi=(Te/Tc)+b·te=(b=d)在設定工況條件下壓縮機排氣比焓為:hdhd=hs+(hc-hs)/ηi=kge)根據(jù)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(jù)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=kg。c)本制冷系統(tǒng)的制冷劑單位質量流量的制冷量為:qcqc=hs-hsc=。d)設計要求系統(tǒng)制冷量Q=4300W=s系統(tǒng)內制冷劑質量流量為qm,則:qm=Q/qc==s系統(tǒng)內制冷劑體積流量為qv,則：qv=qm·vs=××106=2467ml/s壓縮機每轉實際排氣量為Vn，則：Vn=qv·（60/n）=2467×60/1800=re)壓縮機的輸氣系數(shù)，取λ=，壓縮機每轉名義排氣量為V，則：V=Vn/λ==117ml/r壓縮機軸功率:根據(jù)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=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=測試工況壓縮機的理論等比熵功率Ntst:Ntst=Wtstqm=×=已計算得測試工況壓縮機的指示效率ηi=測試工況壓縮機的指示功率Nit：Nit=Ntst/ηi==測試工況壓縮機的摩擦功率Nmt：Nmt=×D2×s×i×n×pm×10-5=×(35×10-3)×(50×10-3)2×6×1800××105×10-5=測試工況壓縮機所用軸功率Net:Net=Nit+Nmt=+=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(xiàn)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(lián)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(lián)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(lián)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(xié)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(jīng)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(jīng)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(xiàn)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(shù)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(jù)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=，qm=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(shù)為：缸徑D=50mm,行程s=35mm,氣缸數(shù)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=＞軸功率Pe=<。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。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=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℃。計算制冷劑進出口參數(shù):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=kg=kg取制冷劑進口干度χ=，則根據(jù)蒸發(fā)溫度查HFC134a的lgP-h圖，有hr1=kJ/kg，于是制冷劑出口比焓值hr2為hr2=hr1+hr=+=kg同時可計算出蒸發(fā)器出口制冷劑溫度為tr2=℃，過熱度為℃。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(jīng)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(jīng)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=，厚度δF=，間距PF=；百葉窗間距PL=，百葉窗長度lL=，百葉窗角度αL=37。散熱板：寬度WT=65mm，高度hT=，厚度δT=，邊緣寬，內部隔熱板寬。由此可計算出內部流道尺寸hH，WH分別為hH=hT-2δT=（×）=WH=WT-2×每米散熱板內表面積Ar為Ar=2×（hH+WH）=2×（2+）×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+）×10-3=×10-3m2/m（4）每米散熱板長翅片面積Af，a為Af，a=2××10-3×65×10-3×1/（×）=×10-3/m每米散熱板長總外表面積Aa為Aa=Ab,a+Af，a=136×10-3+×10-3=×10-3m2/m肋通系數(shù)aa=Aa/Aface=×10-3/=百葉窗高度hc為hc=αL=××tan37=×10-3mm（8）散熱板內孔水力直徑Dh，r為Dh，r=（4hH·WH/2）/[2·（hH+WH/2）]=（4×2×2）/[2×（2+2）]=干工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計算:選取迎面風速va=5m/s，根據(jù)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×{[×10-3（+3）×10-3]/[（）×（）×10-6]}=s按空氣進出口溫度的平均值Ta=20℃，查取空氣的密度ρ=m3，動力黏度μ=×10-6kg/（m·s），熱導率λ=×10-2W/（m·k），普朗特數(shù)Pr=等物理性質，并計算出空氣側的雷諾數(shù)，傳熱因子J，努塞爾數(shù)Nu，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)aa。