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第1章前言

1.1本課題的研究意義及目的

汽車空調(diào)的作用已經(jīng)是眾所周知的，尤其是隨著地球表面氣溫的日益變暖，人們對空調(diào)的需求越來越迫切，對空調(diào)質(zhì)量的要求越來越高了，不僅轎車和客車裝有空調(diào)，現(xiàn)在不少工程車和卡車上也裝有空調(diào)裝置。通過總結(jié)教學(xué)、設(shè)計、科研和維修經(jīng)驗以及搜集國內(nèi)外資料的基礎(chǔ)上對本汽車空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計，從而使我更加深入地了解和掌握汽車空調(diào)的構(gòu)造、原理、設(shè)計及一些實用維修技術(shù)的提高。

1.2國內(nèi)汽車空調(diào)主要生產(chǎn)企業(yè)及其產(chǎn)品現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢

在中國，汽車空調(diào)業(yè)在1983年前基本上是一紙空白，汽車空調(diào)基本上要靠進(jìn)口組裝，1983年以后，少數(shù)企業(yè)開始從國外引進(jìn)技術(shù)和生產(chǎn)設(shè)備，從1986年開始不少地方和企業(yè)爭上項目，經(jīng)過近20年的發(fā)展，國內(nèi)汽車空調(diào)業(yè)在新品開發(fā)及合資合作方面均取得了比較大的突破。

在壓縮機方面，上海內(nèi)燃機油泵廠于1988年12月與泰國正大集團合資成立上海易初通用機器有限公司，是國內(nèi)最早批量生產(chǎn)汽車空調(diào)系統(tǒng)等系列產(chǎn)品的專業(yè)定點廠。公司主要產(chǎn)品有汽車空調(diào)系統(tǒng)，SE5，SE7，SE5V，SE7V，SP系列等汽車空調(diào)壓縮機、儲液干燥器等產(chǎn)品。89年起公司先后引進(jìn)了日本三電SD5系列空調(diào)壓縮機制造技術(shù)和美國德爾福V5系列空調(diào)壓縮機制造技術(shù)，2001年，上海易初通用機器有限公司又與日本三電公司在上海浦東合資成立上海三電汽車空調(diào)有限公司，生產(chǎn)日本三電公司七缸搖盤無級可變排量壓縮機SD7V16和六缸搖盤無級可變排量壓縮機SD6V12，目前已經(jīng)形成了產(chǎn)品自主開發(fā)能力和年產(chǎn)80萬套汽車空調(diào)壓縮機生產(chǎn)能力，公司汽車空調(diào)壓縮機及系統(tǒng)產(chǎn)品已達(dá)百余種，2003企業(yè)實現(xiàn)銷售收入162482萬元，同比增長35%。

湖南華達(dá)機械總廠于1992年引進(jìn)日本杰克賽爾公司六缸斜盤DKS系列壓縮機產(chǎn)品，1994年雙方又合資組建湖南華達(dá)-杰克賽爾汽車空調(diào)有限公司。HZC主要生產(chǎn)經(jīng)營DKS-S型、DKS-CH型、DCW-17型汽車空調(diào)壓縮機，具有年產(chǎn)30萬臺的生產(chǎn)能力。產(chǎn)品主要配套一汽、二汽、重慶五十鈴、鄭州日產(chǎn)、福建東南等多家汽車生產(chǎn)廠家。

牡丹江汽車空調(diào)機廠于1994年引進(jìn)韓國德爾公司五缸搖盤V5系列無級可變排量壓縮機產(chǎn)品，今年又引進(jìn)韓國德爾福公司十缸斜盤SP系列壓縮機產(chǎn)品，公司的主導(dǎo)產(chǎn)品的V-5系列無級可變排量汽車空調(diào)壓縮機是美國通用公司哈里森部八十年代末研制并與和韓國德爾福汽車系統(tǒng)公司合作生產(chǎn)的許可證產(chǎn)品，V-5壓縮機技術(shù)含量高結(jié)構(gòu)合理性能優(yōu)良，技術(shù)水平在國內(nèi)處于領(lǐng)先地位。公司從投產(chǎn)以來產(chǎn)銷量逐年大幅度增加，1999年產(chǎn)銷5萬臺，2000年產(chǎn)銷10萬臺，2005年將達(dá)產(chǎn)40萬臺。同時加大新產(chǎn)品開發(fā)力度，正在開發(fā)SP-10小排量、SP-21大排量、CVC變排量壓縮機和ATC電腦自動化空調(diào)，形成多品種、大批量的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)。

此外，廣州豪華汽車空調(diào)工業(yè)公司于1988年引進(jìn)日本三電公司五缸搖盤SD-510壓縮機產(chǎn)品，由于是重復(fù)引進(jìn)，缺乏市場支持，加之廣州標(biāo)致汽車廠的解體而被迫停產(chǎn)。

廣東粵海集團公司于1994年引進(jìn)美國克萊斯勒公司淘汰的壓縮機產(chǎn)品和設(shè)備。由于該壓縮機產(chǎn)品技術(shù)落后，現(xiàn)在已基本處于癱瘓狀態(tài)。上述引進(jìn)或合資的企業(yè)，都是生產(chǎn)有國外技術(shù)支持的產(chǎn)品，國內(nèi)也有不少廠家在吸收了國外壓縮機產(chǎn)品技術(shù)的基礎(chǔ)上，開發(fā)研制了具有自主知識產(chǎn)權(quán)的壓縮機產(chǎn)品。無錫市雙鳥動力機械有限公司從1999年開始，生產(chǎn)五缸和七缸搖盤式壓縮機，十缸斜盤式壓縮機。2000年，上海奉天空調(diào)壓縮機有限公司在合肥工業(yè)大學(xué)的技術(shù)支持下，自行研制開發(fā)了渦旋式AP系列壓縮機，南京奧特佳冷機有限公司在美國普渡大學(xué)技術(shù)支持下，于2001年研制開發(fā)了WXH系列渦旋式壓縮機，其排量可從60cm3／轉(zhuǎn)到250cm3／轉(zhuǎn)，適用于微型車到大客車空調(diào)裝置中，今年計劃產(chǎn)量為12萬臺。由于渦旋式壓縮機是公認(rèn)的最先進(jìn)的第四代汽車空調(diào)壓縮機產(chǎn)品，國內(nèi)許多企業(yè)都成功的研制出該產(chǎn)品，如南京埃迪壓縮機有限公司、廣州萬寶壓縮機有限公司等。

大客車用壓縮機的生產(chǎn)企業(yè)中國內(nèi)產(chǎn)量較大的工廠主要是岳陽恒立制冷設(shè)備股份有限公司和寧波欣暉制冷設(shè)備有限公司，前者生產(chǎn)的是傳統(tǒng)的曲柄連桿式壓縮機，后者生產(chǎn)的是十缸斜盤式結(jié)構(gòu)的壓縮機。其中岳陽恒立制冷設(shè)備股份有限公司是國內(nèi)生產(chǎn)大中型客車空調(diào)機規(guī)模較大，品種較全，質(zhì)量較優(yōu)的企業(yè)。形成了年產(chǎn)大中型客車空調(diào)機5000臺套，小轎車空調(diào)30萬套，輕型車空調(diào)4000套的生產(chǎn)能力，大中型客車空調(diào)機為國內(nèi)數(shù)十家重點客車廠配套，小轎車空調(diào)為上海大眾公司桑塔納轎車，武漢神龍公司富康轎車配套。

在大客車空調(diào)方面有湖南岳陽恒立制冷設(shè)備股份有限公司、空調(diào)國際（上海）有限公司廣東勁達(dá)集團公司、南京中冠汽車空調(diào)公司、廣州精益汽車空調(diào)有限公司、四川華威強制冷設(shè)備有限公司等形成一批初具規(guī)模的企業(yè)。

