电动空调也能够发挥最大的效率--论文.docxVIP

现如今我们的生活水平越来越高，中国社会急速发展，汽车的数量日益增多，呈指数式增长，汽车各项性能不断提高，如经济性、动力性、安全性等，当然也包括舒适性。空调系统作为汽车的一部分，对汽车的舒适性有极大的影响，已经成为汽车不可缺少的重要组成系统。汽车空调系统主要的作用就是调节车内的空气，提高清新度，提高车内的湿度，调节温度还有流速等等参数，以此来营造出好的环境从而给驾驶员和乘客提供良好的舒适度，缓解疲劳和压力，同时还能够清除车窗上面的一些水蒸气、雾气、霜等，提高能见度，从而确保行车的安全性1。对于汽车好坏的评判，汽车空调已经成为不可或缺的一部分，成为一个非常重要的标准了。汽车空调已经成为影响汽车竞争的重要组成部分。全世界的汽车工业现在都在迅猛发展中，随着人们对生活的要求越来越高，汽车的舒适性、安全性等越来越受到大众的重视，汽车的生产需求越来越大，所以，对空调的研究变得非常重要。1.2 汽车空调器发展概述汽车工业的在我国的迅速崛起，带动了空调行业的迅猛发展，非常的有全景。汽车空调的作用非常大，对汽车的各项性能影响很大，能够提供舒适性，保持车内各项性能指标在正常范围内，如空气的流速、空气湿度、空调的温度、车内的大气压力使乘车人员身心保持健康，提高他们行车过程的舒适性，还对行车安全提供了显著的作用。从全世界范围来看，空调的发展时间不久，却发展得非常快，速度令人吃惊。最原始的空调装置刚开始只用来为乘客和驾驶员提供暖气和除霜，在1927年出现的。在1940年的时候第一部有制冷机的车子被美国的packard公司生产成功。1954年才有真正安装在汽车上的空调冷暖一体式设备。在1964年的时候，装有温度自动控制的空调开始装在Cadillac小车上。1979年的时候，空调随着微机控制的出现，日趋成熟，发展开始进入第四代产品的制造阶段。汽车空调技术的发展越来越好，基本功能都已经可以实现，如制冷，换气，净化等功能。我国对空调技术的掌握还处在开发阶段。1.2.1汽车空调的发展历程汽车空调从最初只能用于加热到现在的可以采用微机控制装置，也经历了几十年的蜕变过程。汽车空调开始走进人类的生活，用于各式各样的汽车上。发展可以分为以下几个阶段4,5:第一阶段：单单用于提供暖气，最开始出现在美国随后开始在欧洲普及。现在，很多北欧的比较寒冷的地区仍然在使用这种汽车空调。第二阶段：单单用于制冷的阶段，主要用在比较炎热的地区，赤道附近的热带地区，很多地方现在仍旧在继续使用这样的空调。第三阶段：可以制冷，也能制热的阶段，这种空调第一次出现在美国，随后开始广泛普及，基本功能如通风、除湿等都可以实现，很多价格便宜的车子现在仍在使用。第四阶段：可以自动控制的空调阶段，最早由通用公司研发生产，空调通过一些传感器自动调节车内的温度，不需要手动去调节，增加行车安全性和舒适性，主要用于高级一点的车辆上。第五阶段：微机控制阶段，通过计算机的精确计算和控制，调节车内温度，各项指数，保证车辆的行车安全和乘客的舒适性，空调技术从此走上更加成熟的阶段。1.2.2我国汽车空调的发展与现状我国汽车空调的发展十分缓慢，因为我们国家的工业发展较其他国家如美国差距较大，还在初级阶段，发展不够成熟，从上世纪60年代开始才真正开始进入发展阶段，可分为以下几个阶段6：第一阶段：处在研发的阶段，空调最先的发展是在长春一汽汽车厂，技术人员研发出了能在红旗车上使用的空调，并开始投入生产，主要是通过循环水来为车内降温，或者引用发动机的热气体为车内提供暖气。第二阶段：起步阶段，我国开始应用世界上其他发达国家的空调技术并加以改进，开始在国产车辆上进行使用和研究。为我国之后空调技术的发展起到不能替代的作用。第三阶段：开始规模发展的阶段，由于我国社会的迅速发展，和国家工业的崛起，汽车产量开始呈指数式的增长，空调技术越来越成熟，追赶其他国家，但是要实现车内的舒适性还有些路要走1。1.2.3汽车空调发展方向随着社会的进步，空调的使用基本普遍，未来的空调发展在向更加经济性迈进，空调成本应进一步降低，应该更好的提高空调的设计结构和效率，进一步提高车内的舒适性，提高行车安全，同时也应该加强空调使用过程中的环保性，操作也应该进一步简化，变得更加智能合理。同时可以使用全年的季节温度和天气5。伴随着全球工业技术越来越成熟，汽车空调技术将向着这些方面继续迈向一个新高度：全智能化、环保节能化、更加轻量化等。1.3选题依据与背景装有电磁离合器来控制开关的空调是现在市场上主要的产品。