电动汽车空调系统参数匹配与计算研究

电动汽车空调系统参数匹配与计算研究 专科生毕业设计(论文) 摘 要 汽车空调的作用已经是众所周知的，尤其是随着地球表面气温的日益变暖，人们对空调的需求越来越迫切，对空调质量的要求越来越高了，不仅轿车和客车装有空调，现在不少工程车和卡车上也装有空调装置。 汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题，是在成本经济预算与运行经济预算，以及汽车动力配置方案允许的条件下，如何使汽车空调系统各组成部件，特别是对系统性能起主要决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况(设计工况)匹配得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。压缩机的匹配、冷凝器总成的匹配、蒸发器总成的匹配、热力膨胀阀与压缩机、冷凝器、蒸发器组成的匹配。 关键词:汽车空调;压缩机;冷凝器;蒸发器 I 专科生毕业设计(论文) Abstract Automobile air-conditioning role is known as the earth's surface temperature, especially the increasingly warming, people increasingly urgent demand for air conditioner, air quality to demand more and more cars and buses, not only the air-conditioned, now many tractors and truck is equipped with air conditioning. Automobile air-conditioning system performance by matching the problems to be solved in the cost budget, economic operation and economic budget, and power allocation scheme allows condition, how to make the automobile air-conditioning system components, especially on system performance plays a main role of compressors, decision expansion valves, condenser assemblies and components, pipe fittings etc in the rated operating conditions (design), the most reasonable matching, to make the system performance, and performance in this condition to maximize the most reliable work, and also have certain adapt to bad conditions and the maximum load operating operation. The compressor, evaporator and condenser assembly matching the assembly, thermal expansion valve and the compressor, condenser, evaporator components of the match. Key words:Automotive Air Conditioning;Compressor;Condenser;Evaporator II 专科生毕业设计(论文) 目 录 第1章 绪 论 ........................................................................................................ 1 1.1本课题的研究意义及目的 ...................................................................... 1 1.2国内汽车空调主要生产企业及其产品现状和发展趋势 ........................ 1 1.3市场需求 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 ......................................................................................... 4 1.4汽车空调的性能评价指标 ...................................................................... 4 1.5汽车空调系统 ......................................................................................... 5 1.6 设计主要内容......................................................................................... 6 第2章 工作环境 .................................................................................................. 8 2.1车内设计参数 ......................................................................................... 8 2.2车外设计参数 ......................................................................................... 8 第3章 热负荷计算 .............................................................................................. 9 3.1 稳态传热计算......................................................................................... 9 3.2准稳态传热计算 ...................................................................................... 9 3.3非稳态(动态)传热计算 ......................................................................... 10 第4章 系统形式及隔热材料 ............................................................................ 11 4.1制冷剂循环控制系统 ............................................................................ 11 4.2送风方式的确定 .................................................................................... 12 4.3车内的气流组织 .................................................................................... 12 4.4隔热保温材料 ....................................................................................... 13 第5章 部件的计算及选择 ............................................................................... 14 5.1压缩机 ................................................................................................... 14 5.1.1确定排气压力，吸气压力，排气比焓及排气温度 ................... 14 5.1.2计算额定空调工况制冷系统所需要制冷量 ............................... 15 5.1.3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 ............................................................................................................. 15 5.1.4将额定空调工况压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量 15 5.1.5测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量 ............................... 