在汽車空調(diào)其它總成中，也有形成一定規(guī)模和技術(shù)優(yōu)勢的專業(yè)生產(chǎn)廠。如膨脹閥和貯液器方面有浙江三花集團公司，蘇州新智機電工業(yè)公司。在輸氟膠管總成方面有南京汽車空調(diào)膠管廠和長春康泰克大洋管件有限公司，在汽車空調(diào)風(fēng)機

方面有上海日用電機廠，江蘇超力電器有限公司。在空調(diào)系統(tǒng)操縱控制方面有杭州富陽廣安汽車電器有限公司等。

隨著近兩年汽車業(yè)尤其是轎車的快速增長，汽車零部件行業(yè)也得到了飛速的發(fā)展，汽車空調(diào)作為提高汽車乘坐舒適性的一種重要部件已被廣大汽車制造企業(yè)及消費者所認(rèn)可，目前在國內(nèi)，國產(chǎn)轎車空調(diào)裝置率已接近100％，在其它車型上的裝置率也在逐年提高，汽車空調(diào)汽裝置已成為汽車中具有舉足輕重的功能部件。隨之而來，國內(nèi)汽車空調(diào)生產(chǎn)企業(yè)的產(chǎn)銷量也在快速增長，據(jù)不完全統(tǒng)計，2003年，全國共生產(chǎn)汽車空調(diào)610萬套，銷售255萬套，分別比2002年增長32.60%和41.70%。

汽車空調(diào)的發(fā)展方向主要體現(xiàn)在以下幾個方面：

（1）提高舒適性

當(dāng)前大部分汽車空調(diào)采用的是制冷與采暖分開的兩套獨立的系統(tǒng)，控制上沒有達(dá)到精確的量化水平，只能冬天開采暖，夏天開制冷，溫度差不多就可以了。到了濕度大的冷天開暖氣只會使人感覺渾身潮濕，悶的慌，這就需要開制冷來除濕。至于要換氣，也大多是要打開門窗。隨著人們生活水平的提高，對舒適性會提出更高的要求，因此以后的空調(diào)將是更加舒適的，全功能的，自動調(diào)節(jié)，使溫度、濕度、空氣新鮮度能同時達(dá)到要求。

（2）更趨自動化

最早的汽車空調(diào)是由一個加熱器、一套通風(fēng)系統(tǒng)和一個空氣過濾器組成的。控制系統(tǒng)也是很簡單的，手動控制，憑人的感覺來調(diào)節(jié)開關(guān)。因而溫度、濕度及風(fēng)量難以控制。隨著電腦技術(shù)的日益發(fā)展，逐漸應(yīng)用在汽車空調(diào)上，再加上各種先進(jìn)的控制方法的應(yīng)用，也使汽車空調(diào)的控制效果日趨完善，性能充分發(fā)揮出來。它利用多個傳感裝置感知車內(nèi)及外界的狀態(tài)，將信息傳遞給中央芯片進(jìn)行處理，得出系統(tǒng)最佳運行模式，并控制運行。使得無論何種天氣，車內(nèi)始終保持最佳舒適狀況。

（3）注重環(huán)保

早期的汽車空調(diào)制冷劑都是用R12，通稱氟利昂，它們都屬鹵代物，分子中含有氯元素。眾所周知，氟利昂在高空受紫外線照射催化分離出的氯原子與臭氧發(fā)生反應(yīng)，生成氧氣。近些年已經(jīng)發(fā)現(xiàn)大氣層存在臭氧層空洞，這與空調(diào)業(yè)廣泛使用氨利昂有直接關(guān)系。1987年簽署的《蒙特利爾公約》要求限制使用氟利昂，并逐步禁用，1992年更進(jìn)一步提出了對氟利昂的禁用期提前。目前公認(rèn)的氟利昂替代物是R134a，它對臭氧基本沒有破壞作用。華友公司在成立之初就意識到了環(huán)保的重要性，所生產(chǎn)的汽車空調(diào)都是采用R134a的環(huán)保型空調(diào)。

（4）小型節(jié)能

車上空間有限，空調(diào)裝置占用的空間越大，給人的空間就越少，使人感覺壓抑，不舒服。因此空調(diào)裝置會不斷改進(jìn)設(shè)計、加工工藝，以使其體積縮小，效能不減。而目前冷凝器、蒸發(fā)器方面，老的管片式換熱器正在逐漸被高效的管帶式、平行流式所代替。新型壓縮機的出現(xiàn)，也使得高效節(jié)能的空調(diào)成為可能。

1.3市場需求分析

目前中國的汽車空調(diào)市場剛剛起步，相對競爭白熱化的家用空調(diào)，汽車空調(diào)還是未開發(fā)的處女地。據(jù)統(tǒng)計，目前世界汽車在歐美、日本等地已經(jīng)相對飽和，但中國小型汽車的年增長速度達(dá)到30%。不言而喻，汽車市場具有如此快速的增長率，汽車空調(diào)勢必將同時快速增長。同時，到目前為止，中國的車用空調(diào)壓縮機部分還完全依賴于進(jìn)口，汽車用空調(diào)的本土化制造生產(chǎn)將成為空調(diào)行業(yè)新的利潤增長點。

據(jù)了解，國內(nèi)眾多空調(diào)器生產(chǎn)廠家對車載空調(diào)市場垂涎已久，美的、海爾、格力等國內(nèi)空調(diào)產(chǎn)業(yè)巨頭也正在研制相關(guān)部件產(chǎn)品的開發(fā)生產(chǎn)。可以預(yù)見，作為未來空調(diào)廠家追逐的新利潤源，車載空調(diào)的市場爭奪戰(zhàn)不日將打響。

2004年，國內(nèi)汽車產(chǎn)銷將達(dá)到500萬輛，轎車將達(dá)到270萬輛左右，伴隨著轎車產(chǎn)銷的高增長和其它車型的迅猛發(fā)展，國內(nèi)汽車空調(diào)業(yè)的銷量增長幅度會比較大，全年的增長幅度在35%以上，市場需求將超過330萬套，同時，生產(chǎn)汽車空調(diào)的生產(chǎn)企業(yè)也會增多，2004年生產(chǎn)汽車空調(diào)的企業(yè)達(dá)到260家以上，企業(yè)之間的競爭會進(jìn)一步加劇。

1.4汽車空調(diào)的性能評價指標(biāo)

（1）溫度指標(biāo)

溫度指標(biāo)是最重要的一個指標(biāo)。人感到最舒服的溫度是20-28℃，超過28℃，人就會覺得燥熱。超過40℃，即為有害溫度，會對人體健康造成損害。低于14℃，人就會感到“冷”。當(dāng)溫度下降到0℃時，會造成凍傷。因此，空調(diào)應(yīng)控制車內(nèi)溫度夏天在25℃，冬天在18℃，以保證駕駛員正常操作，防止發(fā)生事故，保證乘員在舒適的狀況下旅行。

（2）濕度指標(biāo)

濕度的指標(biāo)用相對濕度來表示。因為人覺得最舒適的相對濕度在50%-70%，所以汽車空調(diào)的濕度參數(shù)要求控制在此范圍內(nèi)。

（3）空氣的清新度

由于車內(nèi)空間小，乘員密度大，在密閉的空間內(nèi)極易產(chǎn)生缺氧和二氧化碳濃度過高。汽車發(fā)動機廢氣中的一氧化碳和道路上的粉塵，野外有毒的花粉都容易進(jìn)入車廂內(nèi)，造成車內(nèi)空氣混濁，影響加成人員身體健康。這樣汽車空調(diào)必須具有對車內(nèi)空氣進(jìn)行過濾的功能，以保證車內(nèi)空氣的清新度。