涡旋式压缩机现在是我国未来发展的重点空调类型，这种机型有很多优点，没有气阀，工作效率更高，使用寿命更长，更加稳定，但是这种压缩机加工难度巨大，成本较高，目前还不适用，我们主要采用的是往复式活塞压缩机，目前的电动空调，主要是安装在电动汽车和电动客车上面，一般通过电机来带动压缩机运行，从而带动空调的运行，从而提供制冷或制热的基本功能。一般来说传统客车上面主要安装的是传统空调。因此想要在传统客车上安装电动空调是一次全新的尝试，该课题非常有价值和意义。目前的传统空调，都是由发动机来传输动力，会随着发动机转速改变，压缩机转速也发生改变。因此发动机的转速时间在影响着空调的各项运行功能，这使空调的使用十分不稳定，并且在发动机的没有运行的状态下，空调系统也无法运行，如在停车的时候，严重影响乘员的舒适性。并且发动机由于要在行车过程中，带动空调压缩机的运行，且空调压缩机的能耗相当巨大，因此也会影响到整车的动力性7。会增加汽车的整车油耗2。同时，由于天气原因，如夏天的时候需要空调在行车或者停车过程中保持在正常的工作状态。停车状态下开启空调会严重增加燃油损耗并且生成尾气，严重污染大气环境，环保现在已经成为一个更加重要的问题。由于汽车产量急速增长，汽车已经开始走进千家万户，客车的也是越来越变得越来越重要，到2013为止，已经登记的汽车已经达到了惊人的1.4亿辆。汽车的尾气排放已经开始成为了城市污染的主要污染源之一3，我们的空气在不断恶化。因此较少汽车尾气排放的工作变得越来越重要，采用电动空调代替传统空调在汽车上使用，已经成为一项极受重视的技术。由于人类已经开始认识到环保的重要性，认识到节能减排的重要性，因此在这样是社会背景下，研究在燃油汽车上使用电动空调，具体极高的研究价值和意义。1.4.课题研究目的及主要工作汽车空调系统作为汽车不可分割的一部分，对于汽车的整车安全性、舒适性扮演着十分重要的角色。本课题重点探究汽车空调压缩机的另外一种驱动方式，以客车为研究对象，在燃油客车基础上，将发动机驱动的传统空调系统改进为电驱动的电动空调系统，主要是通过采用独立的蓄电池为其提供能量，由电机带动空调压缩机进行制冷。 图1.1空调系统的能量转换过程在图中我们能够很清楚地看到两种空调系统的能量转换过程，虽然改进后的电动空调系统相对传统空调系统，能量转换的整个过程变得复杂了一点，但空调系统的效率会得到明显的提高。研究改进后的电动空调系统的主要目的具体表现在以下五个方面：空调系统中压缩机与发动机相对独立运转，因此在确保制冷需求的同时，还能够使压缩机工作性能更加稳定，而且空调的运转将不会再影响汽车的行驶性能。即使发动机停止运转，电动空调也能够发挥最大的效率，且整个过程无需消耗燃油。当汽车正常运行时候，通过发电机为蓄电池充电，这样停车过程中便可用其为空调系统供能。大大降低了同等条件下的能源消耗，也减少了怠速尾气的排放，从而提高了电动空调的使用效率。能够改善制冷压缩机的使用效率，从前面的介绍中我们已经了解到传统的空调系统中压缩机工作稳定性差，导致其效率降低，所以为了达到转速低时候的制冷要求，就需要排量大的压缩机。在电动空调中压缩机的转速不随发动机转速的变化而变化，所以相同的制冷需求下，电动空调系统中压缩机的排量约可降低70%11。可以使损耗下降，在传统空调中制冷压缩机不得不放在发动机的周围，又处在较高的温度中工作，所以会增加制冷剂的管路耗损与结点的数量。拥有独立能源的电动空调系统中的压缩机便可以在与蒸发器靠近的任意位置去安装，从而改善了压缩机的工作环境，减少了损耗。可以通过变频控制，在开启电动空调初期使压缩机高速运转以便可以快速降温，当温度达到设置要求后保持低速的持续运行，维持车内的温度，这个过程中可减少一部分能源消耗11。第二章热负荷计算汽车整车热负荷就是为了将车厢内多余热量除去而提供的冷量。确定汽车空调的热负荷是合理匹配空调系统的关键。2.1空调计算参数的确定2.1.1车内设计参数的选择车内设计参数可以遵循以下原则：（1）夏季车内温度应取在2527，最高不超过28，冬季可取为1622。（2）在夏季，考虑到车内外温差过大时容易引起“热冲击”，应对车内外温差有一定的限制，一般以57为宜，最大不要超过10。因此，建议夏季车内空调温度按下式选取： tn = 20 + 1/2 ( tw 20 ) (1)式子中：tn -车内空调温度（） tw-车外环境空气温度（）（3）车内相对湿度在45%60%之间比较适宜。