16 5.1.6确定测试工况压缩机所需的轴功率 .......................................... 16 5.1.7根据压缩机转速n的指定值，选择压缩机 ............................... 17 5.2冷凝器 ................................................................................................... 17 III 专科生毕业设计(论文) 5.2.1确定制冷剂和空气流量.............................................................. 17 5.2.2结构初步规划 ............................................................................. 17 5.2.3空气侧表面传热系数 ................................................................. 18 5.2.4制冷剂侧表面传热系数.............................................................. 19 5.2.5如果忽略管壁热阻及接触热阻、忽略制冷剂侧污垢热阻 ........ 20 5.2.6校正空气流量 ............................................................................. 20 5.2.7计算空气侧阻力损失 ................................................................. 20 5.3蒸发器 ................................................................................................... 21 5.3.1计算制冷剂进出口参数 ............................................................. 21 5.3.2初步规划 ..................................................................................... 21 5.3.3干工况下空气侧表面传热系数计算 .......................................... 22 5.3.4计算析湿系数与湿工况下空气侧表面系数 ............................... 22 5.3.5初估迎风面积和总传热面积 ...................................................... 22 5.4膨胀阀 ................................................................................................... 23 5.4.1确定TDEN型热力膨胀阀两端的压力降根据所给定的工况 ... 23 5.4.2蒸发器负荷的过冷修正.............................................................. 23 5.4.3根据? PTXV、te、Qe，s″确定应匹配的热力膨胀阀容量 ....... 24 第6章 空调系统的性能匹配 ............................................................................ 25 6.1压缩机的匹配 ....................................................................................... 25 6.1.1车用空调压缩机选配的依据 ...................................................... 25 6.1.2压缩机与发动机的传动比及压缩机转速的确定 ....................... 26 6.1.3压缩机与冷凝器、蒸发器的性能匹配 ...................................... 26 6.2冷凝器总成的匹配 ................................................................................ 26 6.3蒸发器总成的匹配 ................................................................................ 27 6.4热力膨胀阀与压缩机、冷凝器、蒸发器组成的匹配 .......................... 27 第7章 风道设计、风机选型及降噪技术 ......................................................... 28 7.1风道设计 ............................................................................................... 28 7.1.1车空调风管的选择 ..................................................................... 28 7.1.2汽车风管的保温 ......................................................................... 29 7.1.3阻力计算 ..................................................................................... 29 7.2降噪技术 ............................................................................................... 29 7.2.1风管内的空气阻力和改进风管结构 ......................................... 29 7.2.2风管之间的连接结构 ............................................................... 30 7.3风机的选择 ........................................................................................... 30 IV 专科生毕业设计(论文) 结 论 .................................................................................................................... 31 参考文献 .............................................................................................................. 32 致 谢 .................................................................................................................... 34 V 专科生毕业设计(论文) 第1章 绪 论 1.1本课题的研究意义及目的 汽车空调的作用已经是众所周知的，尤其是随着地球表面气温的日益变暖，人们对空调的需求越来越迫切，对空调质量的要求越来越高了，不仅轿车和客车装有空调，现在不少工程车和卡车上也装有空调装置。通过总结教学、设计、科研和维修 经验 班主任工作经验交流宣传工作经验交流材料优秀班主任经验交流小学课改经验典型材料房地产总经理管理经验 以及搜集国内外资料的基础上对本汽车空调系统进行设计，从而使我更加深入地了解和掌握汽车空调的构造、原理、设计及一些实用维修技术的提高。 1.2国内汽车空调主要生产企业及其产品现状和发展趋势 在中国，汽车空调业在1983年前基本上是一纸空白，汽车空调基本上要靠进口组装，1983年以后，少数企业开始从国外引进技术和生产设备，从1986年开始不少地方和企业争上项目，经过近20年的发展，国内汽车空调业在新品开发及合资合作方面均取得了比较大的突破。 在压缩机方面，上海内燃机油泵厂于1988年12月与泰国正大集团合资成立上海易初通用机器有限公司，是国内最早批量生产汽车空调系统等系列产品的专业定点厂。公司主要产品有汽车空调系统，SE5，SE7，SE5V，SE7V，SP系列等汽车空调压缩机、储液干燥器等产品。89年起公司先后引进了日本三电SD5系列空调压缩机制造技术和美国德尔福V5系列空调压缩机制造技术，2001年，上海易初通用机器有限公司又与日本三电公司在上海浦东合资成立上海三电汽车空调有限公司，生产日本三电公司七缸摇盘无级可变排量压缩机SD7V16和六缸摇盘无级可变排量压缩机SD6V12，目前已经形成了产品自主开发能力和年产80万套汽车空调压缩机生产能力，公司汽车空调压缩机及系统产品已达百余种，2003企业实现销售收入162482万元，同比增长35%。 湖南华达机械总厂于1992年引进日本杰克赛尔公司六缸斜盘DKS系列压缩机产品，1994年双方又合资组建湖南华达-杰克赛尔汽车空调有限公司。