汽车空调系统匹配计算文档格式.docx
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汽车空调系统工作原理
1—压缩机
2-排气管
3—冷凝器
4-风扇
5、7-—高压液管
6—干燥储液器8-膨胀阀
9—低压液管
10—蒸发器
11—鼓风机
12—感温包
13-吸气管
汽车空调制冷循环主要由下列四个过程组成：
1）．
压缩过程，
低温抵压的制冷剂气体被压缩机吸入，并压缩成高温高压的制冷剂气体。
该过程的主要作用是压缩增压，以便气体液化。
这一过程是以消耗机械功作为补偿的.在压缩过程中，制冷剂状态不发生变化，而温度、压力不断上升，形成过热气体。
2）。
冷凝过程。
制冷剂气体有压缩机排除后进入冷凝器.此过程的特点是制冷剂的状态发生变化，即压力和温度不变的情况下，由气态逐渐向液态转变.冷凝后的制冷剂液体呈高温高压状态。
3）.节流膨胀过程，
高温高压的制冷剂液体经膨胀阀节流降温降压后进入蒸发器.该过程的作用是制冷剂降温降压、调节流量、控制制冷能力.其特点是，制冷剂经膨胀阀时，压力、温度急剧下降,由高温高压液体变成低温低压液体.
4）.蒸发过程,
制冷剂液体经膨胀阀降温降压后进入蒸发器,吸热制冷后从蒸发器出口被压缩机吸入。
此过程的特点是制冷剂状态有液态变化成气态，此时压力不变.节流后，低温低压液态制冷剂在蒸发器中不断吸收气化潜热，既吸收车内的热量又变成低温低压的气体,该气体又被压缩机吸入在进行压缩。
压缩机直接由发动机驱动,制冷剂经压缩机做功后变成高温、高压的蒸汽输出到冷凝器，冷凝器风扇使流经冷凝器的蒸汽温度降低,高温高压蒸汽冷凝成为较高温度的饱和过冷液体，通过高压液管流入干燥储液器，经干燥和过滤后，流过膨胀阀。
通过膨胀阀的节流作用,制冷剂变成湿蒸汽而进入蒸发器，在定压下吸收空气中的热量而气化（从而使流经蒸发器的空气的温度降低成为冷气,并通过鼓风机送入车内，降低车内的空气温度）。
气化后的制冷剂变成低温低压的过热蒸气，其又进入压缩机进行压缩。
此即完成了汽车空调的一个制冷循环.通过制冷剂这样周而复始地循环，即实现了车厢内制冷的目的。
2对微弛空调系统进行数据采集
本系统为仿制系统,外形尺寸于原装系统基本相当。
散热板及翅片示意图,由于为仿制所以测量尺寸不够精准，所以其各部分数据均
需要验算。
1、
蒸发器设计
散热板:
宽Wt=58mm，高Ht=2。
5mm,铝板厚δt=0.5mm.
可得：
内部流道尺寸
hH=Ht—2δt=1mm
Wh=Wt—2δt=57mm
翅片:
宽度Wf=58mm，高度Hf=8mm，厚δt=0.1mm。
翅片角度αl=36º
，间距Lf=2mm。
2、
冷凝器设计
冷凝器选用平行流式，散热层多孔扁管和翅片结构尺寸:
翅片宽度16mm，高度8mm，厚度0。
135mm，翅片间距1。
5mm，百叶窗角度27℃,扁管外壁面高度2mm,宽度16mm，分4个流层，扁管数目依次是14—9-7—5.取迎面风速4.5m/s.