（4）除霜功能

由于有時汽車內(nèi)外溫度相差太大，會在玻璃上出現(xiàn)霧式霜，影響司機的視線，所以汽車空調(diào)必須由除霜功能。

（5）操作簡單、容易、穩(wěn)定

汽車空調(diào)必須做到不增加駕駛員的勞動強度，不影響駕駛員的正常駕駛。

.5汽車空調(diào)系統(tǒng)隨著電子技術(shù)和汽車技術(shù)的發(fā)展而不斷完善，其發(fā)展過程可以概括為以下五個階段

（1）單一暖風(fēng)系統(tǒng)

即利用房間取暖的方法。1925年首先在美國出現(xiàn)利用汽車?yán)鋮s液通過加熱器的方法取暖。到1927年發(fā)展到具有加熱器、鼓風(fēng)機和空氣濾清器等比較完整的供熱系統(tǒng)。在寒冷的北歐、亞洲北部地區(qū)，目前仍然使用單一暖風(fēng)系統(tǒng)。

（2）單一制冷系統(tǒng)

1939年，由美國通用汽車帕克公司(PACKARD)首先在轎車上安裝機械制冷降溫的空調(diào)系統(tǒng)，成為汽車空調(diào)系統(tǒng)的先驅(qū)。在熱帶、亞熱帶地區(qū)，目前仍然使用單一制冷系統(tǒng)。

（3）冷暖一體化空調(diào)系統(tǒng)

1954年美國通用汽車公司，首先在納什(NASH)牌轎車上安裝了冷暖一體化的空調(diào)系統(tǒng)，汽車空調(diào)系統(tǒng)才基本上具有調(diào)節(jié)控制車內(nèi)溫度、濕度的功能。隨著汽車空調(diào)技術(shù)的改進(jìn)，目前的冷暖一體空調(diào)基本上具有降溫、除濕、通風(fēng)、過濾、除霜等功能。這種方式是目前使用量最大的一種形式。

（4）自動控制的汽車空調(diào)系統(tǒng)

冷暖一體化空調(diào)系統(tǒng)需要人工操縱，增加了駕駛員的工作量，同時控制質(zhì)量也不太理想。1964年美國通用汽車公司將自動控制的汽車空調(diào)系統(tǒng)安裝在卡迪拉克轎車上。這種自動空調(diào)系統(tǒng)只要預(yù)先設(shè)定所需的溫度，空調(diào)系統(tǒng)就能自動地在設(shè)定的溫度范圍內(nèi)工作，達(dá)到調(diào)節(jié)車室內(nèi)空氣的目的。

（5）微機控制的汽車空調(diào)系統(tǒng)

1973年美國通用汽車公司和日本五十鈴汽車公司一起聯(lián)合研究微機控制的汽車空調(diào)系統(tǒng)，1977年同時安裝在各自生產(chǎn)的汽車上。微機控制的汽車空調(diào)系統(tǒng)功能增加，顯示數(shù)字化。微機根據(jù)車內(nèi)外的環(huán)境條件，控制空調(diào)系統(tǒng)的工作，實現(xiàn)了空調(diào)運行與汽車運行的相關(guān)統(tǒng)一，極大地提高了調(diào)節(jié)效果，節(jié)約了燃料，從而提高了汽車的整體性能和最佳的舒適性。

空調(diào)起動與否，對汽車的動力性和經(jīng)濟性的影響完全不一樣。在動力性方面，汽車從靜止起步加速到某一速度時，使用空調(diào)的汽車總有一種反應(yīng)遲滯的感覺，完全失去了不用空調(diào)時的那種爽快。不過在高速行駛時倒感覺不出來。在經(jīng)濟性方面則表現(xiàn)為使用空調(diào)較不用空調(diào)時的油耗明顯增大。

1.6設(shè)計主要內(nèi)容

（1）設(shè)計環(huán)境與其相關(guān)的參數(shù)

車內(nèi)設(shè)計參數(shù)：夏季車內(nèi)舒適溫度為27℃，冬季溫度為16℃；

車外設(shè)計參數(shù)：以鄭州城市為例，車體總?cè)莘e60m3，車的長12m，寬2.5m，高2m的中型空調(diào)客車的公交車。根據(jù)7月1日太陽輻射統(tǒng)計資料顯示：氣溫為35℃，正午12時以40km/h的車速往正南方向行制冷工況：蒸發(fā)溫度為零攝氏度，冷凝溫度為六十?dāng)z氏度，過冷溫度為五攝氏度，過熱溫度為五攝氏度。

（2）熱負(fù)荷計算和四大部件的選擇

大約新風(fēng)負(fù)荷占30%，車身圍護(hù)結(jié)構(gòu)傳熱占30%以上，人體熱負(fù)荷超過20%，而太陽輻射及玻璃傳熱只占10%；因此若減少熱負(fù)荷應(yīng)以改善車身隔熱為主。

系統(tǒng)形式：離合器熱力膨脹閥系統(tǒng)（CCTXV系統(tǒng)）F型

壓縮機：BOCKFKX50/660K型壓縮機

冷凝器：9.1m2×0.16/1冷凝風(fēng)機：LNF242A（4臺）6000m3/h

蒸發(fā)器：7.6m2×0.65/2蒸發(fā)風(fēng)機：2HF292（4臺）4000m3/h

熱力膨脹閥：選用兩個TDEN5.8型。

（3）系統(tǒng)的匹配

汽車空調(diào)系統(tǒng)的性能匹配所要解決的問題，是在成本經(jīng)濟預(yù)算與運行經(jīng)濟預(yù)算，以及汽車動力配置方案允許的條件下，如何使汽車空調(diào)系統(tǒng)各組成部件，特別是對系統(tǒng)性能起主要決定作用的壓縮機，膨脹閥，冷凝器總成及管系等部件，在額定運行工況（設(shè)計工況）匹配得最合理，以使各部件性能以至系統(tǒng)性能，在該工況得以最大限度地發(fā)揮，工作最可靠，并且還具有一定的適應(yīng)最大負(fù)荷工況和惡劣運行工況運行能力。壓縮機的匹配、冷凝器總成的匹配、蒸發(fā)器總成的匹配、熱力膨脹閥與壓縮機、冷凝器、蒸發(fā)器組成的匹配。

（4）風(fēng)道設(shè)計、風(fēng)機選型及降噪技術(shù)

經(jīng)過處理的送風(fēng)和回風(fēng)都必須通過風(fēng)道才能進(jìn)入和離開車室，而且車內(nèi)的送、回風(fēng)量能否達(dá)到要求，則完全取決于風(fēng)道系統(tǒng)的壓力分布以及風(fēng)機在該系統(tǒng)中的平衡工作點。所以風(fēng)道布置將直接影響車內(nèi)的氣流組織和空調(diào)效果。同時，空氣在風(fēng)道內(nèi)流動所損失的能量，是靠風(fēng)機消耗電能予以補償?shù)模燥L(fēng)道布置也直接影響汽車空調(diào)系統(tǒng)的經(jīng)濟性。

（5）管道布置

由此可知，有的車用空調(diào)制造商為了節(jié)省吸氣管路的制造成本采用較小直徑的吸氣管道，致使其中制冷劑流動阻力增大，是得不償失的，也是不可取得，一般來說，在壓縮機選型時，壓縮機制造商都在壓縮機的產(chǎn)品使用說明書中指明了壓縮機的吸、排氣接管的尺寸，按照其規(guī)定設(shè)計吸、排氣接管比較合理。

（6）城市公交客車空調(diào)的試驗規(guī)范與標(biāo)準(zhǔn)的依據(jù)

