毕业设计-汽车自动空调系统设计

1绪论11引言汽车空调的普及，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。12汽车空调器发展的历史、现况与发展趋向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与开发、研究并举的阶段。从目前发展情况来看,涡旋式压缩机将是我国未来汽车空调的主要机型。由于这种压缩机无吸、排气阀,因此,工作可靠、寿命长,容积效率一般比滚动活塞式提高左右,吸排气连续、气流脉动小,运转平稳、且扭矩变化均匀,最高转速可达左右,体积比往复式小,重量比往复式轻,绝热效率提高。但涡旋式压缩机在机械加工工艺方面难度较大,须用专门的精密数控加工设备,目前国内正着手研制这种新机型。换热器性能的优劣,对汽车空调节能极为重要。由于汽车空调趋向小型化,因而也要求换热器向体积小、重量轻的高效小型化发展。为此,汽车空调换热器应从这几方面进行改进冷凝器将采用平流式冷凝器,它改变了传统的制冷剂单通方式。其换热能力比管带式冷凝器强,使冷凝温度和压力降低,同时系统的排气压力和输人功率也随之降低。蒸发器采用层流式,它类似于板式蒸发器,制冷剂在很小的传热板间流动。其换热效率比管带式提高左右,是将来最有前途的蒸发器型式。散热翅片将采用超级条缝片,超级条缝片与平片相比,其换热效果将会提12倍左右。13课题的提出及主要研究方法该课题的提出主要是因为个人毕业后的就业，考虑到毕业后要从事汽车方面的研究，并且自己所学专业在这方面主要是汽车电子方面方面的知识，所以综合虑后便定下来这个课题。该课题的主要研究方法是通过对的归纳。总结主要设计空调零件系统总成，安装位置示意图，自动空调系统线路图，自动空调系统控制电路图。2自动空调的整体设计21汽车空调元器件系统总成211空调系统的组成1、空调系统的组成汽车空调一般主要由压缩机、电控离合器、冷凝器、蒸发器、膨胀阀、储液干燥器、管道（分高压管路、低压管路。）、冷凝风扇等组成。（1）电磁离合器在非独立式汽车空调制冷系统中，压缩机是由汽车主发动机驱动的。在需要时接通或切断发动机与压缩机之间的动力传递。另外，当压缩机过载时，它还能起到一定的保护作用。因此，通过控制电磁离合器的结合与分离，就可接通与断开压缩机。当空调开关接通时，电流通过电磁离合器的电磁线圈，电磁线圈产生电磁吸力，使压缩机的压力板与皮带轮结合，将发动机的扭矩传递给压缩机主轴，使压缩机主轴旋转。当断开空调开关时，电磁线圈的吸力消失。在弹簧作用下，压力板和皮带轮脱离，压缩机便停止工作。（2）压缩机作用是使制冷剂完成从气态到液态的转变过程，达到制冷剂散热凝露的目的。同时在整个空调系统，压缩机还是管路内介质运转的压力源，没有它，系统不仅不制冷而且还失去了运行的动力。本次使用的是叶片式压缩机。用于汽车制冷系统的压缩机按运动型式可分为往复活塞式、曲轴连杆式、径向活塞式、轴向活塞式、翘板式、斜板式、旋转、旋叶式、圆形汽缸、椭圆形汽缸、转子式、滚动活塞式、三角转子式、螺杆式、涡旋式。1）曲轴连杆式压缩机它是一种应用较为广泛的制冷压缩机。压缩机的活塞在汽缸内不断地运动，改变了汽缸的容积，从而在制冷系统中起到了压缩和输送制冷剂的作用。压缩机的工作，可分为压缩、排气、膨胀、吸气等四个过程2斜板式压缩机它的润滑方式有两种，一种是采用强制润滑，用由主轴驱动的油泵供油到各润滑部位及轴封处。主要用于豪华型轿车或小型客车较大制冷量的压缩机。另一种是采用飞溅润滑，我国上海内燃机油泵厂生产的斜板式压缩机即是采用飞溅润滑。斜板式压缩机结构紧凑，效率高，性能可靠，因而适用于汽车空调。旋叶式压缩机由于旋转叶片式压缩机的体积和重量可以做到很小，易于在狭小的发动机舱内进行布置，加之噪声和振动小以及容积效率高等优点，在汽车空调系统中也得到了一定的应用。但是旋转叶片式压缩机对加工精度要求很高，制造成本较高。4滚动活塞式压缩机滚动活塞式压缩机具有质量小、体积小、零部件少、效率高、可靠性好以及适宜于大批量生产等优点。（3）冷凝器汽车空调制冷系统中的冷凝器是一种由管子与散热片组合起来的热交换器。其作用是将压缩机排出的高温、高压制冷剂蒸气进行冷却，使其凝结为高压制冷剂液体。汽车空调系统冷凝器均采用风冷式结构，其冷凝原理是让外界空气强制通过冷凝器的散热片，将高温的制冷剂蒸气的热量带走，使之成为液态制冷剂。制冷剂蒸气所放出的热量，被周围空气带走，排到大气中。汽车空调系统冷凝器的结构形式主要有管片式、管带式和鳝片式三种。1管带式它是由多孔扁管与S形散热带焊接而成。管带式冷凝器的散热效果比管片式冷凝器好一些一般可高10左右，但工艺复杂，焊接难度大，且材料要求高。一般用在小型汽车的制冷装置上。2鳝片式它是在扁平的多通管道表面直接锐出鳝片状散热片，然后装配成冷凝器，如图13所示。由于散热鳝片与管子为一个整体，因而不存在接触热阻，故散热性能好；另外，管、片之间无需复杂的焊接工艺，加工性好，节省材料，而且抗振性也特别好。所以，是目前较先进的汽车空调冷凝器。（4）蒸发器也是一种热交换器，也称冷却器，是制冷循环中获得冷气的直接器件。