（4）车内气流速度以0.3 m/s0.5m/s为宜。（5）根据“头冷脚凉”的原则，车内垂直方向温差应控制在头部温度比脚部温度低3左右。（6）考虑到人的生理卫生要求，车内应引进一定量的新空气。由于车内新鲜空气引入量过大时会显著增加空调热负荷，应以最低标准保证11m3/人*h的新鲜空气补充量。2.1.2车外设计参数的选择为了使空调热负荷设计计算结果有利于为制冷系统的设计提供参考依据，一般是把设计地的夏至这一天作为设计日，并以当天的逐时气温作为设计温度。相对湿度的选取可参考设计地夏季平均相对湿度。一般情况下，车外设计温度在3638之间，相对湿度为50%70%。2.1.3汽车空调热负荷的组成下图2.1是以稳态传热为基础建立的小轿车汽车空调系统的热平衡模型。 图2.1热平衡模型三个假设：车身热传递为一维稳态导热；车厢内的热负荷只使车内空气和部件的温度升高；车内各部件的温度与车内空气的温度均匀一致。建立热平衡方程如下：Q =Q +Q +Q +Q +Q +Q + Q +Q （1-2）式中：Q 空调热负荷（W） Q 通过车门与车顶传导进入车内的热负荷（W） Q 通过各玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷（W） Q 通过各玻璃表面以辐射方式进入车内的热负荷（W） Q 从发动机室一侧传导进入车内的热负荷（W） Q 从行李箱及车厢地板处传导进入车内的热负荷（W） Q 空调风机造成的热负荷（W） Q 车内驾驶人员及乘客散发的热负荷（W） Q 密封处泄漏及补充新风进入车内的热负荷（W）2.2汽车空调热负荷计算2.2.1各部分热负荷计算（一）通过车顶与车门传导进入车内的热负荷（1）通过车顶与车门传导进入车内的热负荷Q 在夏季，由于太阳辐射作用，使车体表面温度升高，外表面吸收的太阳辐射能量一方面通过对流方式与外界空气进行热交换，另一方面通过热传导传至车体内表面，再以对流方式传给车内空气构成热负荷。在太阳辐射作用下单位面积车体外表面吸收的热量Q 如方程（1-3）所示： Q =A （ + I ） （1-3）式中：Q 单位面积车体表面吸收的热量（W/）； A 车体外表面对太阳辐射的吸收率； 太阳辐射直射强度在车体外表面法线方向的分量（W/）； 车体外表面接受的太阳辐射散射强度（W/）。通过车体外表面与车门的进入车内的热负荷可以由建立车体表面的热平衡方程得到。对于稳态过程，其热平衡方程如下： Q =A （t -t ）+A （t -t ） （1-4）式中：A 车体内表面放热系数（W/?）；t 车体内表面温度（）；A 车体外表面放热系数（W/?）；t 车体外表面温度（）；t 车外环境温度（）；t 车内环境温度（）。由式（1-4）即可得出通过单位面积车体表面传导进入车内的热量为： Q = A （t -t ）= Q - A （t -t ） （1-5）在稳态情况下，通过车体外表面传导至内表面的热量等于车体内表面向车内空气的对流换热量，即： A （t -t ）= （t - t ）/R （1-6） 式（1-6）中，R 为车体材料的热阻，单位为：?/W。1.在车子运行条件下，A 只是运行速度的函数，而与t 无关，因此可以由方程（1-4）（1-6）联立求得Q 的计算式，即：Q = Q - （1-7）式中：R =1/ A ,为车体外表面换热热阻（?/W）；R =1/ A ,为车体内表面换热热阻（?/W）。2.在停车条件下，可由方程（1-4）（1-6）联立解得：A （t -t ） +A （t -t ）+ A =0 （1-8）式中：A ，A ，A 为A ，A ，Q 的函数，n为指数。在已知A ，A ，Q 表达式的情况下，即可确定方程（1-8）中各项系数及指数，由迭代法可求得（t -t ）。A ，A 的表达式可参考下面给出的推荐式，Q 可由式（1-3）计算，这样便可由式（1-5）求得Q 。3. 停车条件下的放热系数a. 车顶与车门内表面放热系数表达式为：A =5.6782（2.0+1.03V ） （1-9）式中：V 车内空气流动速度（m/s）b.车顶与车门外表面放热系数表达式为：车门：A =2.63（t -t ） （1-10）车顶：A =1.98(t -t ) （1-11）4. 在运行条件下，车顶与车门内表面放热系数仍如式（1-9）所示。