HZC主要生产经营DKS-S型、DKS-CH型、DCW-17型汽车空调压缩机，具有年产30万台的生产能力。产品主要配套一汽、二汽、重庆五十铃、郑州日产、福建东南等多家汽车生产厂家。 1 专科生毕业设计(论文) 牡丹江汽车空调机厂于1994年引进韩国德尔公司五缸摇盘V5系列无级可变排量压缩机产品，今年又引进韩国德尔福公司十缸斜盘SP系列压缩机产品，公司的主导产品的V-5系列无级可变排量汽车空调压缩机是美国通用公司哈里森部八十年代末研制并与和韩国德尔福汽车系统公司合作生产的许可证产品，V-5压缩机技术含量高结构合理性能优良，技术水平在国内处于领先地位。公司从投产以来产销量逐年大幅度增加，1999年产销5万台，2000年产销10万台，2005年将达产40万台。同时加大新产品开发力度，正在开发SP-10小排量、SP-21大排量、CVC变排量压缩机和ATC电脑自动化空调，形成多品种、大批量的产品结构。 此外，广州豪华汽车空调工业公司于1988年引进日本三电公司五缸摇盘SD-510压缩机产品，由于是重复引进，缺乏市场支持，加之广州标致汽车厂的解体而被迫停产。 广东粤海集团公司于1994年引进美国克莱斯勒公司淘汰的压缩机产品和设备。由于该压缩机产品技术落后，现在已基本处于瘫痪状态。上述引进或合资的企业，都是生产有国外技术支持的产品，国内也有不少厂家在吸收了国外压缩机产品技术的基础上，开发研制了具有自主知识产权的压缩机产品。无锡市双鸟动力机械有限公司从1999年开始，生产五缸和七缸摇盘式压缩机，十缸斜盘式压缩机。2000年，上海奉天空调压缩机有限公司在合肥工业大学的技术支持下，自行研制开发了涡旋式AP系列压缩机，南京奥特佳冷机有限公司在美国普渡大学技术支持下，于2001年研制开发了WXH系列涡旋式压缩机，其排量可从60cm3,转到250 cm3,转，适用于微型车到大客车空调装置中，今年计划产量为12万台。由于涡旋式压缩机是公认的最先进的第四代汽车空调压缩机产品，国内许多企业都成功的研制出该产品，如南京埃迪压缩机有限公司、广州万宝压缩机有限公司等。 大客车用压缩机的生产企业中国内产量较大的工厂主要是岳阳恒立制冷设备股份有限公司和宁波欣晖制冷设备有限公司，前者生产的是传统的曲柄连杆式压缩机，后者生产的是十缸斜盘式结构的压缩机。其中岳阳恒立制冷设备股份有限公司是国内生产大中型客车空调机规模较大，品种较全，质量较优的企业。形成了年产大中型客车空调机5000台套，小轿车空调30万套，轻型车空调4000套的生产能力，大中型客车空调机为国内数十家重点客车厂配套，小轿车空调为上海大众公司桑塔纳轿车，武汉神龙公司富康轿车配套。 在大客车空调方面有湖南岳阳恒立制冷设备股份有限公司、空调国际(上海)有限公司广东劲达集团公司、南京中冠汽车空调公司、广州精益汽车空调有限公司、四川华威强制冷设备有限公司等形成一批初具规模的企业。 2 专科生毕业设计(论文) 在汽车空调其它总成中，也有形成一定规模和技术优势的专业生产厂。如膨胀阀和贮液器方面有浙江三花集团公司，苏州新智机电工业公司。在输氟胶管总成方面有南京汽车空调胶管厂和长春康泰克大洋管件有限公司，在汽车空调风机 方面有上海日用电机厂，江苏超力电器有限公司。在空调系统操纵控制方面有杭州富阳广安汽车电器有限公司等。 随着近两年汽车业尤其是轿车的快速增长，汽车零部件行业也得到了飞速的发展，汽车空调作为提高汽车乘坐舒适性的一种重要部件已被广大汽车制造企业及消费者所认可，目前在国内，国产轿车空调装置率已接近100,，在其它车型上的装置率也在逐年提高，汽车空调汽装置已成为汽车中具有举足轻重的功能部件。随之而来，国内汽车空调生产企业的产销量也在快速增长，据不完全统计，2003年，全国共生产汽车空调610万套，销售255万套，分别比2002年增长32.60%和41.70%。 汽车空调的发展方向主要体现在以下几个方面: (1)提高舒适性 当前大部分汽车空调采用的是制冷与采暖分开的两套独立的系统，控制上没有达到精确的量化水平，只能冬天开采暖，夏天开制冷，温度差不多就可以了。到了湿度大的冷天开暖气只会使人感觉浑身潮湿，闷的慌，这就需要开制冷来除湿。至于要换气，也大多是要打开门窗。随着人们生活水平的提高，对舒适性会提出更高的要求，因此以后的空调将是更加舒适的，全功能的，自动调节，使温度、湿度、空气新鲜度能同时达到要求。 (2)更趋自动化 最早的汽车空调是由一个加热器、一套通风系统和一个空气过滤器组成的。控制系统也是很简单的，手动控制，凭人的感觉来调节开关。因而温度、湿度及风量难以控制。随着电脑技术的日益发展，逐渐应用在汽车空调上，再加上各种先进的控制 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 的应用，也使汽车空调的控制效果日趋完善，性能充分发挥出来。它利用多个传感装置感知车内及外界的状态，将信息传递给中央芯片进行处理，得出系统最佳运行模式，并控制运行。使得无论何种天气，车内始终保持最佳舒适状况。 (3)注重环保 早期的汽车空调制冷剂都是用R12，通称氟利昂，它们都属卤代物，分子中含有氯元素。众所周知，氟利昂在高空受紫外线照射催化分离出的氯原子与臭氧发生反应，生成氧气。近些年已经发现大气层存在臭氧层空洞，这与空调业广泛使用氨利昂有直接关系。1987年签署的《蒙特利尔公约》要求限制使用氟利昂，并逐步禁用，1992年更进一步提出了对氟利昂的禁用期提前。目前公认的氟利昂 3 专科生毕业设计(论文) 替代物是R134a，它对臭氧基本没有破坏作用。华友公司在成立之初就意识到了环保的重要性，所生产的汽车空调都是采用R134a的环保型空调。 (4) 小型节能 车上空间有限，空调装置占用的空间越大，给人的空间就越少，使人感觉压抑，不舒服。因此空调装置会不断改进设计、加工工艺，以使其体积缩小，效能不减。而目前冷凝器、蒸发器方面，老的管片式换热器正在逐渐被高效的管带式、平行流式所代替。新型压缩机的出现，也使得高效节能的空调成为可能。 1.3市场需求分析 目前中国的汽车空调市场刚刚起步，相对竞争白热化的家用空调，汽车空调还是未开发的处女地。据统计，目前世界汽车在欧美、日本等地已经相对饱和，但中国小型汽车的年增长速度达到30%。不言而喻，汽车市场具有如此快速的增长率，汽车空调势必将同时快速增长。同时，到目前为止，中国的车用空调压缩机部分还完全依赖于进口，汽车用空调的本土化制造生产将成为空调行业新的利润增长点。 据了解，国内众多空调器生产厂家对车载空调市场垂涎已久，美的、海尔、格力等国内空调产业巨头也正在研制相关部件产品的开发生产。可以预见，作为未来空调厂家追逐的新利润源，车载空调的市场争夺战不日将打响。 2004年，国内汽车产销将达到500万辆，轿车将达到270万辆左右，伴随着轿车产销的高增长和其它车型的迅猛发展，国内汽车空调业的销量增长幅度会比较大，全年的增长幅度在35%以上，市场需求将超过330万套，同时，生产汽车空调的生产企业也会增多，2004年生产汽车空调的企业达到260家以上，企业之间的竞争会进一步加剧。 1.4汽车空调的性能评价指标 (1)温度指标 温度指标是最重要的一个指标。人感到最舒服的温度是20-28?，超过28?，人就会觉得燥热。超过40?，即为有害温度，会对人体健康造成损害。低于14?，人就会感到“冷”。当温度下降到0?时，会造成冻伤。因此，空调应控制车内温度夏天在25?，冬天在18?，以保证驾驶员正常操作，防止发生事故，保证乘员在舒适的状况下旅行。 (2)湿度指标 4 专科生毕业设计(论文) 湿度的指标用相对湿度来表示。因为人觉得最舒适的相对湿度在50%-70%，所以汽车空调的湿度参数要求控制在此范围内。 (3)空气的清新度 由于车内空间小，乘员密度大，在密闭的空间内极易产生缺氧和二氧化碳浓度过高。汽车发动机废气中的一氧化碳和道路上的粉尘，野外有毒的花粉都容易进入车厢内，造成车内空气混浊，影响加成人员身体健康。这样汽车空调必须具有对车内空气进行过滤的功能，以保证车内空气的清新度。 (4)除霜功能 由于有时汽车内外温度相差太大，会在玻璃上出现雾式霜，影响司机的视线，所以汽车空调必须由除霜功能。 (5)操作简单、容易、稳定 汽车空调必须做到不增加驾驶员的劳动强度，不影响驾驶员的正常驾驶。 1.5汽车空调系统 随着电子技术和汽车技术的发展而不断完善，其发展过程可以概括为以下五个阶段 (1)单一暖风系统 即利用房间取暖的方法。1925年首先在美国出现利用汽车冷却液通过加热器的方法取暖。到1927年发展到具有加热器、鼓风机和空气滤清器等比较完整的供热系统。在寒冷的北欧、亚洲北部地区，目前仍然使用单一暖风系统。 (2)单一制冷系统 1939年，由美国通用汽车帕克公司(PACKARD)首先在轿车上安装机械制冷降温的空调系统，成为汽车空调系统的先驱。在热带、亚热带地区，目前仍然使用单一制冷系统。 (3)冷暖一体化空调系统 1954年美国通用汽车公司，首先在纳什(NASH)牌轿车上安装了冷暖一体化的空调系统，汽车空调系统才基本上具有调节控制车内温度、湿度的功能。随着汽车空调技术的改进，目前的冷暖一体空调基本上具有降温、除湿、通风、过滤、除霜等功能。这种方式是目前使用量最大的一种形式。 (4)自动控制的汽车空调系统 冷暖一体化空调系统需要人工操纵，增加了驾驶员的工作量，同时控制质量也不太理想。1964年美国通用汽车公司将自动控制的汽车空调系统安装在卡迪拉 5 专科生毕业设计(论文) 克轿车上。这种自动空调系统只要预先设定所需的温度，空调系统就能自动地在设定的温度范围内工作，达到调节车室内空气的目的。 (5)微机控制的汽车空调系统 1973年美国通用汽车公司和日本五十铃汽车公司一起联合研究微机控制的汽车空调系统，1977年同时安装在各自生产的汽车上。微机控制的汽车空调系统功能增加，显示数字化。微机根据车内外的环境条件，控制空调系统的工作，实现了空调运行与汽车运行的相关统一，极大地提高了调节效果，节约了燃料，从而提高了汽车的整体性能和最佳的舒适性。 空调起动与否，对汽车的动力性和经济性的影响完全不一样。在动力性方面，汽车从静止起步加速到某一速度时，使用空调的汽车总有一种反应迟滞的感觉，完全失去了不用空调时的那种爽快。