Rea=ρva,maxPL/μ=×××10-3/（×10-6）=716J=（lL/hF）=××（）×Nu=JReaPr1/3=×716×3=aa=Nuλ/PL=××10-2/（×10-3）=(m2·℃)計算析濕系數(shù)與濕工況下空氣側表面系數(shù):設定出風溫度為干球溫度℃，濕球溫度℃，則比焓為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℃，比焓為kg（干）。求出析濕系數(shù)ξ:ξ=（ha1-ha2）/[c（ta1-ta2）]=（）/[×（）]=于是，濕球工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)aeq,a為:aeq,a=ξaa=×=W/（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）=（）=s（2）計算干迎風面積Aface，o為Aface，o=qm，a/ρva=（×5）=×10-3m2（3）計算以外表面為基準的總傳熱面積A0為A0=aAface，o=××10-3=m2（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]=×10-3/[（+）×22]=取lT=。計算制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù):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=m3液態(tài)制冷劑的動力粘度μl=×10-6液態(tài)制冷劑的普朗特數(shù)PrL=vl/al=（×10-6）/（×10-6）=氣態(tài)制冷劑的導熱率λv=×10-3W/（m·k）氣態(tài)制冷劑的密度ρv=1/（×10-3）kg/m3=m3氣態(tài)制冷劑的動力粘度μv=×10-6目前已知進口干度為，出口過熱，因此平均干度χdo=（+）/2=由此，可計算其余參數(shù)的平均值。動力黏度μcore的平均值為μcore=1/[χ/μv+（1-χ）/μl]=1/[+（）/]=每一散熱板制冷劑質量流量qmr,eq'=qmr/11=11=×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）=[4×（×10-3）2]=（m2·s）雷諾數(shù)Recore為Recore=qmr,A·Dh，r/μcore=××10-3/（×10-6）=57433干度平均值為χdo=+627=+627×=由上面的計算可以看到，制冷劑干度從～～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(jīng)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=，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(shù)Xtt和關聯(lián)系數(shù)F（Xtt）分別為Xtt=[（1-χ）/χ]1-W/2（ρl/ρv）（μv/μl）n/2=[（）/]2（）（）2=F（Xtt）=（1+Xtt）=（1+）=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)αl為αl=A[qmr，A（1-χ）Dh,r/μl]-hqmr，A（1-χ）c=[（）×10-3/×10-6]××（）×1351=W/（m2·s）制冷劑兩相流的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)αr為αr=α（Xtt）=×××=8978W/（m2·s）（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)av分別為Reeq，r=（qmr，ADh，r）/μv=（××10-3）/（×10-6）=Prv=Nu=，其中：ct：考慮邊界層內溫度分布對對流傳熱系數(shù)影響的溫度修正系數(shù)，取ct=1；cl：考慮短管管長對對流傳熱系數(shù)影響的短管修正系數(shù)，取cl=1；cR：考慮管道彎曲對對流傳熱系數(shù)影響的彎管修正系數(shù)， 取cR=。則Nu=×av=（Nu×λv）/Dh，r=（××10-3）/×10-3=942W/（m3·k）（3）干燥點之后的兩相區(qū)取χ=，則把χd0=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）（μv/μl）n/2=[（）/]2（）（）2=F（Xtt,d0）=（1+Xtt）=（1+）=al,d0=A[qmr，A（1-χd0）Dh,r/μl]-hqmr，A（1-χd0）c=[（）×10-3/×10-6]××（）1351=5905W/（m2·s）ar,d0=al,（Xtt,d0）=5905×××=8071W/（m2·s）ar=av+{1-[（χ-χd0）/（1-χd0）]}×（ad0-av）=942+{1-[（）/（）]}×（8071-942）=5665W/（m2·k）最后，平均表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)可為ār=8978×28%+942×20%+5665×52%=W/（m3·k）計算總傳熱系數(shù)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=（m3·k）/W，則傳熱系數(shù)k為k=1/[（1/ār）Aa/Ar+ra+1/aeq，a]=1/[（1/）×++1/]=W/（m3·k）對于對數(shù)平均溫差為tm=（tal-ta2）/ln{（ta1-te）/（ta2-te）}=（）/ln{（27-5）/（）}=℃A0=Qe/（k·tm）=4300/（×）=與前面計算出的相對誤差不大。