车顶与车门外表面放热系数表达式为： A =4.41V （1-12）式中： V汽车运行速度（m/s）对各传热表面，在运动状态下，将A ，A ，Q 代入方程（1-7）中；在停车状态下，将A ，Q ，（t -t ）代入方程（1-5）中，即可求得运动和停车两种情况下通过单位面积车顶或车门进入车内的热负荷Q ，再乘以各传热面积F ，即可求得Q 。即： Q = ?F （1-13） 式中：Q 、F 分别为通过某单位面积车门或车顶的热负荷和传热面积。 （二）通过车窗玻璃进入车内的热负荷Q 及 Q 。由于太阳辐射对玻璃具有一定的穿透性，因此，当太阳辐射作用在玻璃表面时有一部分能量透过玻璃以短波辐射的形式直接进入车内，另一部分能量被玻璃吸收后使玻璃表面温度升高，然后以对流的方式与车内外空气进行热交换，其余的能量则反射回外界空间。这里先考虑以对流方式进入车内的热负荷Q 。在太阳辐射作用下，单位面积玻璃吸收的热量Q 为： Q =A ?I +A ?I （1-14）式中：Q 单位面积玻璃吸收的太阳辐射热（W/）；A 入射角为i时的直射吸收率；A 玻璃的散射吸收率。利用与推导式（1-4）式（1-8）相同的方法可得到通过单位面积玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷Q 计算式： Q =A （T -T ）=Q -A （T -T ） （1-15） 以及： Q = Q - （1-16）式中：R =1/A ，玻璃内表面的换热热阻（?/W）；R =1/A ,玻璃外表面的换热热阻（?/W）；R 玻璃材料的热阻（?/W）；A 玻璃内表面的换热系数（W/?）；A 玻璃外表面的换热系数（W/?）。对于各玻璃内表面，其表面换热系数表达式分别为：前窗：A =5.6782（0.9+1.03V ） （W/?） （1-17） 侧窗：A =5.6782（1.10+1.03V ） （W/?） （1-18）后窗：A =5.6782（1.10+1.03V ） （W/?） （1-19）对于各玻璃内表面，其表面换热系数表达式分别为：停车条件下： A =1.98 （W/?） （1-20）式中： 玻璃表面与水平之间的夹角运行条件下：前窗：A =3.79V （W/?） (1-21)侧窗：A =7.21 V （W/?） (1-22) 后窗：A =4.65 V （W/?） （1-23）将A ，A ，Q ，（T -T ）分别代入方程（1-15）、（1-16）中，即可分别求得运动和停车两种情况下通过各单位面积玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷Q 。于是，通过各玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷Q 为： Q = （1-24）式中：F 分别是各部分车窗玻璃的面积；Q 分别是对应的车窗单位面积玻璃表面以对流方式直接进入车内的热量。通过各玻璃表面以辐射方式直接进入车内的的热负荷Q 透过单位面积玻璃直接进入车厢内的太阳辐射热量为： Q =T ?I +T ?I （1-25）式中：Q 透过单位面积玻璃直接辐射进入车厢内的太阳辐射热量（W/）；T 入射角为i时的直射透过率；T 玻璃的散射透过率。若车厢内部装置表面的吸收系数为A ，则在稳态条件下，透过单位面积玻璃进入车厢内被单位面积表面吸收的太阳辐射热全部散发给车内空气成为热负荷Q ,即： Q = Q ?A （1-26）式中：A 车内装置表面的吸收系数则通过各玻璃表面直接辐射进入车内的热负荷Q 为：Q = （1-27）式中：Q 分别为通过各部分车窗单位面积玻璃直接辐射进入车内的热负荷，F 分别是对应的车窗玻璃面积。（三）其它部分形成的热负荷密封处泄露及引入新风进入车内的热负荷Q 由于车体密封性问题及为了满足车内人员生理卫生要求而引入新风，需要考虑这部分热负荷。若按照11m /人?时为最低新风引入标准，即v =11m /人?时,则总的新风量为V=n?v （n为乘员人数），若换算成空气的质量流速，则为G = ? V（ 为空气的密度）。于是，总的新风热负荷Q 可按照下式计算： Q =G （h -h ） （1-28）式中：G 进入车内新风的质量流速（kg/s）；h 车外大气的焓值（KJ/kg）；h 车内大气的焓值（KJ/kg）。从发动机一侧传导进入车厢内的热负荷Q 假定从发动机一侧传导进入车内的热负荷Q 与发动机一侧和车内空气温差成比例，则Q 可用下式表示：Q =K ?F （t -t ） （1-29）式中：t 发动机一侧的空气平均温度（）；t 乘客车厢的空气平均温度（）；K 传热系数（W/m ?）