其作用是将来自热力膨胀阀的低温、低压液态制冷剂在其管道中蒸发，使蒸发器和周围空气的温度降低。同时对空气起减湿作用。（5）膨胀阀膨胀阀也称节流阀，是组成汽车空调制冷系统的主要部件，安装在蒸发器入口处，是汽车空调制冷系统的高压与低压的分界点。其功用是把来自储液干燥器的高压液态制冷剂节流减压，调节和控制进入蒸发器中的液态制冷剂量，使之适应制冷负荷的变化，同时可防止压缩机发生液击现象即未蒸发的液态制冷剂进入压缩机后被压缩，极易引起压缩机阀片的损坏和蒸发器出口蒸气异常过热。（6）储液干燥器储液干燥器简称储液器。安装在冷凝器和膨胀阀之间，其作用是临时储存从冷凝器流出的液态制冷剂，以便制冷负荷变动和系统中有微漏时，能及时补充和调整供给热力膨胀阀的液态制冷剂量，以保证制冷剂流动的连续和稳定性。同时，可防止过多的液态制冷剂储存在冷凝器里，使冷凝器的传热面积减少而使散热效率降低。而且，还可滤除制冷剂中的杂质，吸收制冷剂中的水分，以防止制冷系统管路脏堵和冰塞，保护设备部件不受侵蚀，从而保证制冷系统的正常工作。储液器出口端旁边装有一只安全熔塞，也称易熔螺塞，它是制冷系统的一种安全保护装置。其中心有一轴向通孔，孔内装填有焊锡之类的易熔材料，这些易熔材料的熔点一般为8595。（7）风机汽车空调制冷系统采用的风机，大部分是靠电机带动的气体输送机械，它对空气进行较小的增压，以便将冷空气送到所需要的车室内，或将冷凝器四周的热空气吹到车外，因而风机在空调制冷系统中是十分重要的设备。风机按其气体流向与风机主轴的相互关系，可分为离心式风机和轴流式风机两种。2、空调系统的工作过程压缩机运转时，将蒸发器内产生的低温低压制冷剂蒸气吸入并压缩后，在高温高压（约700C，1471KPA）的状况下排出。这些气态蒸气流入冷凝器，并在此受到散热和冷却风扇的作用强制冷却到500C左右。这时，制冷剂由气态变为液态。被液化了的制冷剂，进入干燥器，除去了水和杂质后，流入膨胀阀。高压的液态制冷剂从膨胀阀的小空流出，变为低压雾状后流入蒸发器。雾状制冷剂在蒸发器内吸热汽化变为气态制冷剂，从而使蒸发器表面温度下降。从送风机出来的空气，不断流过蒸发器表面，被冷却后送进车厢内降温。气态制冷剂通过蒸发器后又重新被压缩机吸入，这样反复循环即可达到制冷目的。3、汽车空调主要功能包括以下4大部分制冷、制热、通风、除湿制冷系统原理汽车空调的压缩机依靠汽车发动机的动力提供,汽车在怠速状态下打开空调制冷怠速会明显增大,油耗也会相应的增加,油耗增加的大小与环境温度有最直接的关系,环境温度高制冷剂膨胀的压力大,发动机驱动空调的消耗也相应加大,环境温度低油耗相应减少。制热系统原理汽车空调制热与压缩机没有丝毫关系,制热的热源不是空调本身获取的,是由汽车的散热水箱（中控台下面的暖风机总成内的副水箱）提供,早晨在热车前空调吹出来的是冷风,待热车后空调热风源源不断的送出来,制热本身基本没有能量消耗,是利用汽车的余热完成的但在冬季，为了提升水温，加大喷油量，也使耗油量增加。但是只是在启动初期，等发动机运转正常，就是利用发动机的散热来供暖了。（而有的柴油车由于水温上升慢，为了一发动车就能享受到暖风，所以在暖风机里面加有电热丝）。通风通风分为内循环和外循环,使用内循环时车内空气基本不与外界交流,使用外循环时位于挡风玻璃下的新风口会将外界的空气源源不断的送进来,以保持车内空气的清新除湿空调制冷的过程就是除湿的过程,从制冷时产生的大量冷凝水就可以看出来了,在湿度较大的阴雨天气或是温差太大的时候车内的玻璃上容易起雾,打开空调驱雾就是一个除湿的过程。212空调系统原理图图121空调系统原理图213冷却系统的设计冷却系统说明内燃机运转时，与高温燃气相接触的零件受到强烈的加热，如不加以适当的冷却，会使内燃机过热，充气系数下降，燃烧不正常（爆燃、早燃等），机油变质和烧损，零件的摩擦和磨损加剧，引起内燃机的动力性、经济性、可靠性和耐久性全面恶化。但是，如果冷却过强，汽油机混合气形成不良，机油被燃烧稀释，柴油机工作粗爆，散热损失和摩擦损失增加，零件的磨损加剧，也会使内燃机工作变坏。因此，冷却系统的主要任务是保证内燃机在最适宜的温度状态下工作。发动机的工况及对冷却系统的要求一个良好的冷却系统，应满足下列各项要求1）散热能力能满足内燃机在各种工况下运转时的需要。当工况和环境条件变化时，仍能保证内燃机可靠地工作和维持最佳的冷却水温度；2）应在短时间内，排除系统的压力；3）应考虑膨胀空间，一般其容积占总容积的46；4）具有较高的加水速率。初次加注量能达到系统容积的90以上。5）在发动机高速运转，系统压力盖打开时，水泵进口应为正压；6）有一定的缺水工作能力，缺水量大于第一次未加满冷却液的容积；7）设置水温报警装置；8）密封好，不得漏气、漏水；9）冷却系统消耗功率小。启动后，能在短时间内达到正常工作温度。10）使用可靠，寿命长，制造成本低。冷却系统的总体布置冷却系统总布置主要考虑两方面一是空气流通系统；二是冷却液循环系统。在设计中必须作到提高进风系数和冷却液循环中的散热能力。提高通风系数总的进风口有效面积和散热器正面积之比30。对于空气流通不顺的结构，需要加导风装置使风能有效的吹到散热器的正面积上，提高散热器的利用率。