不过在高速行驶时倒感觉不出来。在经济性方面则表现为使用空调较不用空调时的油耗明显增大。 1.6 设计主要内容 (1)设计环境与其相关的参数 车内设计参数:夏季车内舒适温度为27?，冬季温度为16?; 车外设计参数:以郑州城市为例，车体总容积60m3，车的长12m，宽2.5m，高2m的中型空调客车的公交车。根据7月1日太阳辐射统计资料显示:气温为35?，正午12时以40km/h的车速往正南方向行制冷工况:蒸发温度为零摄氏度，冷凝温度为六十摄氏度，过冷温度为五摄氏度，过热温度为五摄氏度。 (2)热负荷计算和四大部件的选择 大约新风负荷占30%，车身围护结构传热占30%以上，人体热负荷超过20%，而太阳辐射及玻璃传热只占10%;因此若减少热负荷应以改善车身隔热为主。 系统形式:离合器热力膨胀阀系统(CCTXV系统)F型 压缩机:BOCK FKX50/660K型压缩机 冷凝器:9.1 m2×0.16/1 冷凝风机:LNF242A(4台) 6000m3/h 蒸发器:7.6m2 ×0.65 /2 蒸发风机:2HF292(4台) 4000m3/h 热力膨胀阀:选用两个TDEN5.8型。 (3)系统的匹配 汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题，是在成本经济预算与运行经济预算，以及汽车动力配置方案允许的条件下，如何使汽车空调系统各组成部件，特别是对系统性能起主要决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况(设计工况)匹配得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在 6 专科生毕业设计(论文) 该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。压缩机的匹配、冷凝器总成的匹配、蒸发器总成的匹配、热力膨胀阀与压缩机、冷凝器、蒸发器组成的匹配。 (4)风道设计、风机选型及降噪技术 经过处理的送风和回风都必须通过风道才能进入和离开车室，而且车内的送、回风量能否达到要求，则完全取决于风道系统的压力分布以及风机在该系统中的平衡工作点。所以风道布置将直接影响车内的气流组织和空调效果。同时，空气在风道内流动所损失的能量，是靠风机消耗电能予以补偿的，所以风道布置也直接影响汽车空调系统的经济性。 7 专科生毕业设计(论文) 第2章 工作环境 2.1车内设计参数 (1)从实验分析的资料显示可知，夏季车内舒适温度为27?，冬季温度为16?; (2)车内外温差，夏季取8?; (3)车内垂直方向的温差，根据研究和调查资料证明:夏季头部温度低于足部温度1?左右;冬季低于足部约(4,6)?。 (4)车内相对湿度夏季取φB=50% ; (5)空气流速影响人体和保温。实验表明，车内流速以(0.15,0.4)m/s为宜。夏季取上限值，冬季取下限。 (6)根据人体卫生要求，空气中二氧化碳含量不能超过0.1%，氧气含量控制在(18,20.7)% 。为此，每人应有(20,25)m3/h的新鲜空气量。考虑到一般车内连续停留时间不会太久，汽车制冷机容量不可能太大，过多的新鲜空气将消耗过多的空调能量，因此计算时，汽车车内新鲜空气量的下限可定为11m3/h，或占全部通风量10% 。 2.2车外设计参数 以辽宁城市为例，车体总容积60m3，车的长12m，宽2.5m，高2m的中型空调客车。根据7月1日太阳辐射统计资料显示:气温为35?，正午12时以40km/h的车速往正南方向行驶，车室内温度27?。大约新风负荷占30%，车身围护结构传热占30%以上，人体热负荷超过20%，而太阳辐射及玻璃传热只占10%;因此若减少热负荷应以改善车身隔热为主。 8 专科生毕业设计(论文) 第3章 热负荷计算 3.1 稳态传热计算 稳态传热方法就是假设隔热壁中的温度分布和热流大小始终保持一定的数值而不随时间变化。稳定传热热流量计算 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 如下: Q = KFAT(1) 式中，?丁为车体壁内外两侧空气温差，? ;F为车身表面积，m ;K 为传热系数，w,(m ?? )。 上式反映了通过车体壁的对流、导热热流规律，当用于车体顶、侧传热计算时，由于受到太阳辐射影响，因此车体外空气温度应取综合空气温度。而当用于车体玻璃窗传热计算时，则车体外空气温度取设计工况外界空气温度，这部分结构上的太阳辐射得热当另作计算。进行汽车空调负荷计算时，通常要假定汽车所处的位置，以确定车外空气计算参数。我们计算中假定汽车在长沙行驶，而且是由西向东行驶，车型为三厢豪华中型客车CK6592型。 采用稳态方法计算汽车空调负荷的方法比较简单，适合手算。但这种方法忽略了车体外空气温度变化对车厢内部的影响，且没有区分得热量与冷负荷之间的概念。实际上，在汽车空调中真正的稳定传热是不存在的。采用稳态计算汽车空调负荷所得结果是近似的，有10, ,24,的偏差。 3.2准稳态传热计算 1946年美国的C(O(Mackey和L(T(Wight提出了当量温差法计算空调负荷，50年代前苏联什克若维尔提出谐波法(即谐波分解法)计算空调负荷。 当量温差法是将室外气温和太阳辐射的傅立叶(Forier)级数展开式作为墙体导热方程的边界条件求解传热量，再用稳定传热计算形式来简化，得出当量温差的概念，并以此计算负荷。当量温差法被ASHRAE(美国采暖、制冷和空气调节工程师协会)采纳，成为此后20年内美国和西方国家的主要计算方法。 谐波法(即谐波分解法)以周期扰量为前提，常取周期为24小时，所以这种方法基本上只适用于设计冷负荷的计算。室外空气综合温度呈周期性波动，使得维护结构从外表面逐层地跟着波动，这种波动是由外向内逐渐衰减和延迟的。围护 9 专科生毕业设计(论文) 结构外侧综合温度的波幅与内表面温度波幅的比值为该围护结构的传热衰减度u，内表面温度波对外侧综合温度的相应滞后为该围护结构的传热延迟时间。 当量温差法和谐波法(即谐波分解法)计算空调负荷比稳态传热计算空调负荷进了一步，但他们有着共同的缺点，就是对车厢内的得热量和冷负荷不加区分，故空调负荷计算偏大。 3.3非稳态(动态)传热计算 非稳态计算空调负荷的计算方法很多，如谐波反应法、反应系数法等等，他们共同的特点就是分清了得热量与冷负荷之间的区别，使得计算负荷值更接近真实。 谐波反应法是在谐波法基础上将得热量和冷负荷开来计算，得到得热量转化为冷负荷的衰减和延滞。 谐波反应的基本思路是:将室外空气温度波的平均值通过稳定传热公式与车体内壁温度的平均值联系起来;然后通过温度谐波分析可知室外温度波经车体壁时幅值衰减、相位延迟。由此得到车体壁内表面的温度波特性。车体壁内表面与车厢内的空气和设施之间的换热就是通过车体壁进入车厢内的得热量，其中对流成分直接构成冷负荷，辐射部分经车厢内表面或设施吸收后，再以对流形式放出的热量也构成冷负荷。通过车窗进入车厢的得热量有瞬变传热得热和日射得热两部分，前者同车体壁传热得热一样形成相应的冷负荷，后者经蓄热过程后，再以对流形式释放出来，形成冷负荷。由此可以计算出各个时刻的动态车内逐时冷负荷。最大冷负荷出现在16时，最大值为16(492kW。三种计算方法得出的逐时冷负荷曲线基本接近，变化趋势相同。稳态与准稳态计算比动态计算值要稍微偏大。对动态而言外部空气传热到汽车内部，再从得热量到冷负荷，有一定的传热衰减和传热延滞，由于汽车结构蓄热系数小，所以并不是很明显。 10 专科生毕业设计(论文) 第4章 系统形式及隔热材料 4.1制冷剂循环控制系统 制冷剂循环控制系统有三种形式，即离合器热力膨胀阀系统(CCTXV系统)，膨胀阀 — 吸气节流阀系统(TXV—STV系统)，离合器节流管系统(CCOT系统)。后两种只用于轿车，所以我们选用离合器热力膨胀阀系统(CCTXV系统)。 离合器热力膨胀阀系统(CCTXV系统)。大多数车型都采用这种方式。它由热力膨胀阀控制蒸发压力，当蒸发器热负荷增加或蒸发压力增加时，膨胀阀开度增大，使流量增加，制冷量也增加。当流量过多，蒸发压力过低，使蒸发器表面结霜时，通过恒温器使离合器脱开，压缩机停转，待结霜融化，蒸发器温度升高时，离合器又接通，压缩机重新运转。这种系统由压缩机，冷凝器，贮液器，膨胀阀，蒸发器组成。膨胀阀有F型和H型两种，如下图所示。 图一 F型膨胀阀 图二 H型膨胀阀 11 专科生毕业设计(论文) 4.2送风方式的确定 (1)直吹式 空调风(冷或热)直接空调器吹出，其结构比较简单，风阻损失小，但送风不均匀。一般轿车、货车、中小型汽车常采用这种方式; (2)风道式 空调风通过车内风道送出。这种方式比较均匀，风可送至重要的部分(如头部、足部)，但零件增加，风道阻力增加，因此送风机功率要加大。主要用于大中型客车。 风道送风口布置的原则冷风出口布置在上面(尽可能在车顶下)，暖风出口布置在下面(尽量在地板上)，以满足“头凉足暖”的要求，即要有上、下两层风道。 风道式又可分为两侧送风道和中央送风道两种。两侧风道布置在车顶转角处，一般不占用有效空间，对乘员起立和行走影响不大，但要求车窗框离车顶有一定距离。对于车窗框离车顶距离很近的车辆不宜采用紧贴车壁的侧风道。中央送风道的优点正好相反，为不影响乘员行走，必须做得很扁。 所以我们采用两侧式风道送风，本次主要考虑制冷系统。 4.3车内的气流组织 车内气流组织除与送风口的位置有关外，还与送风口的构造形式、尺寸、送风温度、速度和气流方向有关。按送、回风口的相互关系和气流组织形式一般有以下几种:上送风下回风;上送风上回风;中送风中回风及下送风下回风。 各种气流流型的特点如下: (1)上送风下回风气流流型 用于独立整体型，独立式分散型和非独立式底置型制冷设备的客车。此方式的送风较容易与室内空气充分混合，易于形成均匀的温度场和速度场、能够采用较大的温差、从而降低送风量，有实践经验知，送风速度可取2,5m/s。 (2)中送风中回风气流流型 适用于轿车、小型客车。因为这些发动机前置，制冷设备大多安装在发动机处和驾驶区仪表台处，此方式具有明显的节能效果。 上送风上回风气流流型。