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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
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,与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——室外空气与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
0.08
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。
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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