在整车空间布置允许的条件下，尽量增大散热器的迎风面积，减薄芯子厚度。这样可充分利用风扇的风量和车的迎面风，提高散热器的散热效率。一般货车芯厚不超过四排水管，轿车芯厚不超过二排水管。在整车布置中散热系统中，还要考虑散热器和周边的间隙，散热器到保险杠外皮的最小距离100毫米，如果发动机的三元催化在前端的话，还要考虑风扇到三元催化本体距离至少100毫米，到三元催化隔热罩距离至少80毫米。一般三元催化的隔热罩到本体大概有15毫米，隔热罩厚度为051毫米，一般材料为ST12。散热器布置货车散热器一般采用纵流水结构，因为货车的布置空间也较宽裕。而且纵流水结构的散热器强度及悬置的可靠性较好，轿车多采用散热器横流水结构，因为轿车车身较低，空间尺寸紧张。横流水结构散热器能充分地利用轿车的有限空间最大限度地增加散热器的迎风面积。散热器分成水冷和风冷两种冷却形式，风冷主要用在行驶在沙漠地带的车辆的冷却，但是决大多数的车辆采用水冷冷却形式。散热器悬置布置散热器通常为四点悬置，也可以采用三点悬置。其中主悬置点为2个，辅助悬置点为2个或1个。所有悬置点应布置在同一个部件总成上，改善散热器受力情况，以尽量减少散热器的振动强度。主悬置点与其连接的部件总成之间以胶垫或胶套等柔性非金属材料过渡以达到减震的目的。主悬置点的胶垫压缩量一般为其自由高度的1/5左右。少数轿车因其整车的减振胶垫或胶套而进行刚性连接。中，重型载货汽车由于散热器的质量大及使用环境较差，一般要在散热器的外部增加一个刚性较大的保护框架，以防止振动等外界力直接作用在散热器上。悬置点设置在框架上。轻型货车和轿车一般不加保护框架，悬置点设置在散热器的侧板或水室上。为提高散热器强度一些车散热器上加有十字拉筋。护风罩布置护风罩的作用是确保风扇产生的风量全部流经散热器，提高风扇效率。护风罩对低速大功率风扇效率提高特别显著。风扇与护风罩的径向间隙较小，风扇的效率越高。但间隙过小，车在行驶中由于振动会造成风扇与护风罩之间的干涉。风扇与护风罩之间的径向间隙一般控制在5MM25MM。当风扇与护风罩之间的干涉。风扇与护风罩安装在同一零部件总成上（如同在底盘或同在车身上）其径向与相对运动，风扇与护风罩之间的间隙可以下线，否则取上限。风扇与护风罩的轴向位置一般为风扇径向投影宽度的2/3在护风罩内，1/3在护风罩外，以增加导流减小背压。在大批量生产的车型中多采用塑料护风罩。铁护罩多用于批量小或直径较大的车型中。在某些车型中，特别是轿车，护风罩在常开有多个窗口并加以单向帘布。当车速较高，风扇停止运转时帘布打开减小护风罩的风阻，当风扇启功后，帘布关闭提高风扇效率。风扇布置风扇直径大小应和散热器的形状相协调，条件允许时可增大风扇的直径，降低风扇转速。以达到减小功率消耗和降低噪音的目的。在某些散热器长，宽比例相差较大时，如轿车散热器，有时采用两个直径较小的风扇所取代。特别是要求转速较高的风扇中已全部采用塑料风扇。电动风扇是由电动机来驱动风扇，电动机的启动与停止是受水温直接感应的温度开关来控制。电动风扇具有起动温度与设定温度一致，布置位置灵活，不受发动机转速的影响，汽车在低速怠速时冷却效果好等优点，冷车启动时水温上升较快。但也多用于发动机横置的轿车。节温器布置目前汽车上应用的节温器均采用蜡式感应体节温器。当冷却水温温度升高时蜡膨胀，节温器开启，冷却水流经散热器进行大循环。当冷却水的温度降低时蜡体积缩小，节温器关闭，冷却水不经过散热器，短路流经发动机刚体进行小循环。节温器一般布置在发动机的出水口处。要求节温器的泄漏量小，全开时流通面积大。增大节温器的流通面积可以通过提高节温器阀门的升程和增加阀门的直径来实现。国外较先进的节温器多通过提高阀门升程来增大流通面积，这样可以减少因增大节温器阀门直径带来的卡滞，密封不严等问题。但是增大节温器的升程，对节温器技术要求较高。有些发动机为增加节温器的流通面积多采用两只节温器并联结构。水泵布置水泵的流量及扬程根据不同的发动机而定。流量一般为发动机额定功率的1527倍。，扬程一般为07KPA15KPA，扬程过高对冷却系统的密封性会产生不利的影响。水泵的可靠性主要取决于水封和轴承，轴承普遍采用轴连轴承及永久式润滑结构，水封采用陶瓷，碳化硅动环和石墨静环整体式水封。轴承的游隙及水封的气密性要严格控制。膨胀箱布置尽量靠近散热器布置，使得水管长度最短；膨胀箱的高度要高于冷却系统所有部件。冷却系统主要部件匹配设计要点在整车总布置空间允许的条件下，尽量增大散热器的迎风面积。在保证风量不变的条件下，可以适当增加风扇直径，降低风扇转速，减少噪声和率消耗。冷却系统的最高水温应以发动机的允许使用水温为标准。节温器的全开温度应为发动机正常工作水温范围的中限，开启温度应为发动机正常工作水温范围的下限。但因节温器的自身特性，开启温度一般低于全开温度10摄氏度左右。