适用顶置型和内装型空调设备的客车。顶置型的冷凝器，蒸发器是安装在车顶外部，内装型的蒸发器是安装在车顶的内部，因此需要采用上送风和上回风的气流组织形式。 12 专科生毕业设计(论文) 4.4隔热保温材料 汽车的空调性能(效果)好坏主要由两个因素决定: (1) 空调装置的性能(制冷或采暖能力、气流组织); (2) 汽车车体的隔热保温及密封性。 由此可见车体的隔热保温性能对空调效果有一定影响。除玻璃的隔热性能外，金属壳体部分的隔热保温效果主要靠隔热保温材料解决对置于车体外的热交换器(主要指蒸发器箱体)及送风管道，隔热保温材料也是很重要的，车内的送风管道，尤其是布置在汽车顶部的冷管道。 13 专科生毕业设计(论文) 第5章 部件的计算及选择 5.1压缩机 汽车空调压缩机是汽车制冷系统的心脏，是推动制冷系统中不断循环的动力来源，变排量压缩机还起着根据热负荷大小调节制冷剂循环量的作用。 微型及小型汽车空调，由于空间尺寸，发动机功率小，比较注意压缩机的效率、外形尺寸及功耗。例如奥托微型车采用精工滑片压缩机和7B10压缩机。微型车空调压缩机排量一般在80,100cm3/r之间。 中、高档轿车及小型面包车，采用150,250cm3/r排量的压缩机。中、高档现在普遍采用变排量压缩机，如上海大众公司生产的PASSAT轿车采用7SBH变排量压缩机，上海通用公司生产的BUIK轿车采用V5变排量压缩机。 中、大型客车采用排量为400,775cm3/r的活塞压缩机，也有采用两台小排量压缩机并联系统的。如杰克赛尔(ZEXEL)DL-15，DL-16，DL-33，DL-34和CL-11型大客车，采用两台排量为313cm3/r的DKS-32型压缩机并联系统，电装(DENSO)车用空调也采用两台排量为300cm3/r的10P30B压缩机并联系统。 总的来说，蜗旋压缩机由于其自身的优点，及加工问题的解决必将成为很有发展前途的车用空调压缩机 。 5.1.1确定排气压力，吸气压力，排气比焓及排气温度 (1)根据制冷剂的蒸发温度Te和冷凝温度TC，根据HFC134a饱和状态下的热力性质，的其蒸发压力和冷凝压力分别为Pe=349.63kPa;Pc=1681.30kPa; (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=1681.30+81=1762.30kPa; (3)压缩机的吸气压力，认为低于制冷剂的蒸发压力67.26kPa,即Ps=Pe-?Ps =349.63-67.26=282.37kPa; (4)根据Ps和Ts， 根据HFC134a过热蒸汽的热力性质， 得压缩机吸气口制冷剂的比焓hs=420.434kJ/kg， 比体积vs=0.081233m3/kg， 比熵ss=1.8063 kJ/kg; (5)根据Pd和ss，根据HFC134a过热蒸气的热力性质，得压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hd,s=463.813 kJ/kg; (6)额定空调工况压缩机的指示效率?i为 14 专科生毕业设计(论文) ?i=Te/Tc+bTe=(5+273.15)/(60+273.15)+0.002×5=0.845; (7)额定空调工况压缩机的排气比焓hd为 hd=hs+(hd,s-hs)/ ?i=420.434+(463.813-420.434)/0.845=471.770kJ/kg; (8)根据Pd和hd，根据HFC134a过热蒸气的热力性质，得额定空调工况压缩机的排气温度Td=97.10?。 5.1.2计算额定空调工况制冷系统所需要制冷量 (1)根据已知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度T4′=Tc-?Tsc=60-5=55?; (2)蒸发器出口制冷剂气体温度T1为T1=Te+?Tsh=5+10=15?; (3)按T4′根据HFC134a饱和状态下的热力性质，得蒸发器进口制冷剂比焓h5′= h4′=279.312KJ/kg。按T1和Pe根据HFC134a饱和状态下的热力性质，得蒸发器出口制冷剂比焓h1=409.501 kJ/kg; (4)在额定空调工况，蒸发器的单位质量制冷量(即系统的单位质量制冷量)qe,s为qe,s=h1-h5′=409.501-279.312=130.189 kJ/kg。 5.1.3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 (1)额定空调工况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=29.071/130.189=0.2233kg/s; (2)额定空调工况压缩机的单位质量制冷量qe,c为 qe,c=h1″-h5′=420.434-279.312=141.122 kJ/g; (3)额定空调工况压缩机的单位体积制冷量qv,c为 qv,c=qe,c/vs=141.122/0.081233=1737.250k/m3; (4)对于稳态过程，制冷系统组成部件内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=0.2233kg/s。该工况压缩机所需制冷量Qe，c为Qe，c=qe,cqm=141.122×0.2233=31.512kw。 5.1.4将额定空调工况压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量 (1)压缩机测试工况的条件，制冷剂的冷凝温度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;压缩机吸气管路的压降?Ps=67.26kPa;压缩机排气管路的压降?Pd=81kPa。 15 专科生毕业设计(论文) (2)根据制冷剂的蒸发温度Te,t和冷凝温度Tc,t，根据HFC134a饱和状态下的热力性质，得测试工况制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为Pe，t = 349.63kPa、Pc，t=1681.30kPa。 压缩机的吸气压力Ps，t=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=1762.30kPa。 (3)根据Ts,t和Ps,t，根据HFC134a饱和状态下的热力性质，得压缩机测试工况的吸气比焓hs,t=415.833kJ/kg，吸气比体积vs,t=0.079484m3/kg，吸气比熵ss,t=1.79.74kJ/(kg?k)。 (4)根据膨胀阀前制冷剂液体温度T4=Tc，t-?Tsc，t=60?，根据HFC134a饱和状态下的热力性质，得膨胀阀前制冷剂液体比焓h4=287.397 kJ/kg。 (5)测试工况压缩机的单位质量制冷量qe,t为 qe,t=hs,t-h4=415.833-287.397=128.436kJ/kg。 (6)测试工况压缩机的单位体积制冷量qv,t为 qv,t=qe,t/vs,t=128.436/0.079484=1615.87219kJ/m3。 (7)由于额定空调工况和测试工况的冷凝压力(冷凝温度)、蒸发压力(蒸发温度)、排气压力以及吸气压力均可相同，则两种工况的压缩机输气系数也认为都相同即λt=λc。于是，所选压缩机在测试工况所需制冷量Qe，t 应为 Qe，t=Qe，c(λt/λc)(qv,t/qv1)=31.512×1×(1615.872/1737.25)=29.311kw。 5.1.5测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量 qm,t=Qe，t/qe,t=29.311/128.436=0.2282kg/s。 5.1.6确定测试工况压缩机所需的轴功率 (1)根据Pd，t和Ss，t，根据HFC134a饱和状态下的热力性质，得压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hd,s=458.190kJ/kg。制冷剂温度Td,s=85.94?。 (2)测试工况压缩机的单位等熵理论功Wts，t为 Wts,t=hd,s-hs,t=458.190-415.883=42.357kJ/kg。 (3)测试工况压缩机的理论等比熵功率Pts,t为 Pts,t=Wts,tqm,t=42.357×0.2282=9.6664kw。 (4)测试工况压缩机指示效率?i,t为 ?i，t=Te，t/Tc，t+bte，t=(5+273.15)/(60+273.15)+0.002×5=0.845。 (5)测试工况压缩机的摩擦功率Pm,t为 Pm,t=1.3089×D2sinPm×10-5=1.3089×(60×10-3)2×(39×10-3)×6×1800 ×0.50×105×10-5=0.992kw。 16 专科生毕业设计(论文) (6)测试工况压缩机的指示功率Pi,t为 Pi,t=Pts，t/ ?i，t=9.6664/0.845=11.40kw。 (7)测试工况压缩机所需的轴功率Pe，t为 Pe,t=Pi，t+Pm，t=11.440+0.992=12.432kw。 5.1.7根据压缩机转速n的指定值，选择压缩机 根据经验，当Qe,t=293.11kw和qm,t=0.2282kg/s时，压缩机的气缸工作容积大约650cm3左右，可供选配的车用空调压缩机有:BOCK FKX40/655K型，BOCK FK50/650K型，BOCK FKX50/660K型，BITZER 4NFCY型等，综合考虑各压缩机的性能、质量、价格诸多因素，假定选压缩机的型号为BOCK FKX50/660K型，查其产品使用说明书，当n=1800r/min时，在测试工况的参数如下:气缸容积Vcy=660cm3;理论排气量Vth=71.45m3/h;制冷量可达Qe,t=30.9kw ,29.311kw;质量输气量可达qmr,t=0.2437kg/s,0.2282kg/s;压缩机轴功率Pe,t=12.34kw ,12.432kw。 