3．其他部分由于本身没采用进口件，而且对于本公司来说主要是选配。
所以没有仿制微弛。
空调系统设计计算
3.3
空调系统热负荷计算
为了消除车室内多余热量以维持温度恒定,所需要向车室内供应的冷量称为冷负荷。
为了消除车室内多余湿量以维持车室内相对湿度恒定，所需除去的湿量称为湿负荷.汽车空调热湿负荷的计算，是确定送风量和正确选者空调装置的依据。
1．空调系统冷负荷计算
本系统设计主要是估算冷负荷，以便压缩机的选配和两器的设计，本设计中主要是针对压缩机的选配，我们采用较容易确定的太阳辐射热QS和玻璃渗入热QG,他们的总合占系统的70%。
即可得总负荷，为了安全再取k=1.05的修正系数。
轿车一般的工况条件：
冷凝温度tc=63°
，蒸发温度te=0°
，
膨胀阀前制冷剂过冷温度△tsc
=5°
蒸发器出口制冷剂气体过热度△tsh=5，压缩机吸气温度ts=10°
室外温度ti=35°
室内温度t0=27°
，轿车正常行驶速度ve=40km/h
，压缩机正常转速n=1800r/min。
太阳辐射热的确定
由于太阳照射，汽车车身温度升高，在温差的作用下，热量以导热方式传如车室内，太阳辐射是由直射或散射辐射构成，车体外表面由于太阳辐射而提高了温度,同时向外反射辐射热，因此，车体外表面所受的辐射强度按下式计算：
Q1=（IG+IS—IV）F=
（IG+IS）F
其中
—-表面吸收系数，深色车体取
=0。
9,浅色车体取
4；
IG——太阳直射辐射强度,取IG=1000W/m2
IS——太阳散射辐射强度，取IS=40W/m2
IV-—车体表面反射辐射强度，单位为W/m2
F—-车体外表面积，单位为m2,实测F=1.2m2
可将太阳辐射强度化成相当的温度形式，及室外空气温度叠加在一起，构成太阳辐射表面的综合温度tm。
对车身维护结构由太阳辐射和照射热对流换热两不部分热量组成：
Qt=[a（tm—t0）+（tm-ti）]＊F
式中：
Qt——太阳辐射及太阳照射得热量，单位为W；
a-—室外空气及日照表面对流放热系数，单位为W/m2K
tm-—日照表面的综和温度，单位为°
C.
K——车体围护结构对室内的传热系数，单位为W/m2K；
to——车室外设计温度，取为35°
C
。
ti——车室内设计温度，取为27°
应采用对流换热推测式求解，但是由于车速变化范围大，车身外表面复杂，
难以精确计算
一般采用近似计算公式:
=1。
163（4
+12
）
Wc是汽车行驶速度，可以采用40km/h计算：
代入上式得：
a=51.15W/（m2k）
取K=4.8
W
/（㎡•K）,
ε=0.9，
I=
IG+IS=1040
W,
因为
=
所以：
+
由于室内外温差不大，上式后项近似t
0，得：
+35=51。
73℃
所以可得：
=1145.58W.
玻璃窗渗入的热量Qb
太阳辐射通过玻璃窗时,一部分被玻璃吸收，提高了玻璃本身的温度，然后通过温差传热将热量导入车室内，另有大部分热量将通过玻璃直接射入车内，玻璃的渗入热量是由温差传热和辐射热两部分组成。
•
（
-
）+
上式中，
A－
玻璃窗面积,A=2.63m2；
K－
玻璃窗的传热系数，K=6.4W/（m2K）；
tB－
玻璃外表面温度，取车室外温度，35℃；
ti－车室外温度,27℃
C—玻璃窗遮阳系数，C=0。
6
—非单层玻璃的校正系数，
=1
—通过单层玻璃的太阳辐射强度
qb
单位为（W/㎡）；
—通过玻璃窗的太阳直射透射率，取
0。
84
-通过玻璃窗的太阳散射透射率，取
08
将以上各参数代入式
Qb=1465.22W
制冷量的确定
Qg
=（Qt
Qb）/70%=（1145.58+1465。
22）/0.7=3729.7W
实际冷负荷
Qs=
kQg=1。
05＊3729。
7
=3916。
19
故而，机组制冷量取Q0=4000W。
即可
压缩机的选配
大部分汽车空调压缩机由发动机驱动，压缩机的转速及发动机呈一定的比例,在很大的范围内同步变化，再加上其固定是通过支架及发动机刚性的连接，工作条件非常的差，因此对汽车空调压缩机有比家用空调压缩机更高的要求。
汽车空调制冷系统对压缩机的要求:
1．在设计选用压缩机时,应能保证在极端情况下任能具令人满意的降温性能。
2．有良好的低温性能，在怠速和底速运转时，具有较大的制冷能力和效率.