；F 传热面积（m ）。从行李箱及车厢地板处传入车厢的热负荷Q 与Q 的分析方法相同，Q 可用下式表示 Q =K ?F （t -t ） （1-30）式中：t 行李箱及地板处空气平均温度（）；K 传热系数（W/m ?）； F 传热面积（m ）。实际计算中，常通过实验求得K ?F ，K ?F 的经验值。对于小轿车可取8 W/m ?10 W/m ?，对于大中型客车可取20 W/m ?30 W/m ?。车内驾驶人员及乘客散发的热量Q 对于驾驶人员可取Q =220W,对于车内乘客可取Q =102W。设有一个驾驶人员和n个乘客，则有：Q = Q +n?Q （1-31） 空调风机造成的热负荷Q 由于空调风机产生的热量将随空气进入车内，因此，一般电机的功耗Q 也成为热负荷。2.2.2太阳辐射特性计算由前所述，在计算各部分热负荷时需要知道太阳辐射的有关参数。讨论这部分内容的主要目的是为了计算太阳辐射在各表面上的直射辐射强度、散射辐射强度、地面反射强度，以及玻璃表面对太阳辐射的透射强度、吸收强度等有关参数。为此首先计算太阳辐射入射角i。1.太阳入射角i。经推导，太阳辐射入射角i可用下式表示： cosi=sin ?cos +sin ?cos ?cos(ant) （1-32）式中：i太阳光线入射角，为太阳入射光线与表面法线之间的夹角。 太阳高度角，为太阳直射光线与它在水平面上的投影之间的夹角，随地点和时间而异。 墙面法线方位角，为墙面法线在水平面上的投影与正南方向之间的夹角。 ant太阳-墙面方位角，为太阳光线水平投影与墙面法线之间的夹 图2.2太阳辐射特性示意图2.太阳高度角 的计算：sin =sin（F ）sin(D )+cos(F )cos(D )cos(H) （1-33）式中：F 所计算位置的纬度。 太阳赤纬（太阳倾角），为太阳光线与地球赤道之间的夹角。H时角，从太阳时中午算起的太阳角位移。 H=15 （1-34） 太阳时，根据太阳位置确定的时间。 =地方平时+S （1-35） T =地方平时=北京时间+T T=（地方经度-北京时间所在位置经度）/15式中：S 时差，对钟表表示值的修正，这是由于地球自转不均匀，使日晷仪与钟表所表示的平时有差异而引起的修正值。 ant=Z- 式中：Z太阳方位角，为太阳光线水平投影与正南方向间的夹角。 tan(Z)=sin(H)/ （1-36）利用上述各式求得 Z及ant后，便可求得太阳辐射的入射角i。3.太阳辐射的直射强度I 的计算 设太阳在地球大气层外的平均辐射强度为I （W/m ），则太阳辐射穿过大气层的直射辐射强度I 可用下式计算： I = I ?P （1-37） 式中：P大气透过率。于是太阳辐射直射强度在某表面法线方向上的投影为： I = I ?cosi （1-38）4.太阳辐射散射强度I 的计算：I =I +I （1-39） 式中：I 天空辐射强度（W/m ）；I 地面反射辐射强度（W/m ）。I 可用下式计算：I =0.5?I ?sin （1-40）I 可用下式计算： I = ?I ?F （1-41）式中： 地面反射率；C天空散射辐射强度与到达地面的直射辐射强度之比；F 某表面与地面间的辐射角系数。5.不透明表面对太阳辐射的吸收 某不透明表面对太阳辐射的吸收可用下式计算： B =A （I +I ） （1-42）式中：A 不透明表面对太阳辐射的吸收率6.透明表面对太阳辐射的吸收与穿透a.每平方米玻璃表面的太阳辐射透射量为： Q =T ?I +T ?I （1-43）式中：T 玻璃对太阳辐射直射强度的透射率；T 玻璃对太阳辐射散射强度的透射率。b.每平方米玻璃表面对太阳辐射吸收量为： Q =A ?I +A ?I （1-44）式中：A 玻璃对太阳辐射直射强度的吸收率；A 玻璃对太阳辐射散射强度的吸收率。表1.1标准玻璃的太阳光学性能 L，mm入射角I015304560708090 381.180.980.278.171.359.535.40.0574.674.373.471.064.353.231.00.0671.571.270.267.761.150.429.00.0 37.27.27.48.814.826.250.7100.056.76.86.98.213.724.548.2100.066.56.66.77.913.323.747.2100.0T 311.711.912.413.113.914.313.90.0518.718.919.720.822.022.320.80.0622.022.223.124.425.625.923.80.02.3空调热负荷设计计算与分析在前几部分，讨论了汽车空调热负荷的设计工况、热平衡方程、计算方法和计算公式等项内容。