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(shù)。因為汽車空調冷凝器的工作條件惡劣，故一般取m=左右為宜。此處取。則Qk=×4300=6880W確定制冷劑和空氣流量:根據(jù)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=kg，過冷液體比焓hsc=kg，于是制冷劑的質量流量qm,r為qm,r=Qc/（hd-hsc）=6880/[（）×1000]=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/××103×12)=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(shù)，如圖，實現(xiàn)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=；翅片厚度δF=，翅片間距PF=；百葉窗間距PL=；百葉窗長度lL=；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，扁管外壁面高度為3mm，寬度WT=16mm，分三個流程，扁管數(shù)目依次為12、8、5。取迎面風速為va=6m/s。圖3-13根據(jù)初步規(guī)劃（如上圖所示），可計算下列參數(shù)：（1）每米管長扁管內表面積Ar為Ar=[2×（2+）×10-3]×4=×10-2m2/m（2）每米管長扁管外表面積Ab,a為Ab,a=2×（16+3）×10-3=m（3）每米管長翅片表面積Af，a為Af，a=2××10-3×16×10-3×1/（×）=m（4）每米管長總外表面積Aa為Aa=Ab，a+Af，a=+=m（5）百葉窗高度hL為hL=×PL×tanαL=（××tan27）=（6）扁管內孔水力直徑Dn，r為Dn，r=（4×2×）/[2×（2+）]=（7）翅片通道水力直徑Dh，a為Dh，a=[2×（）×（）]/[（）+（）]=空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)aa最小截面處風速va,max為va,max=[6××（+3）]/[（）×（）]=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=m3，動力黏度μ=×10-6kg/（m·s）；熱導率λ=×10-2W/（m·k）；普朗特數(shù)Pr=，并計算出雷諾數(shù)Re，努塞爾數(shù)Nu及空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)aa；Re=（ρ·va,max·PL）/μ=（×××10-3）/（×10-6）=745Nu=cReamPrn(Pr/Prw)k(s1/s2)pcφcz式中：Prw：管壁溫度下的普朗特數(shù),Pr/Prw≈1；s1:橫向節(jié)距；s2：縱向節(jié)距；cz:管排修正系數(shù)，當z≥20時，cz=1；cφ：流體斜向沖刷管束時的修正系數(shù),取cφ=1；c，m，n，k，p：系數(shù)和指數(shù)；則Nu=××Nuλ/PL=17××10-2/（×10-3）=417W/（m2·k）制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ar:根據(jù)Tc=60℃，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質圖表和熱物理性質圖，可以求得：液態(tài)制冷劑的密度ρ1=m3氣態(tài)制冷劑的密度ρv=1/（×10-3）=m3液態(tài)制冷劑的動力粘度μl=×10-6kg/（m·s）液態(tài)制冷劑的導熱率λl=×10-3W/（m·k）液態(tài)制冷劑的普朗特數(shù)PrL=vl/al;其中：vl：運動粘度，查得vl=×10-6；al：熱擴散率，查得al=×10-6；則PrL=（×10-6）/（×10-6）=冷凝器中，由于制冷劑進口過冷，因此計算制冷劑當量流量時，取平均干度χ=，于是當量制冷劑質量流量qmr,eq為qmr,eq=[（）+×]×=s（1）第一流程的參數(shù)計算單一內孔當量制冷劑質量流量q'mr,eq為q'mr,eq=qmr,eq/（4×12）=48=×10-3kg/sReeq，r=（4q'mr,eq）/（πDn,rμl）=（4××10-3）/（π×10-3××10-6）=14388此處為管內強迫對流，Nu為：Nu=Reeq，。則Nu=××制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ar為ar=（Nuλl）/Dn,r=（××10-3）/（×10-3）=2073W/（m2·k）（2）第二流程的參數(shù)計算，其方法與第一流程一樣。當量制冷劑質量流量q'mr,eq為q'mr,eq=qmr,eq/（4×8）=32=×10-3kg/sReeq，r=（4q'mr,eq）/（πDn,rμl）=（4××10-3）/（π×10-3××10-6）=21584Nu=Reeq，=××=109制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ar為ar=（Nuλl）/Dn,r=（109××10-3）/（×10-3）=2863W/（m2·k）（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q'mr,eq為q'mr,eq=qmr,eq/（4×5）=20=×10-3kg/sReeq，r=（4q'mr,eq）/（πDn,rμl）=（4××10-3）/（π×10-3××10-6）=34346Nu=Reeq，制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ar為ar=（Nuλl）/Dn,r=（158××10-3）/（×10-3）=4150W/（m2·k）（4）由于制冷劑側三個流程的表面?zhèn)鳠嵯禂?