城市公交客車空調(diào)的試驗規(guī)范與標(biāo)準(zhǔn)，可參考中華人民共和國建設(shè)部2001年4月20日，2001年10月1日開始實施的中華人民共和國城鎮(zhèn)建設(shè)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)：CJ/T134—2001《城市公交空調(diào)客車空調(diào)系統(tǒng)技術(shù)條件》，國家機械工業(yè)局在2000年11月6日的汽車空調(diào)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)：QC/T658—2000《汽車空調(diào)整車降溫性能試驗方法》。

第2章工作環(huán)境

2.1車內(nèi)設(shè)計參數(shù)

（1）從實驗分析的資料顯示可知，夏季車內(nèi)舒適溫度為27℃，冬季溫度為16℃；

（2）車內(nèi)外溫差，夏季取8℃；

（3）車內(nèi)垂直方向的溫差，根據(jù)研究和調(diào)查資料證明：夏季頭部溫度低于足部溫度1℃左右；冬季低于足部約（4～6）℃。

（4）車內(nèi)相對濕度夏季取φB=50%；

（5）空氣流速影響人體和保溫。實驗表明，車內(nèi)流速以（0.15～0.4）m/s為宜。夏季取上限值，冬季取下限。

（6）根據(jù)人體衛(wèi)生要求，空氣中二氧化碳含量不能超過0.1%，氧氣含量控制在（18～20.7）%。為此，每人應(yīng)有（20～25）m3/h的新鮮空氣量。考慮到一般車內(nèi)連續(xù)停留時間不會太久，汽車制冷機容量不可能太大，過多的新鮮空氣將消耗過多的空調(diào)能量，因此計算時，汽車車內(nèi)新鮮空氣量的下限可定為11m3/h，或占全部通風(fēng)量10%。

2.2車外設(shè)計參數(shù)

以鄭州城市為例，車體總?cè)莘e60m3，車的長12m，寬2.5m，高2m的中型空調(diào)客車的公交車。根據(jù)7月1日太陽輻射統(tǒng)計資料顯示：氣溫為35℃，正午12時以40km/h的車速往正南方向行駛，車室內(nèi)溫度27℃。大約新風(fēng)負(fù)荷占30%，車身圍護(hù)結(jié)構(gòu)傳熱占30%以上，人體熱負(fù)荷超過20%，而太陽輻射及玻璃傳熱只占10%；因此若減少熱負(fù)荷應(yīng)以改善車身隔熱為主。

第3章熱負(fù)荷計算

3.1新風(fēng)量與新風(fēng)負(fù)荷

新風(fēng)量下限可取11m3/（h·人）取K玻=5.5）；ρ—玻璃對太陽輻射熱的吸收系數(shù)（一般取ρ=0.08）；S—遮陽修正系數(shù)；I—車窗外表面的太陽輻射強度；IS—車窗外表面的太陽散射輻射強度，IS=30～40×4.18kJ/（m2·h）；U—車窗的太陽輻射量；F′玻陽面車窗面積；F玻—車窗總面積。

3.7新風(fēng)熱

在汽車空調(diào)設(shè)計及其熱負(fù)荷計算中，新風(fēng)量的確定是比較困難的，新風(fēng)的傳入有兩個途徑，一是門窗縫隙，二是新風(fēng)系統(tǒng)。門窗縫隙實際上每輛車子都不同，只能通過大量的實驗才能確定。不同的縫隙位置，由于其所處的風(fēng)壓不同進(jìn)風(fēng)量是不同的。對于沒有換氣機構(gòu)的車子，車身縫隙起到了部分自然換氣的作用。

（1）新風(fēng)量的確定：由實驗測的新風(fēng)量11m3/h；

（2）新風(fēng)熱QV的計算：QV=Vρ（iH-iB）

式中：ρ—空氣的密度；TH=35℃時，ρ=1.146kg/m3

iH、iB—車內(nèi)外空氣的焓值。

3.8乘員人體散發(fā)的熱量

一般資料介紹司機可按522.5kJ/（人·h）計，乘員按418kJ/（人·h）計

QP=100NN—乘員總數(shù)

3.9發(fā)動機傳入的熱量

QE=KFFF1（TF1-TB）

式中：F1—指主發(fā)動機，KF—按多層均勻平面計算；

KF=1/（1/+∑δ/λ+1/αB）

式中：αF—發(fā)動機側(cè)的壁面對流換熱系數(shù)，一般取αF=10；

TF—發(fā)動機室的空氣溫度。

3.10其它

考慮到車體預(yù)冷、冷風(fēng)管道滲入熱，車內(nèi)零件吸熱，車內(nèi)電機等發(fā)熱元件的熱量等消耗的冷量。

QM=3594.89（kJ/h）QT=KUL（T1-T3）

QBi=aBiFBi（TBi-TB）FBiaBi=376.2kJ/（h·℃）

BBi=∑CG主要零部件的比熱容與重量G之乘積，求得。

第4章系統(tǒng)形式及隔熱材料

4.1制冷劑循環(huán)控制系統(tǒng)

按制冷劑循環(huán)控制系統(tǒng)有三種形式，即離合器熱力膨脹閥系統(tǒng)（CCTXV系統(tǒng)），膨脹閥—吸氣節(jié)流閥系統(tǒng)（TXV—STV系統(tǒng)），離合器節(jié)流管系統(tǒng)（CCOT系統(tǒng)）。后兩種只用于轎車，所以我們選用離合器熱力膨脹閥系統(tǒng)（CCTXV系統(tǒng)）。

離合器熱力膨脹閥系統(tǒng)（CCTXV系統(tǒng)）。大多數(shù)車型都采用這種方式。它由熱力膨脹閥控制蒸發(fā)壓力，當(dāng)蒸發(fā)器熱負(fù)荷增加或蒸發(fā)壓力增加時，膨脹閥開度增大，使流量增加，制冷量也增加。當(dāng)流量過多，蒸發(fā)壓力過低，使蒸發(fā)器表面結(jié)霜時，通過恒溫器使離合器脫開，壓縮機停轉(zhuǎn)，待結(jié)霜融化，蒸發(fā)器溫度升高時，離合器又接通，壓縮機重新運轉(zhuǎn)。這種系統(tǒng)由壓縮機，冷凝器，貯液器，膨脹閥，蒸發(fā)器組成。膨脹閥有F型和H型兩種，如下圖所示。

4.2送風(fēng)方式的確定

（1）直吹式

空調(diào)風(fēng)（冷或熱）直接空調(diào)器吹出，其結(jié)構(gòu)比較簡單，風(fēng)阻損失小，但送風(fēng)不均勻。一般轎車、貨車、中小型汽車常采用這種方式；

（2）風(fēng)道式

空調(diào)風(fēng)通過車內(nèi)風(fēng)道送出。這種方式比較均勻，風(fēng)可送至重要的部分（如頭部、足部），但零件增加，風(fēng)道阻力增加，因此送風(fēng)機功率要加大。主要用于大中型客車。

風(fēng)道送風(fēng)口布置的原則冷風(fēng)出口布置在上面（盡可能在車頂下），暖風(fēng)出口布置在下面（盡量在地板上），以滿足“頭涼足暖”的要求，即要有上、下兩層風(fēng)道。

風(fēng)道式又可分為兩側(cè)送風(fēng)道和中央送風(fēng)道兩種。兩側(cè)風(fēng)道布置在車頂轉(zhuǎn)角處，一般不占用有效空間，對乘員起立和行走影響不大，但要求車窗框離車頂有一定距離。對于車窗框離車頂距離很近的車輛不宜采用緊貼車壁的側(cè)風(fēng)道。中央送風(fēng)道的優(yōu)點正好相反，為不影響乘員行走，必須做得很扁。