结果表明，BOCK FKX50/660K型压缩机的制冷量、质量输气两均大于计算结果，压缩机轴功率小于计算结果，完全满足系统运行的要求，是能与指定的车用空调系统匹配的。 5.2冷凝器 采用制冷剂为HFC134a的空气冷却式冷凝器。要求换热量Qc=29311W。制冷剂有5?过冷，已知压缩机在Te=5?及Tc=60?时排气温度Td=85?，空气进风温度Tal=35?。 5.2.1确定制冷剂和空气流量 根据Tc=60?和排气温度Td=85?，以及冷凝液有5?过冷。根据HFC134a饱和状态下的热力性质，可得排气比焓hd=456.5kJ/kg，过冷液体比焓hsc=278.7kJ/kg，于是制冷剂的质量流量qm,r为 qm,r=Qc/(hd-hsc)=29740/(456.5-278.7)×1000=0.2kg/s 取进口的空气温差Ta2-Ta1=12?，则空气的体积流量qv,a为 qv,a=Qc/ρacP，a(Ta2-Ta1)=29740/1.1378×1.0076×103×12m3/s=2.1m3/s 5.2.2结构初步规划 冷凝器选用平行流式结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构型式及尺寸:翅片宽度WF=16mm;翅片高度hF=8.1mm;翅片厚度δF=0.135mm，翅片间距 17 专科生毕业设计(论文) PF=1.4mm;百叶窗间距PL=1.1mm;百叶窗长度lL=6.5mm;百叶窗角度αL=27?;多孔扁管分四个内孔，每个内空高度为2mm;宽度为3.35mm，扁管外壁面高度为3mm，宽度WT=16mm，分三个 流程 快递问题件怎么处理流程河南自建厂房流程下载关于规范招聘需求审批流程制作流程表下载邮件下载流程设计 ，扁管数目依次为12、8、5。取迎面风速为va=6m/s。 根据初步规划，可计算下列参数: (1)每米管长扁管内表面积Ar为 Ar=[2×(2+3.35)×10-3] ×4m2/m=4.28×10-2m2/m (2)每米管长扁管外表面积Ab,a为 Ab,a=2×(16+3)×10-3m3/m=3.8×10-3m2/m (3)每米管长翅片表面积Af，a为 Af，a=2×8.1×10-3×16×10-3×1/(1.4×0.001)m2/m=0.1851m2/m (4)每米管长总外表面积Aa为 Aa=Ab，a+Af，a=3.8×10-2(m2/m)+0.185(m2/m)=0.223(m2/m) (5)百叶窗高度hL为 hL=0.5×PL×tanaL=(0.5×1.1×tan27?)mm=0.2802mm (6)扁管内孔水力直径Dn，r为 Dn，r=(4×2×3.35)/[2×(2+3.35)]mm=2.5047mm (7)翅片通道水力直径Dh，a为 Dh，a=[2×(1.4-0.135)×(8.1-0.135)]/[(1.4-0.135)+(8.1-0.135)]mm=2.183mm 5.2.3空气侧表面传热系数 最小截面处风速va,max为 va,max=[6×1.4×(8.1+3)]/[(1.4-0.2802-0.135)×(8.1-0.135)]m/s=11.8m/s 按空气进出口温度的平均值Ta=(Ta1+Ta2)/2=(35+47)/2=41?，查取空气的密度ρ=1.1025kg/m3，动力黏度μ=19.2×10-6kg/(m?s);热导率λ=2.7×10-2W/(m?k);普朗特数Pr=0.699，并计算出雷诺数Re，传热因子J，努塞尔数Nu及空气侧表面传热系数aa; Rea=(ρva,maxPL)/μ=(1.1025×11.8×1.1×10-3)/(19.2×10-6)=745 J=0.249×7450.42×0.28020.33(6.5/8.1)1.1×8.10.26=1.548×10-2 Nu =JReaPr1/3=0.01548×745×0.6991/3=7.735 aa= Nuλ/PL=7.735×2.78×10-2/(1.1×10-3)=195.5W/(m2?k) 18 专科生毕业设计(论文) 5.2.4制冷剂侧表面传热系数 根据Tc=60?，根据HFC134a饱和状态下的热力性质和热物理性质图，可以 求得: 液态制冷剂的密度ρ1=1/(0.94775×10-3)kg/m3=1055.13kg/m3 气态制冷剂的密度ρv=1/(11.538×10-3)kg/m3=86.67kg/m3 液态制冷剂的动力粘度μ1=135.35×10-6kg/(m?s) 液态制冷剂的导热率λ1=66.64×10-3 W/(m?k) 液态制冷剂的普朗特数PrL=v1/a1=(0.128×10-6)/(0.0385×10-6)=3.3325 冷凝器中，由于制冷剂进口过冷，因此计算制冷剂当量流量时，取平均干度 χ=0.5，于是当量制冷剂质量流量qmr,eq为 qmr,eq=[(1-0.5)+0.5×1055.13/86.67]0.5×0.056243kg/s=0.1443kg/s (1)第一流程的参数计算 单一内孔当量制冷剂质量流量q'mr,eq为 q'mr,eq= qmr,eq/(4×12)=0.1443/48=3.007×10-3kg/s Reeq，r= [(q'mr,eq×)/(πD2h1r/4)]/ μL=(4 q'mr,eq)/(πDh1rμL) =(4×3.007×10-3)/(π2.5047×10-3×135.35×10-6)=11293 Nu=0.0265 Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×112930.8×3.33250.333=69.118 制冷剂侧表面传热系数ar为 ar=(Nuλ1)/Dh1r=(69.118×66.64×10-3)/(2.5047×10-3)=1839W/(m2?k) (2)第二流程的参数计算，其方法与第一流程一样。 当量制冷剂质量流量q'mr,eq为 q'mr,eq= qmr,eq/(4×8)=0.1443/32=4.511×10-3kg/s Reeq，r= [(q'mr,eq×)/(πD2h1r/4)]/ μL=(4 q'mr,eq)/(πDh1rμL) =(4×4.511×10-3)/(π2.5047×10-3×135.35×10-6)=16942 Nu=0.0265 Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×169420.8×3.33250.333=95.61 制冷剂侧表面传热系数ar为 ar=(Nuλ1)/Dh1r=(95.61×66.64×10-3)/(2.5047×10-3)=2544W/(m2?k) (3)用同样的方法可获得第三流程的参数。 当量制冷剂质量流量q'mr,eq为 q'mr,eq= qmr,eq/(4×5)=0.1443/20=7.217×10-3kg/s Reeq，r= [(q'mr,eq×)/(πD2h1r/4)]/ μL=(4 q'mr,eq)/(πDh1rμL) =(4×7.217×10-3)/(π2.5047×10-3×135.35×10-6)=27107 Nu=0.0265 Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×271070.8×3.33250.333=139.25 19 专科生毕业设计(论文) 制冷剂侧表面传热系数ar为 ar=(Nuλ1)/Dh1r=(139.25×66.64×10-3)/(2.5047×10-3)=1839W/(m2?k) (4)由于制冷剂侧三个流程的表面传热系数不一样，传热面积也不同，因此必须按面积百分比计算其平均值。平均表面传热系数ār为 ār=(1839×12×10-3+2544×8×10-3+3705×10-3)/[(12+8+5)×10-3 ]W/(m2?k)=2438 W/(m2?k) 5.2.5如果忽略管壁热阻及接触热阻、忽略制冷剂侧污垢热阻 取空气侧污垢热阻ra=0.0003 (m2?k)/W，则传热系数k为 k=1/(1/ār?Aa/Ar+ra+1/aa)=1/[1/2438×02231/(428×10-3)+0.0003+1/1955] W/ (m2?k)=132.4 W/(m2?k) 对数平均温差为 ? tm=(Ta2-TaL)/ln[(Tc-TaL)(/Tc-Ta2)]=12/ ln[(60-35)(/60-47)]?=22.94? 所以所需传热面积(以外表面为基准)A0为 A0=Qc/k? tm=29740/(132.4×22.94)=9.1m2 所需扁管长度为 L= A0/(Aa×25)=9.1/(0.2231×25)=1.6m 取L=1.6m。 5.2.6校正空气流量 按迎风面积和进风面风速计算空气体积流量qva为 qva=va(3+8.1)×10-3×25L=6×11.1×10-3×25×0.550m3/s=11m3/s 与第一步按热平衡关系计算出的11.8 m3/s相对误差不大，不再重算。 5.2.7计算空气侧阻力损失 ƒ=5.47RePL0.72hL0.37(lL/hF)0.89PL0.2hF0.23=5.47× 7450.72× 0.28020.37× (6.5/8.1)0.891.10.28.10.23=64.4524×10-3 则空气侧阻力损失? Pa为 ? Pa=4 ƒ?WF/Dh，a?ρa?v2a，max=4×64.4524×10-3×0.016/(2.183×10-3)×1.1025×11.82Pa=253.5 Pa 最后根据空气阻力和风量选择风机。 20 专科生毕业设计(论文) 5.3蒸发器 要求夏季提供29311W的制冷量，由系统热力计算得出。采用制冷剂R134a时，制冷剂循环量qmr=0.042kg/s。此时，蒸发温度为2?，我们取蒸发器进风温度:干球温度27?，湿球温度19.5?。 