冷却系统轮廓图（例子）1散热器张紧板2六角法兰面螺栓3橡胶衬套4散热器总成5弹性卡箍6发动机出水管7弹性卡箍8水管膨胀箱至散热器9水管卡片10六角法兰面螺栓11管夹12六角法面螺栓13膨胀箱总成14弹性卡箍15水管膨胀箱至水泵16水管发动机至膨胀箱17弹性卡箍18发动机进水管19弹性卡箍20弹性卡箍21暖风机进水管22弹性卡箍23暖风机出水管24橡胶软垫25六角法兰面螺栓26风扇电机带护风圈总成冷却系的主要设计参数发动机主要参数类型水冷4冲程，直列4缸SOHCVTEC，16气门横置气缸直径与行程860MM970MM发动机排量2254ML压缩比891最大功率110KW/5700RPM最大扭矩612NM/4900RPM在设计或选用冷却部件时应以散入冷却系统的热量Q为原始数据，来计算冷却系统的循环水量和冷却空气量用经验式025143025831/706/366EUWAGPHQKJS千卡小时燃料热能传给冷却系的分数,取同类机型的统计量汽油机A023030，取A025燃料消耗率，KG/KWH；汽油机02050320取025发动机有效功率，取最大功率110KWEPE若水冷式机油散热器，要增加散热量，增大510WQ在算出发动机所需的散走的热量后，可计算冷却水循环量82314573/MIN0WQVLTRC冷却水循环的容许温升（），取628水的密度，（1000KG/）WR3水比热（4187KJ/KG）C实际冷却水循环量为2948/MINPWVL冷却空气需要量331892/07APAQSTR散热器前后流动空气的温度差，取20ATC空气密度，一般取101KG/RAR3M空气的定压比热，可取1047KJ/KGPACPA214散热器的设计1散热器的计算所根据的原始参数是散热器散发的热量和散热器的外形尺寸。散热器散发的热量就等于发动机传给冷却液的热量。已知散热器散发的热量后，所需散热面积F可由下式计算FKMTK散热器的传热系数/2千卡米小时散热器贮备系数，水垢及油泥影响等，一般1115，取11冷却水与空气的平均温差，取MT6散热器的不同部位，其冷却水与空气温差不同，通常采用平均温差，散热器进水温度，取散热器出水温度，取1TS902TS04空气进入散热器时的温度，取K空气离开散热器时的温度，取2T4101WL2千卡/米小时C从冷却水到散热器壁的放热系数,当冷却水流速为0206M/S时，约为20003500，取3500。2千卡/米小时散热管导热系数，纯铝导热系数为230W/MK,换算为散热管壁厚，00002M19782千卡/米小时C散热管到空气的散热系数，当流过散热管的空气流速为L1020M/S时，60105，取105。2千卡/米小时C散热面积7086WMQFMKT散热器细节计算在计算出散热面积后，就是散热器芯部的选择。从结构上分主要有管片式和管带式两种（如图1）。这里选用管带式散热器。根据汽车行业标准QC/T290251991,选择如下芯子冷却管选取高频对焊型冷却管型号，2MM,L16M,B选用型双排冷却管，如图12D冷却型号规格B1L213213221422142515251521621622192219图1215空调压缩机的选用（1）确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度在这里忽略压缩机吸气管路和排气管路的压力损失，根据任务书中的已知条件可知制冷剂R134A在额定空调工况下压缩机的吸气压力和排气压力分别为PD1700KPAPS34963KPA。2根据PS和TS，查表R134A过热蒸气的热力性质表得压缩机吸气口制冷剂比焓HS40597KJ/KG，比体积S005976M3/KG，比熵SS1737KJ/KGK3根据PS和SS，查R134A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HD，S43558KJ/KG。3额定空调工况下压缩机的指示效率I为ITE/TCBTE527315/605273150002508444额定工况下，压缩机的排气比焓为HDHSHD,SHS/I405974355840597/084444105KJ/KG5根据PD和HD，查R134A过热蒸气的热力性质表得额定工况下压缩机的排气温度TD714。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,TCTSC6055555。2蒸发器出口制冷剂气体温度为T1TETSH5510。3按T4,查表有蒸发器进口制冷剂比焓H5,H4,28067KJ/KG，按T1和PE查表有蒸发器出口制冷剂比焓H1HS40597KJ/KG。4在额定空调工况下，蒸发器的单位制冷量QE,S为QE,SH1H5,40597280671253KJ/KG。5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,S11QS115446W5991W3）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,SQE,S/QE,S5991/125300478KG/S。2额定空调工况下压缩机的单位质量制冷量QE,C为QE,CHSH5/405972806712530KJ/KG。3额定空调工况下压缩机的单位体积制冷量QV,C为QV,CQE,C/S12530/005976209672KJ/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,CQM,S00478KG/S。