所以我們采用兩側(cè)式風(fēng)道送風(fēng)，本次主要考慮制冷系統(tǒng)。

4.3車內(nèi)的氣流組織

車內(nèi)氣流組織除與送風(fēng)口的位置有關(guān)外，還與送風(fēng)口的構(gòu)造形式、尺寸、送風(fēng)溫度、速度和氣流方向有關(guān)。按送、回風(fēng)口的相互關(guān)系和氣流組織形式一般有以下幾種：上送風(fēng)下回風(fēng)；上送風(fēng)上回風(fēng)；中送風(fēng)中回風(fēng)及下送風(fēng)下回風(fēng)。

各種氣流流型的特點如下：

（1）上送風(fēng)下回風(fēng)氣流流型

用于獨立整體型，獨立式分散型和非獨立式底置型制冷設(shè)備的客車。此方式的送風(fēng)較容易與室內(nèi)空氣充分混合，易于形成均勻的溫度場和速度場、能夠采用較大的溫差、從而降低送風(fēng)量，有實踐經(jīng)驗知，送風(fēng)速度可取2～5m/s。

（2）中送風(fēng)中回風(fēng)氣流流型

適用于轎車、小型客車。因為這些發(fā)動機前置，制冷設(shè)備大多安裝在發(fā)動機處和駕駛區(qū)儀表臺處，此方式具有明顯的節(jié)能效果。

上送風(fēng)上回風(fēng)氣流流型。適用頂置型和內(nèi)裝型空調(diào)設(shè)備的客車。頂置型的冷凝器，蒸發(fā)器是安裝在車頂外部，內(nèi)裝型的蒸發(fā)器是安裝在車頂?shù)膬?nèi)部，因此需要采用上送風(fēng)和上回風(fēng)的氣流組織形式。

4.4隔熱保溫材料

汽車的空調(diào)性能（效果）好壞主要由兩個因素決定：

（1）空調(diào)裝置的性能（制冷或采暖能力、氣流組織）；

（2）汽車車體的隔熱保溫及密封性。

由此可見車體的隔熱保溫性能對空調(diào)效果有一定影響。除玻璃的隔熱性能外，金屬殼體部分的隔熱保溫效果主要靠隔熱保溫材料解決對置于車體外的熱交換器（主要指蒸發(fā)器箱體）及送風(fēng)管道，隔熱保溫材料也是很重要的，車內(nèi)的送風(fēng)管道，尤其是布置在汽車頂部的冷管道

新風(fēng)負(fù)荷Qx=qv，xρ（hW-hn）=11×1.2×103×（95-53）/3600

式中：qv，x—新風(fēng)量（包括有組織的送風(fēng)和漏風(fēng)）（m3/s）

ρ—空氣密度（kg/m3）1.2×103kg/m3

hW—車外新風(fēng)狀態(tài)比焓（kJ/kg）95kJ/kg（查圖附圖二）

hn—車內(nèi)空氣狀態(tài)比焓（kJ/kg）53kJ/kg（查圖附圖二）

3.2車身壁面的傳熱過程

空調(diào)汽車的車身壁面除門窗玻璃以外，一般由外板，隔熱層，內(nèi)飾板組成，壁面?zhèn)鳠岬幕竟饺缦拢?/p>

Q=KF∆T

式中：K—壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)；F—傳熱面積；∆T—傳熱溫差

3.3車身壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)K值

具有關(guān)資料顯示：利用圓熱流法和熱場畸變法計算，后者（熱場畸變法）更接近實際，圓熱流計算結(jié)果略偏小，偏差不大于10%。

具有關(guān)試驗和計算表明：轎車的傳熱系數(shù)K一般在（16.3～17.1）kJ/（m2·h·℃）；對于隔熱較好的大客車，K值一般在（16.3～17.1）kJ/（m2·h·℃）。

所以，我們?nèi)=13kJ/（m2·h·℃）。

3.4日照表面綜合溫度

前面提到車身傳熱過程是不太考慮太陽輻射熱的影響，傳熱溫差∆T僅僅是車外氣溫與車內(nèi)溫度之差。事實上由于太陽輻射，將使車身壁面溫度升高很多，此部分熱量也將傳入車內(nèi)，構(gòu)成車身熱負(fù)荷的一部分。

（1）由于車內(nèi)外空氣溫差，通過車身外表面以對流換熱方式從大氣中所得的熱量：

Q1=FK（TH-TB）。

（2）車身外表面從太陽輻射中吸收的熱量：Q2=FK（TC-TH）。

總熱量為Q=Q1+Q2=FK（TC-TB）

3.5通過車身壁面?zhèn)魅氲臒崃?/p>

車身結(jié)構(gòu)各部分不同，實際計算是分別進(jìn)行的；

QC+QB=（Q頂+Q側(cè)+Q地）α

Q頂=F頂K頂（TC頂-TB）

Q側(cè)=F側(cè)K側(cè)（TC側(cè)-TB）

=（F′側(cè)K′側(cè)+F門窗框K門窗框+F前圍K前圍+…）（TC側(cè)-TB）

Q地=F地K地（TC地-TB）=QC

式中：α—修正系數(shù)，根據(jù)簡化過程度取α=1.2～1.4。

3.6通過門窗玻璃傳入的熱量

考慮到太陽輻射，傳入熱量由兩部分組成：

QG=QG1+QG2

（1）由于車內(nèi)外溫差而傳入的熱量（QG1）；

QG1=K玻F玻（TH-TB）

（2）由于太陽輻射通過玻璃傳入熱量（QG2）

QG2=（ŋν+ραBU/αH）S，

U=F′玻I+（F玻-F′玻）IS

式中：ŋ—太陽輻射通過玻璃的透入導(dǎo)數(shù)（一般取ŋ=0.84）；K玻—玻璃窗的傳熱系數(shù)（一般（指金屬管），若沒有隔熱層，則容易在管外凝露滴水，弄臟乘員衣物，而且由于風(fēng)到阻力將產(chǎn)生明顯噪音。

汽車是高速運動的物體，對隔熱保溫材料的抗震能力、粘附牢度、隔震、隔音性能提出較高要求；汽車車廂內(nèi)人員密度較大，呼吸造成的水蒸氣較多，人員不宜疏散，又要求得保溫材料吸濕性小、安全、不著火；汽車要求它的所有零部件重量都要盡可能小，以減小油耗；對于發(fā)動機罩的隔熱材料還要求耐熱性好；汽車還要求隔熱保溫材料不發(fā)霉、無毒、無味、便于施工，價格便宜等等。因此要選用合理的隔熱保溫材料。

第5章部件的計算及選擇

5.1壓縮機

汽車空調(diào)壓縮機是汽車制冷系統(tǒng)的心臟，是推動制冷系統(tǒng)中不斷循環(huán)的動力來源，變排量壓縮機還起著根據(jù)熱負(fù)荷大小調(diào)節(jié)制冷劑循環(huán)量的作用。

微型及小型汽車空調(diào)，由于空間尺寸，發(fā)動機功率小，比較注意壓縮機的效率、外形尺寸及功耗。例如奧托微型車采用精工滑片壓縮機和7B10壓縮機。微型車空調(diào)壓縮機排量一般在80～100cm3/r之間。

中、高檔轎車及小型面包車，采用150～250cm3/r排量的壓縮機。中、高檔現(xiàn)在普遍采用變排量壓縮機，如上海大眾公司生產(chǎn)的PASSAT轎車采用7SBH變排量壓縮機，上海通用公司生產(chǎn)的BUIK轎車采用V5變排量壓縮機。

中、大型客車采用排量為400～775cm3/r的活塞壓縮機，也有采用兩臺小排量壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)的。如杰克賽爾（ZEXEL）DL-15，DL-16，DL-33，DL-34和CL-11型大客車，采用兩臺排量為313cm3/r的DKS-32型壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)，電裝（DENSO）車用空調(diào)也采用兩臺排量為300cm3/r的10P30B壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)。