5.3.1计算制冷剂进出口参数 由制冷量和制冷剂循环量，可求出制冷剂进出口比焓差? hr为 ? hr =hr2-hr1=Qe/qmr=29311/0.042KJ/kg=142.85 kJ/kg 取制冷剂进口干度χ=0.3，则根据蒸发温度查HFC134a的lgP-h图，有hr1=261.624 kJ/kg，于是制冷剂出口比焓值hr2为 hr2= hr1+ ? hr=142.85+261.624=404.48J/kg 同时可计算出蒸发器出口制冷剂温度为tr2=7.98?，过热度为5.98?。 5.3.2初步规划 散热板及翅片与百叶窗尺寸 翅片:宽度WF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度δF=0.1mm，间距PF=1.8mm; 百叶窗间距PL=1.1mm，百叶窗长度lL=6.8mm，百叶窗角度αL=37?。 散热板:宽度WT=65mm，高度hT=3.0mm，厚度δT=0.5mm，边缘宽3.4mm，内部隔热板宽3.7mm。由此可计算出内部流道尺寸hH，WH分别为 hH=hT-2δT=(3.0-2×0.5)mm=2.0mm WH=WT-2×3.4-3.7=65-2×3.4-3.7mm=54.5mm (1)每米散热板内表面积Ar为 Ar=2(hH+ WH)=2(2+54.5)×10-3m2/m=113×10-3 m2/m (2)每米散热板外表面积Ab,a为 Ab,a=2(hT+ WT)=2×(3+65)×10-3 m2/m=136×10-3 m2/m (3)每米散热板长迎风面积Aface为 hT+hF=(3+7.9)×10-3 m2/m=10.9×10-3 (4)每米散热板长翅片面积Af，a为 Af，a=2×7.9×10-3×65×10-3×1/(1.8×0.001)m2/m=570.555×10-3 m2/m (5)每米散热板长总外表面积Aa为 Aa= Ab,a+ Af，a=136×10-3+570.555×10-3 m2/m=706.555×10-3 m2/m (6)肋通系数a 21 专科生毕业设计(论文) a= Aa/ Aface=706.555×10-3/0.0109=64.822 (7)百叶窗高度hc为 hc=0.5PLtanαL=0.5×1.1×10-3×tan37?mm=414.455×10-3mm (8)散热板内孔水力直径Dh，r为 Dh，r=(4 hH?WH/2)/[2?(hH+ WH/2)] =(4×2×54.5/2)/[2× (2+54.5/2)]mm=3.7265mm 5.3.3干工况下空气侧表面传热系数计算 选取迎面风速va=5m/s，根据已知条件，求最小截面处风速为 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]}=9.78kg/s 按空气进出口温度的平均值Ta=20?，查取空气的密度ρ=1.205kg/m3，动力黏度μ=18.1×10-6 kg/(m?s)，热导率λ=2.59×10-2 W/(m?k)，普朗特数Pr=0.703等物理性质，并计算出空气侧的雷诺数，传热因子J，努塞尔数Nu，表面传热系数aa。 Rea=ρva,maxPL/μ=1.205×5.87×1.1×10-3/(18.1×10-6)=430 J=0.249RPL-0.42hL0.33(lL/hF)1.1hF0.26=0.249×430-0.42×0.4144550.33 (6.8/7.9)1.1×7.90.26=0.0211698 Nu =JReaPr1/3=0.0211698×430×0.7031/3=8.092 aa= Nuλ/PL=8.092×2.59×10-2/(1.1×10-3)=190.524W/(???) 5.3.4计算析湿系数与湿工况下空气侧表面系数 设定出风温度为干球温度7.25?，湿球温度6.5?，则比焓为21.575kJ/kg(干)，同时已知蒸发器进风温度为:干球温度27?，湿球温度为19.5?，比焓为55.6kJ/ kg(干)。 求出析湿系数ξ=(ha1-ha2)/[cP,a(ta1-ta2)]= (55.6-21.575)/[1.015252×(27-7.25)]=1.6969 于是，湿球工况下空气侧表面传热系数aeq,a为 aeq,a=ξaa=1.6969×190.524 W/(m2?k)=323.3 W/(m2?k) 5.3.5初估迎风面积和总传热面积 (1)计算干空气流量qm,a为 qm,a=Qe/(ha1-ha2)= 29311/(55.6-21.575)=0.8kg/s (2)计算干迎风面积Aface，o为 22 专科生毕业设计(论文) Aface，o=qm，a/ρva=0.8/(1.205×3)m2=234×10-3 m2 (3)计算以外表面为基准的总传热面积A0为 A0=a Aface，o=64.822×0.234=15.1683 m2 (4)计算散热板长度lT。一共22块散热板，分两个流程，每个流程11块散热板，则 lT= Aface，o/[(hT+hF)×22]=0.234/[(0.003+0.0079)×22]=0.976m 取lT=1m。 5.4膨胀阀 丹佛斯(DANFOSS)TDEN型膨胀阀适用于HFC134a制冷剂。其选型方法是根据给定的工况，膨胀阀两端的压力降和蒸发器的负荷，经制冷剂液体过冷度修正后，查该型号的技术手册。 5.4.1确定TDEN型热力膨胀阀两端的压力降根据所给定的工况 系统中制冷剂液体流经管路、管弯头、干燥过滤器、视液镜、电磁阀等部件，其压降之和设为? P1=66kPa多流程供液的蒸发器前需安装液体分配器，其压降设为? P2=65.67kPa。由于整个系统压力平衡，则有 Pe=Pc-? PTXV-? P1-? P2 于是，热力膨胀阀端的压力降? PTXV为 ? PTXV= Pc- Pe-? P1-? P2=1681- 349.63-66-65.67=1200kPa=12bar 5.4.2蒸发器负荷的过冷修正 根据丹佛斯(DANFOSS)TDEN型膨胀阀的技术手册规定，当热力膨胀阀前的制冷剂液体过冷度偏离4k时，蒸发器的制冷量必须进行修正。修正方法是将所需制冷量除以下表所给的修正系数得到修正的蒸发器制冷量。 表5.1丹佛斯(DANFOSS)TDEN型膨胀阀的制冷剂液体过冷度修正系数 4 10 15 20 25 液体过冷度? t/k sc 1.00 1.08 1.13 1.19 1.25 修正系数 在阀前的制冷剂液体过冷度为? tsc=5?，修正系数为1.013，则修正蒸发器制冷量Qe，s'为 Qe，s'=29.311kw/1.013=28.9kw 则每只蒸发器的修正制冷量Qe，s″为Qe，s″=28.9kw/2=14.52kw 23 专科生毕业设计(论文) 5.4.3根据? PTXV、te、Qe，s″确定应匹配的热力膨胀阀容量 由于热力膨胀阀的制冷量，必须等于或稍大于修正后的蒸发器制冷量，因而可按? PTXV=12bar，te=5?，Qe，s″=16.8kw,14.52kw，在丹佛斯(DANFOSS)TDEN型膨胀阀的技术手册的有关参数中，查到TDEN5.8 能够满足整个制冷系统匹配的要求，因此，选用两个TDEN5.8型。 24 专科生毕业设计(论文) 第6章 空调系统的性能匹配 汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题，是在成本经济预算与运行经济预算，以及汽车动力配置方案允许的条件下，如何使汽车空调系统各组成部件，特别是对系统性能起主要决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况(设计工况)匹配得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。 6.1压缩机的匹配 从系统匹配和成本经济、运行经济角度考虑，车用空调系统在额定运行工况(通常把该工况作为设计工况)应选配多大容量，多少输入功率，多高转速的车用空调压缩机，这是汽车空调系统设计在完成空调负荷计算后首要解决的问题为此，必须进行车用空调压缩机的选型计算，包括设计工况计算和变负荷工况计算。 6.1.1车用空调压缩机选配的依据 当车身结构确定后，车用空调系统设计的第一个任务，就是进行车厢空调负荷的设计计算。一般空调负荷计算，包括额定工况和最大负荷工况的负荷计算空调负荷计算的结果是车用空调压缩机选配的依据。 额定工况是指有关行业标准所规定的车用空调系统运行工况。如CJ/T134—2001《城市公交空调系统技术条件》规定，城市公交空调客车空调系统的额定运行条件是:冷凝器总成的环境温度为35?，相对湿度为60%;蒸发器总成进风的干球温度为?28?，湿球温度为19.5?。有时，设计工况也可以按所设计车辆在当地经常运行的条件综合考虑来确定，但须按有关行业标准所规定的车用空调系统运行工况加以校核。额定工况必须确定的参数有:冷凝器总成环境气象参数，蒸发器出口制冷剂过热度，压缩机吸气管路的压力降等。 最大负荷工况是指车用空调系统按额定工况设计好后，在特定运行条件下，所能达到的具有最大制冷能力的运行工况。一般当汽车在环境温度较高的烈日下长时间暴晒后，车用空调系统刚起动时刻的运行工况，就属这一特定运行工况。最大负荷工况的参数也包括上述额定工况的各项参数。 25 专科生毕业设计(论文) 6.1.2压缩机与发动机的传动比及压缩机转速的确定 在非独立式车用空调系统中，压缩机都是由主发动机通过离合器的吸合和带传动系统来驱动。压缩机的转速与主发动机的直接有关，两者之间的传动比除与主发动机的转速有关外，主要取决于压缩机的最高连续转速。传动比的确定，对于非独立式车用空调系统制冷性能的发挥和压缩机工作的可靠性至关重要。汽车发动机的转速范围比较宽，一般在700,2400r/min之间，汽车在停驶(发动机怠速传动)和低速状态时，发动机转速低空调的转速也低会造成空调系统的制冷能力不足。汽车高速行驶时，发动机和压缩机的转速较高、空调制冷能力强劲、压缩机的耗能也高，对于安排非独立车用空调机组的城市公交空调客车，采用循环离合器控制制冷系统运行时，这一影响尤其明显。