该工况压缩机所需制冷量QE,CQE,CQM,C12530004785989KW。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,T605制冷剂的蒸发温度TE,T5膨胀阀前制冷剂液体过冷度TSC,T0压缩机的吸气温度TS,TT1/7压缩机的转速N1800R/MIN不考虑压缩机吸气管路及排气管路的压降。2根据制冷剂的蒸发温度TE,T和冷凝温度TC,T，查R134A饱和状态下的热力性质表，得测试工况下制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为PE,T34963KPAPC,T1700KPA。压缩机吸气压力PSTPE,T34963KPA压缩机的排气压力PD,TPC,T1700KPA。3根据TS,T和PS，T，查表有压缩机测试工况下吸气比焓HST4020KJ/KG，吸气比体积ST005881M3/KG，吸气比熵SS,T1724KJ/KGK。4根据膨胀阀前制冷剂液体温度T4TC,TTSC,T605，查表得膨胀阀前制冷剂液体比焓H428872KJ/KG。5测试工况压缩机的单位质量制冷量QETHSTH440202887211328KJ/KG。6测试工况压缩机单位体积制冷量QV,T为QV,TQC，T/ST11328/005881192620KJ/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TC。于是所选压缩机在测试工况下所需制冷量是QE,TQE,CT/CQV,T/QV,C59911192620/2096725502KW。5）测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量QM,T为QM,TQE,T/QE,T5502/11328004857KG/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HD,S43408KJ/KG，制冷剂温度TD,S6625。2测试工况下压缩机单位等比熵压缩功WTS,T为WTS,THD,SHS,T4340840203208KJ/KG。3测试工况下压缩机的理论等比熵功率PTS,T为PTS,TWTS,TQM,T320800485715581KW。4测试工况压缩机指示效率I,T为I,TTE,T/TC,TBTE,T527315/60527315000250844。5测试工况压缩机指示功率PI,T为PI,TPTS,T/I,T15581/084418461KW。6测试工况下压缩机摩擦功率PM,T为PM,T13089D2SINPM1051308925410322811037180005010510501495KW。7测试工况下，压缩机所需轴功率PE,T为PE,TPI,TPM,T196000149521095KW。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,T5520KW，QM,T004857KG/S时，压缩机气缸工作容积大约在9520CM3左右，试选取压缩机型号是SN7H10。根据压缩机的计算，查其产品使用说明书知理论排气量VTH998CM3/R；制冷量可达QET57711KW5502KW；质量输气量QMR,T0050866KG/S004857KG/S；压缩机的轴功率PE,T180621095KW。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SN7H10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。该压缩机具体参数如下排量CM3/R缸数缸径MM行程MM最高转速R/MIN制冷剂润滑油功耗W99872542816500R134AAAI125CM342216空调蒸发器的设计计算本设计中要求设计的蒸发器为板翅式蒸发器，通过负荷计算可知在夏季需要向车内提供5446W的制冷量，采用R134A制冷剂，蒸发温度TE5，蒸发器出口过热度为5。已知蒸发器进风温度干球温度27，湿球温度195，风量500M3/H在下列计算中用下标“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）由设计任务中的条件TE5，过热度为5，可知蒸发器出口制冷剂温度为TR210。