總的來說目前最大量采用的各種旋轉(zhuǎn)斜盤式和擺動式壓縮機（如上圖所示）。蝸旋壓縮機由于其自身的優(yōu)點，及加工問題的解決必將成為很有發(fā)展前途的車用空調(diào)壓縮機。

5.1.1確定排氣壓力，吸氣壓力，排氣比焓及排氣溫度。

（1）根據(jù)制冷劑的蒸發(fā)溫度Te和冷凝溫度TC，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），的其蒸發(fā)壓力和冷凝壓力分別為Pe=349.63kPa；Pc=1681.30kPa；

（2）額定空調(diào)工況壓縮機的排氣壓力，認(rèn)為高于制冷劑的冷凝壓力81kPa，即Pd=Pc+∆Pd=1681.30+81=1762.30kPa；

（3）壓縮機的吸氣壓力，認(rèn)為低于制冷劑的蒸發(fā)壓力67.26kPa,即Ps=Pe-∆Ps=349.63-67.26=282.37kPa；

（4）根據(jù)Ps和Ts，查HFC134a過熱蒸汽的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），得壓縮機吸氣口制冷劑的比焓hs=420.434kJ/kg，比體積vs=0.081233m3/kg，比熵ss=1.8063kJ/kg；

（5）根據(jù)Pd和ss，查HFC134a過熱蒸氣的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），得壓縮機等比熵壓縮終了的制冷劑比焓hd,s=463.813kJ/kg；

（6）額定空調(diào)工況壓縮機的指示效率ŋi為

ŋi=Te/Tc+bTe=（5+273.15）/（60+273.15）+0.002×5=0.845

（7）額定空調(diào)工況壓縮機的排氣比焓hd為

hd=hs+（hd,s-hs）/ŋi

=420.434+（463.813-420.434）/0.845=471.770kJ/kg

（8）根據(jù)Pd和hd，查HFC134a過熱蒸氣的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），得額定空調(diào)工況壓縮機的排氣溫度Td=97.10℃。

5.1.2計算額定空調(diào)工況制冷系統(tǒng)所需要制冷量

（1）根據(jù)已知條件，膨脹閥前制冷劑液體溫度T4′=Tc-∆Tsc=60-5=55℃

（2）蒸發(fā)器出口制冷劑氣體溫度T1為T1=Te+∆Tsh=5+10=15℃；

（3）按T4′查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），得蒸發(fā)器進(jìn)口制冷劑比焓h5′=h4′=279.312KJ/kg。按T1和Pe查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），得蒸發(fā)器出口制冷劑比焓h1=409.501kJ/kg；

（4）在額定空調(diào)工況，蒸發(fā)器的單位質(zhì)量制冷量（即系統(tǒng)的單位質(zhì)量制冷量）qe,s為qe,s=h1-h5′=409.501-279.312=130.189kJ/kg；

（5）穩(wěn)態(tài)工況，制冷系統(tǒng)所需制冷量應(yīng)當(dāng)與車廂熱負(fù)荷平衡，計算時應(yīng)留一定量的余量，設(shè)該余量為10%，

則制冷量Qe，s=1.1×Qh=1.1×26.428=29.071kw；

5.1.3將額定空調(diào)工況下制冷系統(tǒng)所需制冷量換算成壓縮機所需制冷量

（1）額定空調(diào)工況制冷系統(tǒng)所需制冷劑的單位質(zhì)量流量qm,s為

qm,s=Qe，s/qe，s=29.071/130.189=0.2233kg/s

（2）額定空調(diào)工況壓縮機的單位質(zhì)量制冷量qe,c為

qe,c=h1″-h5′=420.434-279.312=141.122kJ/g

（3）額定空調(diào)工況壓縮機的單位體積制冷量qv,c為

qv,c=qe,c/vs=141.122/0.081233=1737.250k/m3

（4）對于穩(wěn)態(tài)過程，制冷系統(tǒng)組成部件內(nèi)的制冷劑質(zhì)量流量應(yīng)當(dāng)一致，因而額定空調(diào)工況壓縮機的制冷劑質(zhì)量流量應(yīng)為qm,c=qm,s=0.2233kg/s。該工況壓縮機所需制冷量Qe，c為Qe，c=qe,cqm=141.122×0.2233=31.512kw；

5.1.4將額定空調(diào)工況壓縮機制冷量換算成測試工況壓縮機制冷量

（1）壓縮機測試工況的條件，制冷劑的冷凝溫度Tc，t=60℃；制冷劑的蒸發(fā)溫度Te,t=5℃；膨脹閥前制冷劑液體過冷度∆Tsc,t=0℃；壓縮機的吸氣溫度Ts,t=T1''''=20℃；壓縮機的轉(zhuǎn)速n=1800r/min；壓縮機吸氣管路的壓降∆Ps=67.26kPa；壓縮機排氣管路的壓降∆Pd=81kPa。

（2）根據(jù)制冷劑的蒸發(fā)溫度Te,t和冷凝溫度Tc,t，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二）

得測試工況制冷劑的蒸發(fā)壓力和冷凝壓力分別為Pe，t=349.63kPa、Pc，t=1681.30kPa。

壓縮機的吸氣壓力Ps，t=Pe，t+∆Ps，t=349.63-67.26=282.37kPa；

壓縮機的排氣壓力Pd，t=Pc，t+∆Pd=1681.30+81=1762.30kPa。

（3）根據(jù)Ts,t和Ps,t，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），得壓縮機測試工況的吸氣比焓hs,t=415.833kJ/kg，吸氣比體積vs,t=0.079484m3/kg，吸氣比熵ss,t=1.79.74kJ/（kg·k）。

（4）根據(jù)膨脹閥前制冷劑液體溫度T4=Tc，t-∆Tsc，t=60℃，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），得膨脹閥前制冷劑液體比焓h4=287.397kJ/kg。

（5）測試工況壓縮機的單位質(zhì)量制冷量qe,t為

qe,t=hs,t-h4=415.833-287.397=128.436kJ/kg

（6）測試工況壓縮機的單位體積制冷量qv,t為

qv,t=qe,t/vs,t=128.436/0.079484=1615.87219kJ/m3

（7）由于額定空調(diào)工況和測試工況的冷凝壓力（冷凝溫度）、蒸發(fā)壓力（蒸發(fā)溫度）、排氣壓力以及吸氣壓力均可相同，則兩種工況的壓縮機輸氣系數(shù)也認(rèn)為都相同即λt=λc。于是，所選壓縮機在測試工況所需制冷量Qe，t應(yīng)為Qe，t=Qe，c（λt/λc）（qv,t/qv1）=31.512×1×（1615.872/1737.25）=29.311kw。

5.1.5測試工況壓縮機所需制冷劑單位質(zhì)量流量qm,t為

qm,t=Qe，t/qe,t=29.311/128.436=0.2282kg/s

5.1.6確定測試工況壓縮機所需的軸功率

（1）根據(jù)Pd，t和Ss，t，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），得壓縮機等比熵壓縮終了的制冷劑比焓hd,s=458.190kJ/kg。制冷劑溫度Td,s=85.94℃。

