空调系统热负荷计算说明书Word格式文档下载.docx

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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:

tm= 

+ 

由于室内外温差不大，上式后项近似t 

0，得：

tm 

+to 

+35=51.73℃

所以可得:

Qt=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，压缩机的转速与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与发动机刚性的连接，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与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。

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）×

0.835=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 

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与车厢热负荷平衡，计算是应留有一定的余量，以考虑实际情况与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×

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

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×

0.03135=1.328KW。

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。

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×

（413.2 

—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，是能与所指定的车用空调系统相匹配的 

冷凝器与蒸发器

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与效率，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℃，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。

设计制冷剂为HFC134a的空气冷却式平行流冷凝器Qc=11000W，过冷度t=5℃，已知压缩机在te=5℃及tc=63℃时的排气温度 

=85℃，空气进风温度 

=46℃。

计算中用下标“r”表示制冷剂侧，下标“a”表示空气侧，下标“1”表示进口，下标“2”表示出口。

1） 

确定制冷剂和空气流量 

根据tc=60℃和排气温度 

=85℃，以及冷凝液体有5℃过冷，查HFC134a热力性质表，可得排气比焓 

=456.5kJ/kg，过冷液体比焓 

=278.7kJ/kg，于是制冷剂的质量流量 

为

取进出口的空气温差 

℃，则空气的体积流量 

2） 

结构初步规划 

冷凝器选用平行流结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构形式及尺寸如下：

翅片宽度 

，翅片高度 

，翅片厚度 

，翅片间距 

；

百叶窗间距 

，百叶窗长度 

，百叶窗角度 

多孔扁管分七个孔，每个内孔高度为 

，宽度为 

，扁管外壁面高度为 

，宽度 

，分为五个流程，扁管数目依次为22、11、6、4、4。

取迎面风速为4.5m/s。

据该初步规划，可计算下列参数：

Ⅰ） 

每米管长扁管内表面积 

Ⅱ） 

每米管长扁管外表面积 

Ⅲ） 

每米管长翅片表面积 

Ⅳ） 

每米管长总外表面积 

Ⅴ） 

百叶窗高度 

Ⅵ） 

扁管内孔水力直径 

Ⅶ） 

翅片通道水力直径 

3） 

空气侧表面传热系数 

根据已知条件，最小截面处风速 

按空气进出口温度的平均值 

℃查取空气的密度 

动力粘度u=19.2×

10-6kg/（m.s）、热导率 

=2.77×

10-2W/（m.k）、普朗特数Pr=0.699， 

及空气侧表面传热系数 

：

4） 

制冷剂侧表面传热系数 

根据tc=60℃，查HFC134a饱和状态下的热力性质表和热物理性质图，可以求得：

液态制冷剂的密度 

气态制冷剂的密度 

液态制冷剂的动力粘度 

液态制冷剂的热导率 

液态制冷剂的普朗特数 

冷凝器中，由于制冷剂进口过热而出口过冷，因此计算制冷剂当量质量流量时，取平均干度 

，于是当量制冷剂质量流量 

Ⅰ）第一流程的参数计算

单一内孔当量制冷剂质量流量 

Ⅱ）第二流程的参数计算

当量制冷剂质量流量 

为：

Ⅲ）第三流程的参数计算

Ⅳ）第四流程的参数计算

Ⅴ）第五流程的参数计算

Ⅵ）由于制冷剂侧四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 

=1649.2/（m2•K）

5）计算扁管长度

如果忽略管壁热阻及接触热阻，忽略制冷剂侧污垢热阻，忽略空气侧污垢热阻，取空气侧污垢热阻 

，则传热系数K为

因为对数平均温差经验公式是在标准工况下得出的，而此处是非标工况，考虑到工况温度高，散热条件差等因素，此处使用标况下的经验公式，使用修正系数来减小误差：

℃

取修正系数 

=0.7，则 

所以所需传热面积（以外表面为基准） 

m2

所以所需扁管长度L为

L= 

考虑到空间尺寸允许和工况条件，取L=0.610m。

6） 

校核空气流量

按迎风面积和迎面风速计算空气体积流量 

与第一步按热平衡关系计算出的1.2290m3/s的相对误差不到4%，不再重算。

7） 

计算空气侧阻力损失

则空气侧阻力损失 

最后，根据空气阻力和风量选择风机。

蒸发器的结构和性能

蒸发器的作用是将经过截流降压后的液态制冷剂在蒸发器内沸腾气化，吸收蒸发器周围的空气的热量而降温，风机再将冷风吹到车室内，达到降温的目的。

由于汽车车厢内空间小，对空调器的尺寸有很大的限制，为此要求空调器（主要是蒸发器）具有制冷效率高，尺寸小，重量轻的特点。

汽车空调的蒸发器一般有管片式，管带式和层叠式三种结构。

蒸发器的设计工况参数

进口空气状态参数：

干球温度27 

℃，相对湿度51%；

出口空气状态参数：

干球温度12 

℃，相对湿度90%。

制冷剂循环量 

0.042kg/s。

蒸发器的设计较核计算:

每米散热板长内表面积 

=2（ 

）=116×

10-3 

㎡/m；

每米散热板长外表面积 

）=121×

每米散热板长迎风面积Aface= 

=10.5×

每米散热板长翅片表面积为

=2×

8×

58×

=464×

5） 

每米散热器长总外表面积

=121×

+464×

=585×

肋通系数 

=55.714

=0.5 

tan 

=0.5×

1.2×

tan36°

=0.436㎜

8） 

散热板内孔水力直径 

2.85㎜

9） 

3.063㎜；

10） 

干工况下空气侧表面传热系数计算，选取迎面风速 

=2.5m/s，

根据已知条件，求得最小截面处风速 

＝ 

[ 

]=4.78kg/s

按空气进出口温度平均值 

20℃，查空气的密度 

1.205 

kg/m3，动力粘度 

18.1×

10-6 

kg/（m•s）,热传导率 

2.59×

10-2 

W/（M•K）,普朗•特数 

=0.703，并计算出雷诺数 

、传热因子 

、努塞尔特数 

、及空气侧表面传热系数 

11） 

计算析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数，去进风口

干球温度27℃，相对湿度51%，则比焓为60.5kJ/kg；

同时蒸发器出风口温度为干球12℃，相对湿度90%，则比焓为30.5 

kJ/kg。

析湿系数可用下式计算：

式中 

空气的比热容，在计算时可以取 

=1.005 

w/（g•℃）。

将前面计算的数据代入上式，可得：

1.6969

于是湿工况下空气侧表面传热系数

=323.3