根据进出口参数查R134A的热力性质表，得HR240597KJ/KGHR128067KJ/KG制冷剂循环量SKGSQREMR/0435/954Q121初步规划散热板及翅片与百叶窗尺寸示意图如下图所示散热板宽WT65MM，高HT30MM，铝板厚T05MM，边缘宽34MM，内部隔板宽37MM，由此可计算出内部流道尺寸HH、WH分别为MWHTH547342654200翅片宽度WF65MM，高度HF79MM，厚度F01MM，间距PF18MM；百叶窗间距PL11MM，百叶窗长度LL68MM，百叶窗角度L371每米散热板长内表面积AR为/103/105422AR223WHH2每米散热板长迎风面积AFACE为/9/9732323FTFACEM每米散热板长翅片表面积AF，A为/1057/01816502A23233AF，3每米散热器长总外表面积AA为/6/723233,MMAFBA4肋通系数A8264019576A3FACE5百叶窗高度HL为104505TNP533LMM6散热板内孔水力直径DH，R为7265325424,WHDHR7翅片通道水力直径DH，A为792109781,MPFFAH8干工况下空气侧表面传热系数计算，选取迎面风速A3M/S，根据已知条件求最小截面处风速A，MAX为SKGSKGHPFFLFTA/875/1097104513363633MX,A按空气进出口温度的平均值,查取空气的密度CTA21205KG/S、动力粘度181106KG/MS、热导率259102W/MK、普朗特数PR0703等热物理性质，并计算出空气侧的雷诺数REA、传热因子J、努塞尔数NU、表面传热系数A。430108526AX,LEPV226013042023PL1098796159FHLJ48PRRE3/3/1AJNU/524190M/052982232KMWKWLA10计算析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数,由蒸发器风量500M3/H根据蒸发器换热量可求得出风空气的比焓HA22306KJ/KG干空气，设车内空气湿度为55，查空气的焓湿图可查得出风温度为干球温度TA2112，湿球温度72，同时已知蒸发器进风温度为干球温度TA127，湿球温度195，比焓HA1556KJ/KG干空气。求出析湿系数为0286270321,APTCH于是，湿工况下空气侧表面传热系数EQ，A为EQ，AA202861905243865W/M2K11初估迎风面积和总传热面积1计算干空气质量流量QM，ASKGHQQAEAM/16702365421,2计算迎风面积AFACE,O232,109643057MAMOFACE3计算以外表面为基准的总传热面积AOAOAAFACE,O6488200461962994M24计算散热板长度。一共22块散热板，分两个流程，每个流程TL11块散热板，则MHLFTOFACE19302079316423,取020ML6计算制冷剂侧表面传热系数由TE5，查R134A饱和状态下的热力性质表及热物理性质图，可得液态制冷剂的密度L127695KG/M3液态制冷剂的动力粘度L2703106KG/MS液态制冷剂的普朗特数4PLLAR气态制冷剂的密度3/1097580KGV气态制冷剂的动力粘度V1118106KG/MS气态制冷剂的热导率V122103W/MK目前已知制冷剂进口干度为038，出口过热，因此平均干度692380M由此，可计算其余参数的平均值，动力粘度CORE的平均值为/10975/10327691086961SKGSMKGLMVCORE每一散热板制冷剂质量流量QMR,EQ/为SKGSMREQ/109543/143,R散热板内孔的制冷剂质量流量QMR,A为/85362/1072653494Q22232,A,MRSMKGSMKGDRHEQ，雷诺数RECORE为8491/109758263,SKGQCOREHAMR，干度50384962749030830CREDO由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0380540831变化，后面还有过热蒸汽区，因此很难准确估计每一阶段所占的百分比，只能凭经验估计，在此，去过热蒸汽区为30，于是可计算出干燥点之前的两相区约为20，干燥点之后的两相区约为50。1干燥点之前的两相区，取047，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均为紊流工况的LOCKHARTMARTINELLI数XTT和关联系数FXTT分别为935327018197526401103012502NLVVLNTX2393511740237402TTF制冷剂两相流折算成全液相时，在折算流速下的表面传热系数L为/948320135470853621032765485610,KMWCQDQAPLAMRNLRHMRL制冷剂两相流的表面传热系数为R/12850615498320PR22962960KMWXFTLR2过热区制冷剂侧的雷诺数REEQ,R、普朗特数PRV、努塞尔数NU、表面传热系数分别为V12085401876532RE3,QVRHAMRDPRV08471269254715E206065NU/M/1723923,KWKDRHVV3干燥点之后的两相区取079，则把054083代入干燥点之前的两相换热公式，计算得，于是为/82DOR/765172585408319712251KMWVVR/46902KMWRK/26453811307546911,RMAAEQA而对数平均温差TM为CTEA475121527LNLT21AM取05522E04347512650MTKQAMO与前面计算出的2994M2的相对误差为037计算空气阻力损失PA按下式计算空气侧摩擦阻力因子F为32308903707202389PL197164545REFLFHPLHF则空气侧阻力损失PA为PAPDFWPAFA2637858702107926144232MAX,H，最后根据空气阻力和风量选择风机。