（2）測試工況壓縮機的單位等熵理論功Wts，t為

Wts,t=hd,s-hs,t=458.190-415.883=42.357kJ/kg

（3）測試工況壓縮機的理論等比熵功率Pts,t為

Pts,t=Wts,tqm,t=42.357×0.2282=9.6664kw

（4）測試工況壓縮機指示效率ŋi,t為

ŋi，t=Te，t/Tc，t+bte，t=（5+273.15）/（60+273.15）+0.002×5=0.845

（5）測試工況壓縮機的摩擦功率Pm,t為

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

（6）測試工況壓縮機的指示功率Pi,t為

Pi,t=Pts，t/ŋi，t=9.6664/0.845=11.40kw

（7）測試工況壓縮機所需的軸功率Pe，t為

Pe,t=Pi，t+Pm，t=11.440+0.992=12.432kw

5.1.7根據(jù)壓縮機轉(zhuǎn)速n的指定值和Qe，t、Pe，t、qm，t的計算，選擇壓縮機

根據(jù)經(jīng)驗，當(dāng)Qe,t=293.11kw和qm,t=0.2282kg/s時，壓縮機的氣缸工作容積大約650cm3左右，可供選配的車用空調(diào)壓縮機有：BOCKFKX40/655K型，BOCKFK50/650K型，BOCKFKX50/660K型，BITZER4NFCY型等，綜合考慮各壓縮機的性能、質(zhì)量、價格諸多因素，假定選壓縮機的型號為BOCKFKX50/660K型，查其產(chǎn)品使用說明書，當(dāng)n=1800r/min時，在測試工況的參數(shù)如下：氣缸容積Vcy=660cm3；理論排氣量Vth=71.45m3/h；制冷量可達(dá)Qe,t=30.9kw＞29.311kw；質(zhì)量輸氣量可達(dá)qmr,t=0.2437kg/s＞0.2282kg/s；壓縮機軸功率Pe,t=12.34kw＜12.432kw。

結(jié)果表明，BOCKFKX50/660K型壓縮機的制冷量、質(zhì)量輸氣兩均大于計算結(jié)果，壓縮機軸功率小于計算結(jié)果，完全滿足系統(tǒng)運行的要求，是能與指定的車用空調(diào)系統(tǒng)匹配的。

5.2冷凝器

采用制冷劑為HFC134a的空氣冷卻式冷凝器。要求換熱量Qc=29311W。制冷劑有5℃過冷，已知壓縮機在Te=5℃及Tc=60℃時排氣溫度Td=85℃，空氣進(jìn)風(fēng)溫度Tal=35℃。

5.2.1確定制冷劑和空氣流量

根據(jù)Tc=60℃和排氣溫度Td=85℃，以及冷凝液有5℃過冷。查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二），，可得排氣比焓hd=456.5kJ/kg，過冷液體比焓hsc=278.7kJ/kg，于是制冷劑的質(zhì)量流量qm,r為

qm,r=Qc/（hd-hsc）=29740/（456.5-278.7）×1000=0.2kg/s

取進(jìn)口的空氣溫差Ta2-Ta1=12℃，則空氣的體積流量qv,a為

qv,a=Qc/ρacP，a（Ta2-Ta1）=29740/1.1378×1.0076×103×12m3/s=2.1m3/s

5.2.2結(jié)構(gòu)初步規(guī)劃

冷凝器選用平行流式結(jié)構(gòu)，多孔扁管截面與百葉窗翅片的結(jié)構(gòu)型式及尺寸如圖所示：翅片寬度WF=16mm；翅片高度hF=8.1mm；翅片厚度δF=0.135mm，翅片間距PF=1.4mm；百葉窗間距PL=1.1mm；百葉窗長度lL=6.5mm；百葉窗角度αL=27˚；多孔扁管分四個內(nèi)孔，每個內(nèi)空高度為2mm；寬度為3.35mm，扁管外壁面高度為3mm，寬度WT=16mm，分三個流程，扁管數(shù)目依次為12、8、5。取迎面風(fēng)速為va=6m/s。

根據(jù)初步規(guī)劃（如上圖所示），可計算下列參數(shù)：

（1）每米管長扁管內(nèi)表面積Ar為

Ar=[2×（2+3.35）×10-3]×4m2/m=4.28×10-2m2/m

（2）每米管長扁管外表面積Ab,a為

Ab,a=2×（16+3）×10-3m3/m=3.8×10-3m2/m

（3）每米管長翅片表面積Af，a為

Af，a=2×8.1×10-3×16×10-3×1/（1.4×0.001）m2/m=0.1851m2/m

（4）每米管長總外表面積Aa為

Aa=Ab，a+Af，a=3.8×10-2（m2/m）+0.185（m2/m）=0.223（m2/m）

（5）百葉窗高度hL為

hL=0.5×PL×tanaL=（0.5×1.1×tan27˚）mm=0.2802mm

（6）扁管內(nèi)孔水力直徑Dn，r為

Dn，r=（4×2×3.35）/[2×（2+3.35）]mm=2.5047mm

（7）翅片通道水力直徑Dh，a為

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空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)aa

最小截面處風(fēng)速va,max為

va,max=[6×1.4×（8.1+3）]/[（1.4-0.2802-0.135）×（8.1-0.135）]m/s=11.8m/s

按空氣進(jìn)出口溫度的平均值Ta=（Ta1+Ta2）/2=（35+47）/2=41℃，查取空氣的密度ρ=1.1025kg/m3，動力黏度μ=19.2×10-6kg/（m·s）；熱導(dǎo)率λ=2.7×10-2W/（m·k）；普朗特數(shù)Pr=0.699，并計算出雷諾數(shù)Re，傳熱因子J，努塞爾數(shù)Nu及空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)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）

5.2.4制冷劑側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ar

根據(jù)Tc=60℃，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二）和熱物理性質(zhì)圖，可以求得：

液態(tài)制冷劑的密度ρ1=1/（0.94775×10-3）kg/m3=1055.13kg/m3

氣態(tài)制冷劑的密度ρv=1/（11.538×10-3）kg/m3=86.67kg/m3

液態(tài)制冷劑的動力粘度μ1=135.35×10-6kg/（m·s）

液態(tài)制冷劑的導(dǎo)熱率λ1=66.64×10-3W/（m·k）

液態(tài)制冷劑的普朗特數(shù)PrL=v1/a1=（0.128×10-6）/（0.0385×10-6）=3.3325

冷凝器中，由于制冷劑進(jìn)口過冷，因此計算制冷劑當(dāng)量流量時，取平均干度χ=0.5，于是當(dāng)量制冷劑質(zhì)量流量qmr,eq為

qmr,eq=[（1-0.5）+0.5×1055.13/86.67]0.5×0.056243kg/s=0.1443kg/s

（1）第一流程的參數(shù)計算

單一內(nèi)孔當(dāng)量制冷劑質(zhì)量流量q''''mr,eq為

q''''mr,eq=qmr,eq/（4×12）=0.1443/48=3.007×10-3kg/s

Reeq，r=[（q''''mr,eq×）/（πD2h1r/4）]/μL=（4q''''mr,eq）/（πDh1rμL）

=（4×3.007×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=11293

Nu=0.0265Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×112930.8×3.33250.333=69.118

制冷劑側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ar為

ar=（Nuλ1）/Dh1r=（69.118×66.64×10-3）/（2.5047×10-3）=1839W/（m2·k）

（2）第二流程的參數(shù)計算，其方法與第一流程一樣。

當(dāng)量制冷劑質(zhì)量流量q''''mr,eq為

q''''mr,eq=qmr,eq/（4×8）=0.1443/32=4.511×10-3kg/s

Reeq，r=[（q''''mr,eq×）/（πD2h1r/4）]/μL=（4q''''mr,eq）/（πDh1rμL）

=（4×4.511×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=16942

Nu=0.0265Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×169420.8×3.33250.333=95.61

制冷劑側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ar為

ar=（Nuλ1）/Dh1r=（95.61×66.64×10-3）/（2.5047×10-3）=2544W/（m2·k）

（3）用同樣的方法可獲得第三流程的參數(shù)。

當(dāng)量制冷劑質(zhì)量流量q''''mr,eq為

q''''mr,eq=qmr,eq/（4×5）=0.1443/20=7.217×10-3kg/s

Reeq，r=[（q''''mr,eq×）/（πD2h1r/4）]/μL=（4q''''mr,eq）/（πDh1rμL）

=（4×7.217×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=27107

Nu=0.0265Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×271070.8×3.33250.333=139.25

