汽车空调系统匹配计算.docx

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汽车空调系统匹配计算

摘要

汽车空调的普及，是提高汽车竞争能力的重要手段之一。

随着汽车工业的发展和人们物质生活水平的提高,人们对舒适性，可靠性，安全性的要求愈来愈高。

国内近年来，汽车生产厂家越来越多，产量越来越大，大量中高档车需要安装空调。

因此,对汽车空调的研究开发特别重要。

本论文针对吉利LG—1空调系统匹配设计，对普通轿车空调系统的设计开发原理和特点进行了比较系统的阐述.

第一章 概论

1。

1 汽车空调的作用及其发展

汽车工业是我国的支柱产业之一，其发展必然会带动汽车空调产业的发展。

汽车空调作为空调技术在汽车上的应用，它能创造车室内热微环境的舒适性,保持车室内空气温度、湿度、流速、洁净度、噪声和余压等在热舒适的标准范围内，不仅有利于保护司乘人员的身心健康，提高其工作效率和生活质量，而且还对增加汽车行始安全性具有积极作用。

就世界上汽车空调技术发展的历史来看,其发展的速度也是惊人的。

1927年就诞生了较为简单的汽车空调装置，它只承担冬季向乘员供暖和为挡风玻璃除霜的任务。

直到1940年，由美国Packard公司生产出第一台装有制冷机的轿车。

1954年才真正将第一台冷暖一体化整体式设备安装在美国Nash牌小汽车上。

1964年，在Cadillac轿车中出现了第一台自动控温的汽车空调.1979年，美国和日本共同推出了用微机控制的空调系统，实现了数字显示和最佳控制,标志着汽车空调已进入生产第四代产品的阶段。

汽车空调技术发展至今，其功能已日趋完善，能对车室进行制冷，采暖，通风换气，除霜（雾），空气净化等。

我国空调产业发长速度虽然较快，但是目前国内车用空调系统生产基本上仍是处于引进技术及开发、研究并举的阶段。

1。

2 汽车空调的特点

汽车空调使用的特殊性，决定了它在结构、材料、安装、布置、设计、技术要求等方面及普通空调，如建筑物空调，有着较大的差别：

1）在动力源处理上,车用空调压缩机只能采用开启式的结构型式，这就带来空调系统轴封要求高，制冷剂容易泄漏的问题。

2）作为空调的对象，汽车车室容积狭小，人员密集，其热、湿负荷大,气流分布难以均匀,要求所选配的车用空调机组制冷量要大，能降温迅速。

3）当车用空调装置消耗汽车主发动机的动力时，必须考虑其对汽车动力也操纵性能的影响,也必须考虑车速变化幅度大或变化频繁，给空调系统制冷剂流量控制、制冷量控制、系统设计带来的影响。

4）汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备觉得空间极为有限,不仅对车用空调装置的外形、体积和质量要求较高，而且对其性能和选型也会带来影响。

5）汽车是运动中的物体,对汽车空调系统各组成部件的振动、噪声、安全、可靠等方面的技术要求严格。

6）车用空调装置的结构、外形和布置,必须考虑其对汽车底盘、车身 结构件及汽车行驶稳定性、安全性的影响.

第二章    课题的目的及现实意义

2。

1 课题主要目的

本空调系统的国产化开发是按照浙江吉利轿车的要求进行系统仿制,本着通用性和互换性的原则而进行的。

本系统参照于日本威驰轿车空调系统，适用于小型轿车空调系统的研发。

压缩机总成的装配位置及原装系统相同，重新设计压缩机支架及涨紧机构，仍采用V型皮带轮。

风机、干燥器、电磁阀及各部件，位置和型号及威驰轿车原装系统选配相同。

管路走向及固定方式及原装基本相同，对接口尺寸按我公司标准做相应的修改.

第三章   吉利LG—1空调系统设计计算

3。

1 汽车空调的工作原理

汽车空调系统采用的是蒸汽压缩式制冷循环，图3.1为其工作原理图。

图3。

1  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。

3。

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 =0。

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°C 。

 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 = 0。

08

将以上各参数代入式        

可得：

                   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。

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.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

即：

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）×0。

835=447.916 KJ/Kg。

（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。

（1） 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℃.

（2） 蒸发器出口制冷剂气体温度为：

t1=te+△tsc=5℃+5℃=10℃。

（3） 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.

（4） 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 KJ/Kg。

（5） 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

（1） 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。

（2） 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 KJ/Kg。

（3） 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. 

（4） 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=141.122×0。

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

（1） 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。

（2） 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。

（3） 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）。

（4） 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 KJ/Kg。

（5） 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 KJ/Kg。

（6） 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。

（7） 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

（1） 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℃。

（2） 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 KJ/Kg。

（3） 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=42.357×0。

03135=1。

328KW。

（4） 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。

002×5=0.845。

（5） 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。

（6） 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。

（7） 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=138×1800×60/1003=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 KJ/Kg。

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。

2 —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）/（3600×0。

78×0。

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>0。

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。

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