根据这些方法和计算公式，再结合所设计的汽车本身的结构参数和计算条件就可以进行汽车空调热负荷计算了。虽然不同车型的汽车，其结构参数、乘员人数、空调布置方式不尽相同，但空调热负荷的计算方法是一致的。一、设计条件与设计工况1设计条件：客车乘员（含驾驶人员）共43人，客车各部分尺寸参数如下表所示：表1-2参数表位置面积（）玻璃材料与水平面夹角前窗1.89钢化玻璃90 后窗1.76标准玻璃90 侧窗7标准玻璃90 车顶30.60 左（右）侧3290 前（后）侧 6.4（6.5）90 b.设计日选为5月3日；c.以厦门市为设计地点，厦门市地理位置：北纬24.26 、东经118 （北京时间地理位置为北纬39 、东经120 ）；d.假设汽车以40km/时正南方向行驶。2.设计工况a.车内空调温度t 选为27，相对湿度 =50%；b.车内气流速度v=0.5m/s；c.车外设计温度为逐时气温t ，相对湿度 =75%。车外设计日逐时气温t 的计算可采用下式： t =t - t （1-45）式中：t 设计日第 时刻车外气温（）； t 设计日最高气温（）; t 日较差； 模比系数。对厦门地区：t =36.2， t =8.5， 设计日逐时气温如下表所示： 表1-3 逐时气温T/h891011121314151617 0.70.540.380.250.140.070.020.000.030.10t /30.2531.6132.9734.0835.0135.6136.0336.235.9535.35二、太阳辐射特性的计算太阳辐射特性计算的主要目的是计算有关太阳辐射的一些参数，如太阳的入射角及太阳辐射强度。根据本章1.1中提供的计算公式可求得各个时刻太阳入射角及太阳辐射强度，如下表所示：表1-4 太阳辐射强度 891011121314151617T/7.548.549.5410.5411.5412.5413.5414.5415.5416.54T7.448.449.4410.4411.4412.4413.4414.4415.4416.44T/4.563.562.561.560.56-0.44-1.44-2.44-3.44-4.44H68.453.438.423.48.4-6.6-21.6-36.6-51.6-66.6 28.0641.1753.3867.4579.3080.3368.9755.9742.7629.62Z99.6293.6286.5275.7247.09-40.30-73.82-85.51-92.84-98.96Idn523.6687.3782.0834.8858.7871.4838.8789.6701.2548.5Idv455.5605.3454.6311.1116.794.7289.6440.5512.9471.0表中： 太阳时；T/地方平时；T北京时间；T/所计算时刻离开中午的小时数；H时角，从太阳时中午算起的太阳角位移； 太阳高度角；Z太阳方位角。三、各部分热负荷的计算通过车体传导进入车内的热负荷Q 。由前述部分的（1-3）、（1-7）、（1-13）作为理论依据可得：a.通过车顶进入车内的热量。查阅文献：C=0.136（C为一无量纲量，其物理意义为天空散射强度与达到地面的直射强度之比）， =。故F =1.0，F =0.0，A =0.7R = = =0.033（?/W）R = = =0.078（?/W）钢板： =48.15 W/m? 软木： =0.058 W/m?对于空气层，取R =0.10?/W这里所指的空气层热阻不是单指空气层，而是由某些车体结构附加材料及空气间隙等折合而成的热阻。由上可得总热阻R= R + R + R =0.317?/W，此为总热阻。但考虑到立柱的存在，作为一个传递热量的“热桥”加速了车体的热量传递，故取总热阻为： R=0.3?