217空调冷凝器的设计计算1）冷凝器的设计负荷冷凝器热负荷QCQCMQE其中QC冷凝器散热量QE系统热负荷M负荷系数，一般家用空调器选用M12左右，因为汽车空调上的冷凝器工作条恶劣，通常选用M14左右为宜。在此选用M14QC1454467624W2）冷凝器的设计计算该设计中制冷剂为R134A的空气冷却式冷凝器，换热量QC7624W，冷凝液有5过冷，已知压缩机在TE5，TC605时，排气温度TD855，空气进风温度TAL35。在下列计算中用下标“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TC605和排气温度TD855，以及冷凝液有5过冷，查R134A热力性质表，可得排气比焓HD45844KJ/KG，过冷液体比焓H4/28067KJ/KG,于是制冷剂的质量流量QM,R为QM,RSKGSKGHD/102874/10672845Q23,4C/取进出口空气温差TA2TA112，则空气的体积流量QV，A为SMSTCAPACV/560/12076384Q33312,2结构初步规划冷凝器选用平流式结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构形式及尺寸如下图所示翅片宽度WF16MM，翅片高度HF81MM，翅片厚度F0135MM，翅片间距PF14MM，百叶窗间距PL11MM，百叶窗长度LL65MM，百叶窗角度L27；多孔扁管分六个内孔，每个内孔高度为12MM，宽度为2MM，扁管外壁面高度为2MM，宽度WT16MM，分三个流程，扁管数目依次为10，6，4。取迎面风速为VA45M/S。1每米管长扁管内表面积AR为AR21221036M2/M384102M2/M2每米管长扁管外表面积AB，A为AB,A2162103M2/M36102M2/M3每米管长翅片表面积AA,F为AF,A281103161031/140001M2/M0185M2/M4每米管长总外表面积AA为AAAB,AAF,A3610201850221M2/M5百叶窗高度HL为HL05PLTANL0511TAN27MM02802MM6扁管内孔水力直径DH,R为MCRH214A,7翅片通道水力直径DH,A为MPFFAH183213508135042D,3空气侧的表面传热系数A根据已知条件，最小截面处风速VA,MAX为SSVA/128/135081350284125MX,按空气进出口温度的平均值，查取空4/7/2AT气的密度11025KG/M3,动力粘度192106KG/MS,热导率278102W/MK,普朗特常数PR0699，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A5121029851R63AX,LEAPV22601304203041685890FLPHLJ319760512PRRE/13/AJNU/85M/178923KWLA4制冷剂侧表面传热系数R根据TC605，查R134A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10497KG/M3气态制冷剂的密度V8844KG/M3液态制冷剂的动力粘度系数L1377106KG/MS液态制冷剂的热导率L656103W/MK液态制冷剂的普朗特数32582P6RLLA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之恋流量时，取平均干度05，于是当量制冷剂质量流量QMR,EQ为SKGQQAMRVLEMR/04127473825109511,01088KG/S1第一流程的参数计算单一内孔当量制冷剂质量流量为EQMR,1894325167025PRRE026567044E/107201848308,3,2,3,LQLHEQMRLRHEQMRRQEQREQRNUDSKG制冷剂侧表面传热系数R为/410569423,KMWRHLR218汽车空调系统冷负荷的计算工况条件确定夏季室外空气计算温度T035，车厢内温度TI27，轿车正常行驶速度为WC40KM/H，压缩机正常转速N1800R/MIN。空调冷负荷计算太阳辐射及太阳照射的得热量QTQTKTMTIFW式中QT车身外表面得热量,W。K车身围护结构对室内的传热系数,W/M2K。轿车的传热系数K通过计算得到。并且对于车身不同部分其传热系数不同，计算的具体值见下面的计算。T0室外设计计算温度，T035。TI车厢内温度，TI27。TM日照表面的综合温度,。TMI/KT0式中I太阳辐射强度，W/M2IISICIG太阳直射辐射强度，W/M2，IS1163853992W/M2。IS太阳散射强度，W/M2，IG116314016282W/M2。