3．降温速率要快，即成员进入车室后,在最短的时间内满足成员的舒适性要求。
4．压缩机内部运动机构应便于实现变排量控制.
5．压缩机要具有高温高压的保护性能。
6．压缩机在发动机室内的安装位置应便于拆卸和维修.
7．由于汽车经常在颠簸的道路上高速行驶，而且压缩机又通过支架及发动机或底盘刚性的连接，因此要求压缩机有良好的抗振性。
蒸发器出口制冷剂气体过热度△tsh=5,压缩机吸气温度ts=10°
轿车正常行驶速度ve=40km/h
压缩机正常转速n=1800r/min.压缩机吸气管路的压降△PS=67.26KPa,压缩机排气管路压降△Pd=81KPa。
驾驶室热负荷Qh=3916。
19W。
1．
确定压缩机的的排气压力，吸气压力,排气比焓及温度
（1）
根据制冷剂的蒸发温度te和冷凝温度tc，查表HFC134a饱和状态下的热力性质表,得其蒸发压力的冷凝压力分别为：
Pe=292。
82Kpa
Pc=1803.9Kpa
（2）
额定空调工况压缩机的排气压力,认为高于制冷剂的冷凝压力81Kpa
即：
Pd=PC+△Pd=1803.9+81=1884。
9KPa.
（3）
压缩机的吸气压力认为低于制冷剂的蒸发压力67.26KPa
Ps=Pe—△Pd=292。
82—67。
26=225。
56KPa。
（4）
根据PS和ts,查表HFC134a过热蒸气的热力性\质表得：
压缩机吸气口制冷剂比焓hs=407.952KJ/Kg，比体积υs=0.098914m3/Kg,比熵SS=1。
7822KJ/（Kg•K）。
（5）
根据PS和SS,查HFC134a过热蒸气的热力性质表得：
压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hds=455。
813
KJ/Kg。
（6）
额定空调工况下压缩机的指示效率ηi为：
ηi=Te/Tc+bte=（5+273.15）/（60+273.15）+0。
002×
0=0。
835
（7）
额定工况下，压缩机的排气比焓为：
hd=hs+（hds—hs）/ηi=407.952+（455。
813—407。
952）×
835=447.916
（8）
根据Pd和hd，查HFC134a过热蒸气的热力性质表得：
额定工况下压缩机的排气温度td=87.10℃。
2．
计算额定空调工况制冷系统所需制冷量。
根据以知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度t4/为：
t4/=tc—△tsc=63℃—5℃=58℃.
蒸发器出口制冷剂气体温度为：
t1=te+△tsc=5℃+5℃=10℃。
按t4/查表有：
蒸发器进口制冷剂比焓h5/=279。
312
KJ/Kg，按t1和Pe查表有：
蒸发器出口制冷剂比焓h1=404。
40
KJ/Kg.
在额定空调工况下，蒸发器的单位制冷量qe，s为：
qe，s=h1—h5/=404.40-279。
312=125.1
稳态工况，制冷系统所需制冷器应及车厢热负荷平衡,计算是应留有一定的余量,以考虑实际情况及车厢热负荷平衡是可能存在的差距。
设该余量为10％，则制冷系统所需制冷量Qe，s为：
Qe,s=1.1×
Qh=1。
1×
3488。
2W=3837W
3．
将额定空调工况下制冷系统所需制冷量换算成压缩机所需制冷量
额定空调工况下制冷系统所需制冷剂的单位质量流量qm，s为：
qm，s=
Qe,s/
qe，s=3。
837/125。
1=0.03067Kg/s。
额定空调工况下压缩机的单位质量制冷量qe，c为：
qe，c=h1//-h5/=420.434-279.312=141.122
额定空调工况下压缩机的单位体积制冷量qv，c为：
qv，c=
qe,c/υs=141。
122/0。
081233=1737.250KJ/m3.