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)ār為ār=（2073×12×10-3+2863×8×10-3+4150×5×10-3）/[（12+8+5）×10-3]=2732W/（m2·k）計算扁管長度:取空氣側污垢熱阻ra=（m2·k）/W，則傳熱系數(shù)k為k=1/（1/ār·Aa/Ar+ra+1/aa）=1/[1/2732×（428×10-3）++1/417]W/（m2·k）=299W/（m2·k）對數(shù)平均溫差為tm=（ta2-ta1）/ln[（tc-ta1）/（tc-ta2）]=12/ln[（60-38）/（60-50）]℃=13℃所以所需傳熱面積（以外表面為基準）A0為A0=Qc/ktm=6880/（299×13）=所需扁管長度為L=A0/（Aa×25）=（×25）=取L=。校正空氣流量:按迎風面積和進風面風速計算空氣體積流量qva為qva=va（3+）×10-3×25L=6××10-3×25×=s與第一步按熱平衡關系計算出的m3/s相對誤差不大，不再重算。QE=kQeK為經(jīng)驗系數(shù)，一般取1～，本設計取，則QE=×4700=可選用的膨脹閥有Ｆ型膨脹閥和Ｈ型膨脹閥。（1）F形膨脹閥F形膨脹閥的原理如圖3-14，感溫包和蒸發(fā)器出口管接觸。蒸發(fā)器出口溫度降低時，感溫包、毛細管和薄膜上腔內的液體體積收縮，膨脹閥閥口將閉合，從而限制制冷劑進入蒸發(fā)器。相反，若蒸發(fā)器出口溫度升高，膨脹閥閥口將開啟，從而增加制冷劑流量。（2）H形膨脹閥H形膨脹閥外形呈長方形，因其內部通道像H而得名,如圖3-15。它有四個接口通往汽車空調系統(tǒng)，其中兩個接口一個接儲液干燥器，另一個接蒸發(fā)器出口。另外兩個接口，一個接蒸發(fā)器出口，另一個接壓縮機進口，如圖。在高壓液體進口和出口之間，有一個球閥控制的節(jié)流孔，節(jié)流孔的開度大小由彈簧和感溫器控制。感溫包內部的制冷劑直接感受從蒸發(fā)器出來的蒸汽溫度，以控制桿下部球閥的上下運動，并于彈簧一起控制流量的大小。蒸發(fā)器溫度高，則感溫包內制冷劑壓力增大，克服彈簧壓力，球閥開度增大，制冷劑流量增大；反之亦然。圖3-141—感應機構2—閥體3—螺母4—閥座5—閥針6—調節(jié)桿座7—墊料8—帽罩9—調節(jié)桿10—填料壓塞11—感溫包12—過濾器13—螺母14—毛細管15—膜片16—傳動桿至蒸發(fā)器入口來自蒸發(fā)器出口來自儲液干燥器至壓縮機入口至蒸發(fā)器入口來自蒸發(fā)器出口來自儲液干燥器至壓縮機入口圖3-151—閥體2—調節(jié)座3、8、11—“O”型圈4—調節(jié)彈5—閥芯架6—鋼球7—下傳動桿9—上傳動桿10—傳動片12—氣箱座13—膜片14—氣箱蓋15—充注管由于H型膨脹閥結構緊湊，性能可靠，目前已為許多家汽車廠家所采用，將逐漸取代F型膨脹閥，所以此處采用H型膨脹閥。第四章汽車空調的布置汽車空調的分類汽車空調系統(tǒng)根據(jù)壓縮機驅動方式不同可分為獨立式和非獨立式空調。獨立式空調不用整車發(fā)動機而另外配備一個發(fā)動機用于帶動空調壓縮機的驅動方式為獨立式空調。為了與整車發(fā)動機以示區(qū)別，往往將另外配備驅動壓縮機的發(fā)動機稱為輔助發(fā)動機，而將整車發(fā)動機稱為主發(fā)動機。獨立式空調具有一個突出的優(yōu)點：制冷系統(tǒng)的工作不受主發(fā)動機工況的影響，即制冷量不受主發(fā)動機轉速的影響，而且在汽車怠速行駛或停駛時其制冷系統(tǒng)照樣可以正常運行，明顯提高了乘坐環(huán)境的舒適性。與此同時帶來的問題是空調系統(tǒng)結構復雜，增加整車的質量和布置難度，增加燃油消耗，加大整車成本。非獨立式空調與獨立式空調相對應，非獨立式空調的空調壓縮機由整車發(fā)動機帶動運轉，并由電磁離合器進行控制，當接通電源時離合器吸合，壓縮機開始運轉制冷；當斷開電源時離合器斷開，壓縮機停機，從而調節(jié)冷氣的供給，實現(xiàn)控制車內溫度的目的。非獨立式空調的優(yōu)、缺點正好與獨立式空調相反，其優(yōu)點是結構簡單、便于安裝布置、噪聲小、成本低。但非獨立式空調需要消耗整車發(fā)動機10%～15%的動力，直接影響汽車的加速性能和爬坡能力，同時其制冷量受汽車行駛工況的影響。汽車空調系統(tǒng)按結構形式不同可分為整體式空調、分體式空調以及分散式空調。整體式空調獨立式空調的結構形式往往是整體式空調，即將輔助發(fā)動機、壓縮機、冷凝器、蒸發(fā)器等安裝在一個底架上，底架固定在汽車底盤上，各總成之間通過傳送帶、管路連接成工作系統(tǒng)，再與整車風道相連，通過車內送風管將冷風送入到車室內。壓縮機由輔助發(fā)動機驅動工作。分體式空調分體式空調的結構形式也是獨立式空調的一種，即將輔助發(fā)動機、壓縮機、冷凝器、蒸發(fā)器部分或全部布置。分散式空調分散式空調的結構形式往往是非獨立式空調。由于非獨立式空調系統(tǒng)的壓縮機必須有整車發(fā)動機驅動，故壓縮機必須安裝在發(fā)動機上，蒸發(fā)器、冷凝器等根據(jù)工作要求分散安裝在汽車相關位置，并用管道相連接形成制冷系統(tǒng)。大部分乘用車、中小型客車及貨車空調系統(tǒng)都采用這種形式。乘用車空調系統(tǒng)的布置在轎車上布置空調系統(tǒng)一般應考慮以下因素：壓縮機支架。要能保證主機與離合器皮帶輪的兩個皮帶槽在同一