制冷劑側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ar為

ar=（Nuλ1）/Dh1r=（139.25×66.64×10-3）/（2.5047×10-3）=1839W/（m2·k）

（4）由于制冷劑側(cè)三個流程的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)不一樣，傳熱面積也不同，因此必須按面積百分比計算其平均值。平均表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)ār為

ār=（1839×12×10-3+2544×8×10-3+3705×10-3）/[（12+8+5）×10-3]W/（m2·k）=2438W/（m2·k）

5.2.5如果忽略管壁熱阻及接觸熱阻、忽略制冷劑側(cè)污垢熱阻

取空氣側(cè)污垢熱阻ra=0.0003（m2·k）/W，則傳熱系數(shù)k為

k=1/（1/ār·Aa/Ar+ra+1/aa）=1/[1/2438×02231/（428×10-3）+0.0003+1/1955]W/（m2·k）=132.4W/（m2·k）

對數(shù)平均溫差為

∆tm=（Ta2-TaL）/ln[（Tc-TaL）/（Tc-Ta2）]=12/ln[（60-35）/（60-47）]℃=22.94℃

所以所需傳熱面積（以外表面為基準(zhǔn)）A0為

A0=Qc/k∆tm=29740/（132.4×22.94）=9.1m2

所需扁管長度為

L=A0/（Aa×25）=9.1/（0.2231×25）=1.6m

取L=1.6m。

5.2.6校正空氣流量

按迎風(fēng)面積和進(jìn)風(fēng)面風(fēng)速計算空氣體積流量qva為

qva=va（3+8.1）×10-3×25L=6×11.1×10-3×25×0.550m3/s=11m3/s

與第一步按熱平衡關(guān)系計算出的11.8m3/s相對誤差不大，不再重算。

5.2.7計算空氣側(cè)阻力損失

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

則空氣側(cè)阻力損失∆Pa為

∆Pa=4ƒ·WF/Dh，a·ρa·v2a，max

=4×64.4524×10-3×0.016/（2.183×10-3）×1.1025×11.82Pa

=253.5Pa

最后根據(jù)空氣阻力和風(fēng)量選擇風(fēng)機。

5.3蒸發(fā)器

要求夏季提供29311W的制冷量，由系統(tǒng)熱力計算得出。采用制冷劑R134a時，制冷劑循環(huán)量qmr=0.042kg/s。此時，蒸發(fā)溫度為2℃，我們?nèi)≌舭l(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度：干球溫度27℃，濕球溫度19.5℃。

5.3.1計算制冷劑進(jìn)出口參數(shù)

由制冷量和制冷劑循環(huán)量，可求出制冷劑進(jìn)出口比焓差∆hr為

∆hr=hr2-hr1=Qe/qmr=29311/0.042KJ/kg=142.85kJ/kg

取制冷劑進(jìn)口干度χ=0.3，則根據(jù)蒸發(fā)溫度查HFC134a的lgP-h圖，有hr1=261.624kJ/kg，于是制冷劑出口比焓值hr2為

hr2=hr1+∆hr=142.85+261.624=404.48J/kg

同時可計算出蒸發(fā)器出口制冷劑溫度為tr2=7.98℃，過熱度為5.98℃。

5.3.2初步規(guī)劃

散熱板及翅片與百葉窗尺寸

翅片：寬度WF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度δF=0.1mm，間距PF=1.8mm；

百葉窗間距PL=1.1mm，百葉窗長度lL=6.8mm，百葉窗角度αL=37˚。

散熱板：寬度WT=65mm，高度hT=3.0mm，厚度δT=0.5mm，邊緣寬3.4mm，內(nèi)部隔熱板寬3.7mm。由此可計算出內(nèi)部流道尺寸hH，WH分別為

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）每米散熱板內(nèi)表面積Ar為

Ar=2（hH+WH）=2（2+54.5）×10-3m2/m=113×10-3m2/m

（2）每米散熱板外表面積Ab,a為

Ab,a=2（hT+WT）=2×（3+65）×10-3m2/m=136×10-3m2/m

（3）每米散熱板長迎風(fēng)面積Aface為

hT+hF=（3+7.9）×10-3m2/m=10.9×10-3

（4）每米散熱板長翅片面積Af，a為

Af，a=2×7.9×10-3×65×10-3×1/（1.8×0.001）m2/m=570.555×10-3m2/m

（5）每米散熱板長總外表面積Aa為

Aa=Ab,a+Af，a=136×10-3+570.555×10-3m2/m=706.555×10-3m2/m

（6）肋通系數(shù)a

a=Aa/Aface=706.555×10-3/0.0109=64.822

（7）百葉窗高度hc為

hc=0.5PLtanαL=0.5×1.1×10-3×tan37˚mm=414.455×10-3mm

（8）散熱板內(nèi)孔水力直徑Dh，r為

Dh，r=（4hH·WH/2）/[2·（hH+WH/2）]

=（4×2×54.5/2）/[2×（2+54.5/2）]mm=3.7265mm

5.3.3干工況下空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)計算

選取迎面風(fēng)速va=5m/s，根據(jù)已知條件，求最小截面處風(fēng)速為

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

按空氣進(jìn)出口溫度的平均值Ta=20℃，查取空氣的密度ρ=1.205kg/m3，動力黏度μ=18.1×10-6kg/（m·s），熱導(dǎo)率λ=2.59×10-2W/（m·k），普朗特數(shù)Pr=0.703等物理性質(zhì)，并計算出空氣側(cè)的雷諾數(shù)，傳熱因子J，努塞爾數(shù)Nu，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)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計算析濕系數(shù)與濕工況下空氣側(cè)表面系數(shù)

設(shè)定出風(fēng)溫度為干球溫度7.25℃，濕球溫度6.5℃，則比焓為21.575kJ/kg（干），同時已知蒸發(fā)器進(jìn)風(fēng)溫度為：干球溫度27℃，濕球溫度為19.5℃，比焓為55.6kJ/kg（干）。

求出析濕系數(shù)ξ=（ha1-ha2）/[cP,a（ta1-ta2）]=（55.6-21.575）/[1.015252×（27-7.25）]=1.6969

于是，濕球工況下空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)aeq,a為

aeq,a=ξaa=1.6969×190.524W/（m2·k）=323.3W/（m2·k）

5.3.5初估迎風(fēng)面積和總傳熱面積

（1）計算干空氣流量qm,a為

qm,a=Qe/（ha1-ha2）=29311/（55.6-21.575）=0.8kg/s

（2）計算干迎風(fēng)面積Aface，o為

Aface，o=qm，a/ρva=0.8/（1.205×3）m2=234×10-3m2

（3）計算以外表面為基準(zhǔn)的總傳熱面積A0為

A0=aAface，o=64.822×0.234=15.1683m2

（4）計算散熱板長度lT。一共22塊散熱板，分兩個流程，每個流程11塊散熱板，則

lT=Aface，o/[（hT+hF）×22]=0.234/[（0.003+0.0079）×22]=0.976m

取lT=1m。

5.3.6計算制冷劑側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)

由te=2℃，查HFC134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)圖表（附圖二）及熱物性圖，可得：

液態(tài)制冷劑的密度ρL=1/（0.77769×10-3）kg/m3=1285.86kg/m3

液態(tài)制冷劑的動力粘度μ1=266.78×10-6

液態(tài)制冷劑的普朗特數(shù)PrL=v1/a1=（0.2075×10-6）/（0.0523×10-6）=3.968

氣態(tài)制冷劑的導(dǎo)熱率λv=12.034×10-3W/（m·k）

氣態(tài)制冷劑的密度ρv=1/（63.645×10-3）kg/m3=15.712kg/m3