对于稳态过程，制冷系统中各组成部件的制冷剂质量流量应当一致，因而额定空调工况压缩机的制冷剂质量流量应为：
qm,c=qm,s=0.03067Kg/s.
该工况压缩机所需制冷量Qe,c=
qe，c×
qm，c=141.122×
03067=4。
328KW。
4．
将额定空调工况下压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量
压缩机的测试工况条件:
制冷剂冷凝温度tc,t=60℃；
制冷剂的蒸发温度te，t=5℃;
膨胀阀前制冷剂液体过冷度△tsc,t=0℃；
压缩机的吸气温度ts,t=t1/=20℃;
压缩机的转速n=1800r/min；
压缩机吸气管路压降△PS=67.26Kpa；
压缩机排气管路的压降△Pd=81Kpa。
根据制冷剂的蒸发温度te，t和冷凝温度tc，t，查表得测试工况下,制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为Pe,t=349。
63KPa.Pc，t=1681.30KPa.压缩机吸气压力Pst=pe，t—△PS，t=349。
63-67.26=282。
37KPa.压缩机的排气压力Pd，t=Pc,t+△Pd=1681.30+81=176230KPa。
根据ts,t和Pst，查表有压缩机测试工况下吸气比焓hst=415.833
KJ/Kg，吸气比体积υst=0。
079484m3/Kg。
吸气比熵Ss，t=1.79074KJ/（Kg•K）。
根据膨胀阀前制冷剂液体温度t4=tc，t—△tsc,t=60℃，查表得膨胀阀前制冷剂液体比焓h4=287。
397
测试工况压缩机的单位质量制冷量：
qe.t=hs。
t—h4=415.833—287。
397=128.436
测试工况压缩机单位体积制冷量qv，t为:
qv,t=qct/υst=128.436/0。
079484=1615.872
KJ/m3。
由于额定空调工况下和测试工况西啊的冷凝压力（冷凝温度）蒸发压力（蒸发压力），排气压力及吸气压力均可相同，则两种工况压缩机的输气系数也相同，即:
λt=λc。
于是所选压缩机在测试工况下所需制冷量是:
Qe，t=Qe,c（λt/λc）（qv,t/qv,c）=4.328×
1615。
875/1737.25=4.026KW。
5．
测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量qm,t为：
qm,t=Qe,t/qe，t=4.026/128。
436=0。
03135Kg/s。
6．
确定测试工况下压缩机所需轴功率
根据Pd，t和Ss,t，查表得压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hd,s=458.190
KJ/Kg，
制冷剂温度td,s=85。
94℃。
测试工况下压缩机单位等比熵压缩功Wts,t为：
Wts，t=hd,s—hs，t=458.190—415。
833=42。
357
测试工况下压缩机的理论等比熵功率Pts，t为：
Pts，t=
Wts,t•qm，t=42.357×
03135=1。
测试工况压缩机指示效率ηi,t为：
ηi,t=Te,t/Tc，t+b•te，t=（5+273。
15）/（60+273。
15）+0。
5=0.845。
测试工况压缩机指示功率Pi，t为:
Pi，t=
Pts，t/ηi，t=1.328/0.845=1。
572KW。
测试工况下压缩机摩擦功率Pm，t为：
Pm，t=1。
3089D2SinPm×
10-5=1.3089×
（35×
10-3）
×
6×
1800×
0.50×
105×
10—5=0。
595KW。