因为这类空调客车需要的制冷量较大，一般都是安装一台活塞式车用空调压缩机，由于它受到往复运动结构特点的限制，只能以较大的传动比来提高其转速，主要是防止发动机一旦高速运转时，导致压缩机因转速超出极限范围而损坏。 由上述可知，采用循环离合器控制方式控制制冷系统运行的非独立式车用空调系统，其压缩机在额定空调工况转速的确定，须考虑发动机与压缩机之间的传动方式和它们的传动比。比如，汽车在正常行驶状态下，当发动机转速为1440r/min时，若传动比为1:1.25，则压缩机的转速就可达到1800r/min。 6.1.3压缩机与冷凝器、蒸发器的性能匹配 压缩机作为制冷系统的一个组成部件，其上游部件是蒸发器总成。下游部件是冷凝器总成。它们之间的性能是相互影响的，当蒸发器内制冷剂蒸发温度Te(或压缩机吸气压力Ps)变化时，压缩机的输气量会变化，而压缩机制冷量Qe，c、制冷剂冷凝温度tc都会变化。因此，在选配或设计冷凝器和蒸发器时，应当与所选配的压缩机性能相匹配，并且三者性能要综合考虑，才能充分发挥各个部件的作用。 6.2冷凝器总成的匹配 冷凝器总成，从系统匹配角度来讲，所关心的是冷凝器总成的整个性能，不仅包含冷凝器的换热性能，而且包括冷凝器与冷凝器风机、风道的空气流来匹配性能，冷凝器总成与压缩机、蒸发器总成的匹配性能。 26 专科生毕业设计(论文) 6.3蒸发器总成的匹配 蒸发器总成，从系统匹配角度来讲，所关心的是蒸发器总成的整个性能，不仅包含蒸发器的换热性能，而且包括蒸发器与蒸发器风机、风道的空气流来匹配性能，蒸发器总成与压缩机、冷凝器总成的匹配性能与接流机构(如热力膨胀阀)。制冷剂分配器的匹配性能，从整车空调效果的角度来考虑，甚至还包括蒸发器总成与车室内风道设计，风口布置的匹配性能。这就需要在蒸发器总成的风机选配时，风机的风量确定，不仅要考虑蒸发器总成中风道的阻力特性，好要考虑车室内风道的阻力特性。 6.4热力膨胀阀与压缩机、冷凝器、蒸发器组成的匹配 上面讨论压缩机、冷凝器总成、蒸发器总成三部件匹配时有一个前提条件，即假定热力膨胀阀的容量适应系统在规定工况范围内的运行需要，能够调节进入蒸发器的制冷剂流量所润湿，但若热力膨胀阀的容量匹配不合理的，比如配置的热力膨胀阀容量偏小时，就会出现热力膨胀阀对蒸发器总成的供液不足，此时换热器的总传热系数将下降，除了配置的热力膨胀阀容量偏小这一情况以外，还可能由于充注入系统的制冷剂量太少，或由于液体管道内摩擦产生的压力降过高，或由于膨胀阀阀门和蒸发器的位置比冷凝器高(如在内置式非独立车用空调系统中)，使进入膨胀阀的液体中含有制冷剂蒸气而导致对蒸发器的供液不足。当冷凝器的环境温度较低时，也很容易发生车用空调冷凝器中制冷剂冷凝温度下降得很低，致使膨胀阀两端的压差不够大，导致蒸发器供液不足。这些情况最终导致蒸发温度和蒸发压力过低，制冷剂流量大为减小。 由此可知，热力膨胀阀的容量匹配不可忽视，而且热力膨胀阀的容量除与压缩机、冷凝器、蒸发器三部件匹配情况有关外，还与系统中管系的配置，蒸发器的位置等情况密切相关。制冷剂在管路系统与干燥过滤器、视液镜、电磁阀、液体分配器等配件和换热器中的流动阻力，一定要估算得符合实际，才能使热力膨胀阀的容量匹配得合理。 热力膨胀阀容量的匹配方法，须根据有关的标准和所选热力膨胀阀产品的技术要求而定。 27 专科生毕业设计(论文) 第7章 风道设计、风机选型及降噪技术 7.1风道设计 经过处理的送风和回风都必须通过风道才能进入和离开车室，而且车内的送、回风量能否达到要求，则完全取决于风道系统的压力分布以及风机在该系统中的平衡工作点。所以风道布置将直接影响车内的气流组织和空调效果。同时，空气在风道内流动所损失的能量，是靠风机消耗电能予以补偿的，所以风到布置也直接影响汽车空调系。 7.1.1车空调风管的选择 (1)风管材料及断面选择 风管用材料应表面光洁，质量轻，安装方便，并有足够的强度、刚度、且抗腐蚀、寿命长、价格低廉。 一般汽车空调多用厚度为0.75 ,1.2mm的薄钢板，铝合金，镀锌薄钢板或塑料(聚氯乙烯)板制造。新型汽车空调系统还有采用玻璃纤维板风道。它对空调管道保温、消声起到良好的效果。 汽车空调系统选用的风管，主要有矩形和圆形两种截面。矩形风管高度低，容易与汽车构造配合安装，但加工制作和保温较困难。圆形风管管道阻力小，保温方便。随着城市公交车的大力发展，对城市公交车的要求越来越高。 (3)汽车空调风管的风速选择 汽车空调风管的风速应根据系统布置、送风量、风管结构及送风噪声要求等因素而定。表所示为汽车空调风管的风速选择。 表7.1汽车空调风管的风速选择 风速/(m/s) 频率在1000HZ时车内 允许压级/dB 总管和支管 无送风、回风口的支管 有送风、回风口的支管 40 ,60 6 ,8 5 ,7 3 ,5 60以上 7 ,12 6 ,8 3 ,6 28 专科生毕业设计(论文) 7.1.2汽车风管的保温 为了减小空气在风道输送过程中的冷、热量损失以及防止低温的风道表面温度较高的环境下结露，汽车空调中的风管都要保温。 保温材料目前使用的种类很多。如聚苯乙烯泡沫塑料等，它们的导热系数大多在0.12 (W/m??)以内。通过保温层管壁的传热系数与管壁间有空气流动，影响保温效果。 当风道布置在室外时，要做好防雨防潮措施，以及防止室外噪声随风道传入车内的措施。 7.1.3阻力计算 本风道设计有关参数参照相似车型;风道内空气的流动阻力包括摩擦阻力和局部阻力 (1)摩擦阻力 力系数λ为0.15，再计算风道的水利半径Rs=A/P=ab/2(a+b)=0.05m，矩形风道当量直径Dv=4Rs=0.2m。工程上用等流量当量直径较为方便。工程设计手册中有线算图，计算时可为参考。 ?Pm=λ?l?ρ?v2/(8?Rs)=4.4Pa (2)局部阻力 a、百叶窗口 16个 ZA=12.2Pa b、变径弯头(90?) 2个局部阻力系数ξ为0.91 c、分叉三通 (F2/F1=0.8)，管段的局部阻力系数ξ为0.2，对应总流速4.5m/s Z=27.45Pa 管道总阻力大约为40Pa，考虑到安全因素，安全因素增加15%则风机所需要40×1.15=46Pa 再加上蒸发器所需278.313Pa的压力，确定总的所需送风量为4000m3/h。 7.2降噪技术 7.2.1风管内的空气阻力和改进风管结构 对一定的送风系统，风机转速愈小、风压愈低，则风机噪声也愈低;在保证车室换气量的条件下，总送风量不必选过大，以利于降低风管内空气流速和减小风管空气流动阻力，风管内空气流动产生噪声，主要由于边界层产生涡流及其涡流区的压力和流速的变化;另外，气流遇到障碍物和风管内表面粗糙也引起气流噪声。因此，风管内的空气流速不宜选择过大;对风管弯头、三通管接头、变截 29 专科生毕业设计(论文) 面过度段、调节风门等应作成流线型、渐缩型或设置导流叶片，以减小气流阻力和避免引起气流的涡流。 7.2.2风管之间的连接结构 在通风系统的吸、排风口及空气分配器与风管之间应设置适当长度的喇叭管，而在空气分配器出风口尽可能增加出风格栅面积或装置导风叶片等，以减小空气动力噪声。 由于风机的振动，当风速和风压变化时，会引起风管振动而产生噪声。为此，除了在风机进、出口设置减振软管外，在风管穿过车壁的部位也应以软管相连接，并避免风管与车壁直接刚性接触，以减少风管振动传给车壁。 7.3风机的选择 表7.2风机的选型表 名称 型号 数量 所需压力损失 总的送风量 3LNF242A 253.5Pa 6000 m/h 冷凝风机 4台 2HF292 324.313Pa 4000m3/h 蒸发风机 4台 30 专科生毕业设计(论文) 结 论 本文主要讲述的是电动汽车空调系统的参数匹配与研究，同过对电动汽车空调系统各个部件的研究与计算，从而匹配出最好的电动汽车空调系统参数。通过本篇文章你可以对汽车空调系统进一步的了解，能够准确的掌握电动汽车空调的主要形式和特点，也可以知道一些关于压缩机、冷凝器、蒸发器、膨胀阀的部件的选型与计算，和一些风道和管道的设计知识。通过本篇文章的设计可以更好的保持空调温度、湿度、空气清新度性能良好，达到节能、环保的效果。 本设计是在李贵远老师的及时安排指导下开展并完成的。在过去的几个月时间里，老师于我们建立了亦师亦友的良好关系。毕业设计从选题到实现的整个过程，都得到了老师的悉心指导。老师严谨求实的工作作风、一丝不苟的办事态度和吃苦耐劳的实干精神都使我受益非浅，让我学到了许多知识。 31 专科生毕业设计(论文) 参考文献 [1] 徐湘波，胡益雄编. 建筑物及汽车空调负荷. 北京:国防科技大学出版社. 1997 [2] 赵荣义，范存养，薛殿华，钱以明编. 空气调节(第三版). 北京:中国建筑工 业出版社. 1994 [3] 黄天泽，孙婉娟，何友朗编. 汽车空调系统设计与使用维修. 北京:北京理 工大学出版社. 1997 中华人民共和国汽车行业标准QC,T72. 1—93 [4] 电子工业部第十设计研究院主编. 空气调节设计手册. 北京:中国建筑工业出版社. 1995年 [5] 方贵银，李辉. 汽车空调技术. 北京:机械工业出版社. 1999 [6] 郝军. 汽车空调. 北京:机械工业出版社. 2001 [7] 吴业正. 制冷原理. 西安:西安交通大学出版社. 2002 [8] 何雅玲. 工程热力学.第三版. 西安:西安交通大学出版社. 2003 [9] 邢振禧. 空调调节. 北京:中国商业出版设. 2002 [10] 杨世铭，陶文铨. 传热学.第三版. 南京:高等教育出版社. 2001 [11] 阙雄才，陈江平. 汽车空调实用技术. 北京:机械工业出版社. 2002 [12] 张文中. 全国通用风道设计手册. 北京:中国建筑工业出版社. 1995 [13] 徐亲如. 全国通用风道设计图表. 北京:中国建筑工业出版社. 1995 [14] 宋晓梅. 中型汽车空调设计. 长春:长春汽车研究所出版社. 2003 [15] 黄良才. 汽车空调原理与维修. 西安:西安交通大学出版社. 2002 [16] 李欣. 客车车身设计. 北京:机械工业出版社. 2003 [17]史宝新. 电动空调装置的研究. 北京: 人民邮电出版社, 2005. 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