表面吸收系数，深色车体取09，浅色车体取04。取04室外空气与日照表面的对流换热系数,W/M2K。1163412WC1/2W/M2K其中WC是汽车行驶速度，本计算采用WC40KM/H。11634121111/25115W/M2KF车体的外表面积，M2。1通过车顶的传热量QT1车顶的表面积F车顶235092M2车顶传热系数由公式K错误未找到引用源。1计算得K车顶1942W/M2KIIGIS99216282115482W/M2TM04115482/5115194235437QT11942437272350927624W2通过车侧面的传热量QT2车侧面的面积F侧面37341M2车侧面的传热系数K侧面2074W/M2KIISIG/299216282/257741W/M2TM0457741/51152074353934QT22074393427373419557W3通过车地板的传热量QT3车地板由于未受太阳辐射的影响，但由于地面的反射热和发动机热量的影响，使地板的温度比大气温度要高，一般取23,本计算取T0335338车地板的面积F地板52552M2地板的传热系数K地板234W/M2KQT3KFT03TI23452552382713527W通过车身壁面的传热量QT为QTQT1QT2QT3762495571352730708W玻璃窗渗入的热量QBQBAKTBTICAQBW式中A玻璃窗面积，M2。A4043431M2K玻璃的传热系数，K62W/M2K。TB玻璃的温度，取车室外温度。TB35。TI车厢内的温度，TI27。C玻璃窗的遮阳系数,C06。非单层玻璃校正系数，1。QB通过单层玻璃的太阳辐射强度，QBGIGSISW/M2式中G透过窗玻璃的太阳直射透射率，G084。S透过窗玻璃的太阳散射透射率，S008。QBGIGSIS0849920081628284631W/M2QBAKTBTICAQB404343162352706404343184631225375W室外空气带入的热量QA1新风量负荷QXQXL0NH0HI式中N乘员人数，N7。L0每人每小时所需要的新鲜空气量，L020M3/H。空气的密度，1146KG/M3。H0室外空气的焓，H0953KJ/KG。HI室内空气的焓，HI555KJ/KG。QX720/360011469535551774KW2从门窗缝隙渗入的热流量比较小，故计算门窗缝渗入的热流量归到新风量负荷中。发动机室传入车室内的热量QEQEKEFETETI式中KE传热系数，KE2074W/M2K。FE发动机室散热与车室内壁面可传热的壁面积，M2。FE0983856M2。TE发动机室的温度，一般比室外空气温度高20取TE55QEKEFETETI2074098385655275713W人体散发的热量QPQPQSNN0QW式中N乘员人数,N4。N0群集系数，取089Q人体所散发的热量，司机人体散热量Q175W，乘员人体散热量Q116WQP1175608911679444W车厢内其他热源的热流量QQ车厢内其他热源主要包括仪器、设备、照明等，这类设备可依据热源的额定功率、机器设备的效率、使用周期、负荷系数等因素确定。假如白天不需要开灯照明，可不计算照明灯的热流量。驱动风机的电动机的热流量QMQM10001WMT2/24式中电动机的效率，直联1。WM电动机的功率。T2每昼夜风机工作的时间。QM较小,由于无电机功率,故该项没有计算。总的冷负荷QG为QGQTQBQAQEQPQM307082253751774571379444051864W空调冷负荷的确定为了安全起见，取修正系数K105，从而实际冷负荷为QSKQG10551864544572W故可取机组制冷量为5446W。219空调系统其他零部件的设计选配1热力膨胀阀的设计选型计算该设计中，空调系统采用R134A作制冷剂，蒸发器采用多流程供液，蒸发温度TE5，蒸发压力PE34963KPA，冷凝温度TC605，冷凝压力PC1700KPA，阀前制冷剂液体温度T1555，液体过冷度TSC5，蒸发器负荷为QE,S5991KW根据T0TE5，查制冷剂的热力性质表，可得在该温度下制冷剂饱和蒸汽比焓HO4015KJ/KG,以及在该温度下制冷剂饱和液体的比焓H620672KJ/KG,根据T05，T1TOTSH10，查制冷剂的热力性质图和表，可得蒸发器出口制冷剂过热蒸汽比焓H140597KJ/KG。根据T4/TCTSC6055555,查制冷剂的热力性质图和表，可得蒸发器进口制冷剂湿蒸汽的比焓H5/H4/28067KJ/KG。在该额定空调工况下，系统的单位质量制冷量QE,S为/3159Q51SE,系统中，制冷剂的单位质量流量QM,S为KGSKGQQSEM/0478/32,S,在同一工况下，流过热力膨胀阀的制冷剂质量流量，应当等于或稍大于系统中中冷机的质量流量，即QR,TXVQM,S004781KG/S。由于阀前制冷剂液体温度T4/555,蒸发温度TE5，与热力膨胀阀的标准额定条件相同，则取K10故热力膨胀阀总的额定容量QE,TXV为W1239017261478HQ60,TXVE,QR根据容量QE,TXV查热力膨胀