测试工况下，压缩机所需轴功率Pe，t为：
Pe，t=
Pi，t
+Pm,t=1.572+0。
595=2.167KW。
7．
根据压缩机的转速n的指定值和Qe，t，Pe,t，qm，t的计算结果粗选择压缩机的型号
当Qe,t=4.026KW，qm,t=0。
03135Kg/s时,压缩机气缸工作容积大约在550cm3左右，试选取压缩机型号是SE5H14。
8．
SE5H14压缩机的校核
空调系统工作的P—H图:
压缩机理论排量qvt=138cm3/r，n=1800r/min。
有qvth=138×
60/1003=14。
904m3/h。
压缩机的输气系数取λ=0。
72。
则有实际排气量qvr=λ•qvth=0.72×
14。
904=10.7m3/h。
查表得：
压缩机标况下比体积υ1=0。
06935m3/Kg，以及空调系统各比焓为：
h1=413.2
KJ/Kg,h2s=443。
5
KJ/Kg，h3/=279。
3
即有压缩机的质量流量qmr=qvr/υ1=10。
7/0。
06935=154。
3Kg/h。
实际循环制冷量Qe=qm（h1—h3）=154。
3×
（413。
—279。
3）/3600=5。
74KW。
压缩机的功率Pe=qmr（h2s-h1）/（3600ηiηm）
ηi-指示效率
取0.78
ηm—机械效率
取0。
92
Pe=154.3×
（443.5—413。
2）/（3600×
78×
92）=1。
806KW
实际制冷系数ε=Qe/Pe=5。
74/1。
806=3。
18
9．
选定压缩机
根据压缩机的校核计算，有压缩机气缸容积Vcy=550cm3；
理论排气量Vth=138cm3/r；
制冷量可达Qet=5.74KW〉4.026KW；
质量输气量qmr,t=0。
0425Kg/s>
03135
Kg/s；
压缩机的轴功率Pe,t=1。
806〈2.167KW。
结果表明,在考虑压缩机吸气管路和排气管路压力损失的条件下，所选SE5H14型压缩机的制冷量、质量输气量均大于计算结果，压缩机轴功率小于计算结果，完全满足系统运行要求，是能及所指定的车用空调系统相匹配的
冷凝器及蒸发器
冷凝器和蒸发器是汽车空调系统中两个重要的部件。
他们的作用是实现两种不同温度流体之间的热量交换。
由于汽车空调系统安装在汽车上，其载荷和空间要求是极其苛刻的。
因此,研究高效率的换热器，紧凑换热器的结构,使之强化传热，降低热阻，提高传热效率，提高单位体积的传热面积。
达到小型轻量化的目的极为重要的，也是有现实意义的。
同时，冷凝器和蒸发器作为汽车空调装置中的两个部件。
他们和系统其他部件之间是相互关联，相互制约。
1．冷凝器的作用和基本要求：
冷凝器是将压缩机的高温高压过热制冷剂蒸汽，通过金属管壁和翅片放出热量给冷凝器外的空气,从而使过热气态制冷剂冷凝成高温高压的液体的换热设备。
在冷凝器中，制冷剂放热大体上可分为三个阶段，即过热,两相和过冷。
如图,过热和过冷阶段制冷剂处于单相状态,发生的显热交换；
而在两相阶段，制冷剂发生集态变化,即冷凝，属于潜热交换。
根据传热学的知识，换热气的总换热量取决于换热面积,传热系数和传热平均温差，因此要提高换热器的换热能力及效率，也必须从这三个方面入手。
在实际应用中，应该权衡利弊，综合考虑，找到最佳方案。
冷凝器的设计较核计算：
由冷凝器散热量：
Qc=mQe
其中：
Qc——冷凝器散热量
Qe-—系统热负荷
m-—符合系数
则Qc=1.5＊6896.6=10344。
9W，设计时需要取Qc=11000W。
翅片宽度16mm,高度8mm，厚度0.135mm,翅片间距1。
5mm,百叶窗角度27
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