/W对于车顶，F=30.6, t =27 由 Q =A （I + I ）=0.7 （I + I ） Q = Q - = Q - （1-46） 由此可求得车顶热负荷，如下表所示 表1-5 通过车顶传导进入车内的热负荷 （F =30.6） 891011121314151617n90909090909090909090i61.9448.8335.6222.5510.709.6721.0334.0347.2460.04Idv246.3452.4635.7771.0843.8859.0782.9654.4476.1273.9Ids71.293.5106.4113.5116.8118.5114.1107.495.474.6Idg0000000000Id71.293.5106.4113.5116.8118.5114.1107.495.474.6Qba222.3545.9740.1884.5959.6977.5897.0761.8571.5348.6Qb35.676.2102.3122.1134.3137.6130.1115.693.666.8QWB11089.362331.723130.382050.24109.584210.563981.0635192864.162044.08b.通过车体左侧进入车内的热量。C=0.136， =900， =900，F =F =0.5，A =0.7。车体总热阻与a.相同：R=0.3?/W，F =9.15, t =27，Q 及Q 计算与a.相同，结果详见下表： 表1-6 通过车体左侧传导进入车内的负荷 （F =32） 891011121314151617n9.623.62-3.48-14.22-42.91-130.3-163.8-175.5-182.8-188.9i29.5528.2754.4668.1282.1896.24110.2123.91137.01149.17Idn523.6687.3782.0834.8858.700000Idv455.5605.3454.6311.1116.700000Ids35.646.753.156.858.459.357.153.747.7373Idg34.960.185.3106.1120.1122.2112.195.271.443.2Qba368.2498.5415.2331.2206.6127.1118.4104.283.656.4Qb51.970.966.260.849.943.143.642.639.434.4QWB21660.82268.82118.41945.61596.81379.2398.91395.21260.81100.8c.通过车体右侧进入车内的热负荷。各参数值与左侧相同，即C=0.136， =900， =900，F =F =0.5，A =0.7，R=0.3?/W，F =9.15, t =27。结果详见下表：表1-7通过车体右侧传导进入车内的热负荷 （F =32） 891011121314151617n189.62183.62176.52165.78137.0949.7016.184.49-2.84-8.96i150.45151.73125.54111.8897.8283.7669.8056.0942.9930.83Idn00000871.4838.8789.6701.2548.5Idv0000094.7289.6440.5512.9471.0Ids35.646.753.256.858.459.357.153.747.737.7Idg34.960.185.3106.1120.1122.2112.195.271.443.2Qba49.474.897.0114.0124.9193.3321.2412.6442.6386.1Qb16.423.830.936.540.850.566.176.879.371.0QWB3524.8761.6988.811681305.616162115.22457.62537.62272 3.2汽车电动空调压缩机型式的确定压缩机是汽车空调系统的重要组成部分，其作用是将来自于蒸发器的低温低压的制冷剂气体压缩成高温高压气体，并将其送进冷凝器，从而确保制冷循环的正常进行。压缩机性能优劣在某种程度上直接会影响汽车空调系统的能耗、噪音污染以及工作的可靠性。现在汽车空调上应用的压缩机种类至少不低于3a种。因其运行方式不同分往复式与旋转式，根据其主要零件形状的不同，又有如下具体分类：空调压缩机的匹配计算步骤是：先根据设计工况和负荷Q0求出所需要的压缩机排气量VP，再根据VP选用压缩机，并根据选用的压缩机校核其实际制冷量。1.选型（1） 单位质量制冷量：q0=h1/-h3/=130KJ/kg（2） 制冷剂质量流量：qm=Q0/q0=0.2799kg/s（3） 压缩机的理论输气量：Vp= qm?v1/ =0.03143m3/s（4） 查压缩机产品目录，按压缩机选型原则选择适当的型号，使得压缩机总输气量 大于或等于计算的Vp。 = D2?S?Z?n式中： 为压缩机总输气量（m3/s）；D为气缸直径（m）；S为活塞行程（m）；Z为汽缸数；n为压缩机转速（r/min）。选用6FW8开启式活塞压缩机：D=70mm，S=55mm，Z=6，n=1540 r/min。（5）校核： = D2?S?Z?n= 0.0720.05561540=0.0321m3/s0.03143m3/s经校核，所选压缩机符合使用要求。3.3汽车空调系统换热器的匹配设计汽车空调系统中的换热器是指冷凝器和蒸发器。由于汽车运行条件的限制，汽车空调系统中的换热器都是采用空气作为冷却介质，即都是所谓的空冷式换热器。对冷凝器来说，压缩机排出的高温高压的制冷剂过热蒸汽进入冷凝器中，制冷剂在管内流动，利用与外界环境的温差，通过传热面把热量传给外界环境空气后，制冷剂蒸汽逐步凝结成高压中温的液体。对蒸发器来说，由节流机构出来的两相状态的低温低压的制冷剂进入蒸发器中，制冷剂在管内流动，利用与车内回风进入蒸发器的空气之间的温差，通过传热面吸收空气的热量，使车内空气降温、除湿，达到制冷的目的。在该过程中制冷剂则逐步汽化沸腾为低温低压的过热蒸汽。 3.4蒸发器设计计算 一、计算条件由热力计算结果可知： 制冷量约等于1.1倍的热负荷量。Q0=36.387kw，蒸发温度 ； 制冷剂R134a的循环量为 kg/s；已知：进蒸发器的回风温度 ，相对湿度 %；为了便于布置和安装，蒸发器选用管片式蒸发器。分成两个并联的蒸发器。其中一个蒸发器冷负荷为， kW。二、有关结构参数及物性参数：传热管为紫铜管：外径 =9.3mm, =0.35mm,机械胀管后尺寸为 =10mm， =0.35mm，导热系数 =395W/m?K。翅片为铝翅片：翅片厚为 =0.15mm，翅片间距 =2.2mm，导热系数 =236W/m?K。蒸发盘管采用正三角形错排：管间距 =25mm，排间距 = =25 =21.65mm。三、计算蒸发器的几何参数：翻边后总外径 ： = +2 =10+20.15=10.3mm1.单位管长的参数值：单位管长肋片表面积： = ；单位管长肋片基管外表面积： = ；单位管长总外表面积： = + ；单位管长管内表面积： = （按胀管后计算）；肋化系数： = ；净面比； = = 。依次代入相关数据得： =0.4163(m2/m), =0.0302(m2/m)四、确定空气在蒸发器内的状态变化过程：在汽车空调中，送回风温差一般为1215。本设计中选温差 =13，即出风温度 =14；选取相对湿度 =85%。 空气状态变化过程在h-d图上的表示由给定的回风、出风参数查湿空气的h-d图得出： =55.6kJ/kg干空气， =35.3 kJ/kg干空气， =11.2g/kg干空气， =8.3g/kg干空气。在湿空气的焓湿图上连接空气的进出口状态点1和点2，并延长与饱和空气线（ %）相交与 点。点 的参数是 =29.2kJ/kg干空气， =10， =7.6 g/kg干空气。在蒸发器中空气的平均焓值： = + =29.2+ =43.1（kJ/kg干空气）在h-d图上按过程线与 =43.1kJ/kg干空气的线的交点读得 =19.0， =9.5 g/kg干空气，由此可求得如下的析湿系数： =1+2.46 =1+2.46 =1.52五、循环空气量的计算： = = =3227(kJ/h) 在进口状态下的空气的比容： = = =0.877（m3/kg）故空气的体积流量为： = =19390.877=2830（m3/h）六、计算干工况下空气侧换热系数 ：1.选取迎面风速 =2.5m/s。2.最窄截面处空气流动速度 = （m/s）3.取沿空气流动方向的管排数 n=44.沿气流方向的肋片长度 为： =n =421.6510-3=0.0866（m）5.计算当量管径 ： = = =3.598（mm）6.由 可查得：运动粘度 m2/s, W/m?K7.计算雷诺数 ： = 式子： 的适用范围是 =500104； 0.180.35； =-4040； =450； =25，上面所得的 等均满足此条件。所以可以采用此式计算换热系数，即有： 或： 公式中各项系数分别计算为： =0.518- + - 将 代入上式中，得出： =0.15 = = =0.167 =0.455+ =0.455+0.006624.07=0.596 =-