汽车自动空调系统毕业设计.pdf

兰州工业学院毕业设计（论文） 1 1 1绪论绪论 1.11.1 引言引言 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。 1.21.2 汽车空调器发展的历史、现况与发展趋向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 兰州工业学院毕业设计（论文） 2 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1-2倍左右。 1.31.3 课题的提出及主要研究方法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 2自动空调的整体设计自动空调的整体设计 2.12.1 汽车空调元器件系统总成汽车空调元器件系统总成 2.1.12.1.1 空调系统的组成空调系统的组成 兰州工业学院毕业设计（论文） 3 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 兰州工业学院毕业设计（论文） 4 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 兰州工业学院毕业设计（论文） 5 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 85-95。 （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。 兰州工业学院毕业设计（论文） 6 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。 2.1.22.1.2空调系统原理图空调系统原理图 兰州工业学院毕业设计（论文） 7 图 1.2.1空调系统原理图 2.1.32.1.3冷却系统的设计冷却系统的设计 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 4-6%； 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。 兰州工业学院毕业设计（论文） 8 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 0.51 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， 兰州工业学院毕业设计（论文） 9 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 兰州工业学院毕业设计（论文） 10 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 1.52.7 倍。 ，扬程一般为 0.7kpa1.5kpa，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 兰州工业学院毕业设计（论文） 11 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 SOHC VTEC ，16 气门横置 气缸直径与行程：86.0mm97.0mm 发动机排量：2254ml 压缩比：8.9：1 最大功率：110kw/5700rpm 最大扭矩：612N.m/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 0.25 110 43100 0.25 82.31/70776/ 36003600 eeu W Ag Ph QkJ s 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 A=0.23 兰州工业学院毕业设计（论文） 12 0.30，取 A=0.25 燃料消耗率，kg/kw.h；汽油机 0.2050.320 取 0.25 e P-发动机有效功率，取 e g最大功率 110kw 若水冷式机油散热器，要增加散热量， W Q增大 5%10%. 在算出发动机所需的散走的热量后，可计算冷却水循环量 82.31 245.73 /min 8 1000 4.187 W W W WW Q VL t r C W t-冷却水循环的容许温升（6-12） ，取8 W r-水的密度， （1000kg/ 3 m） W C-水比热（4.187kJ/kg.C） 实际冷却水循环量为1.2294.88 /min pW VVL 冷却空气需要量： 3 82.31 3.892/ 20 1.01 1.047 W a a aPa Q Vms t r C a t-散热器前后流动空气的温度差，取 20C a r-空气密度，一般 a r取 1.01kg/ 3 m -空气的 Pa C定压比热，可取 Pa C=1.047kJ/kCg. 2.1.42.1.4 散热器的设计散热器的设计 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： F= K m t K-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=1.11.5，取 1.1 m t-冷却水与空气的平均温差，取26 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， 1 ts散热器进水温度，取90 2 ts散热器出水温度，取04 1 tk空气进入散热器时的温度，取02 兰州工业学院毕业设计（论文） 13 2 tk空气离开散热器时的温度，取04 1 102. 11 k wL 2 千卡/米 小时.C w 从冷却水到散热器壁的放热系数,当冷却水流速为 0.20.6m/s 时， w 约为 20003500. 2 千卡/米 小时.C，取 3500。 散热管导热系数，纯铝导热系数为 230W/m.k,换算为 197.8. 2 千卡/米 小时.C散热管壁厚，0.0002m L 散热管到空气的散热系数，当流过散热管的空气流速为 10 20m/s 时， L =60105. 2 千卡/米 小时.C，取 105。 散热面积 2 70776 1.1 20.8 102 26 W m Q Fm K t 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/T29025-1991,选择如下芯子： 冷却管选取高频对焊型冷却管型号， 1 b=2mm ,L=16m, 选用 2 D型双排冷却管，如图 1 冷却型号规格B1L 213213 2.2142.214 2.5152.515 216216 2.2192.219 图 1 2.1.52.1.5 空调压缩机的选用空调压缩机的选用 （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： 兰州工业学院毕业设计（论文） 14 Pd=1700KpaPS= 349.63KPa。 (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 hs=405.97KJ/Kg，比体积s=0.05976m 3/Kg，比熵 SS=1.737KJ/(KgK) (3)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，s=435.58KJ/Kg。 (3)额定空调工况下压缩机的指示效率i为： i=Te/Tc+b*te=(5+273.15)/(60.5+273.15)+0.0025=0.844 (4)额定工况下，压缩机的排气比焓为： hd=hs+(hd,shs)/i=405.97+(435.58405.97)/0.844=441.05KJ/Kg (5)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 td=71.4。 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 ,=t ctsc=60.55=55.5。 (2)蒸发器出口制冷剂气体温度为： t1=te+tsh=5+5=10。 (3)按 t4 ,查表有：蒸发器进口制冷剂比焓 h 5 ,=h 4 ,=280.67 KJ/Kg，按 t1 和 Pe查表有：蒸发器出口制冷剂比焓 h1=hs=405.97KJ/Kg。 (4)在额定空调工况下，蒸发器的单位制冷量 qe,s为： qe,s=h1h5 ,=405.97280.67=125.3KJ/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,s=1.1Qs=1.15446W=5991W 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 (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： 兰州工业学院毕业设计（论文） 15 qm,s=Qe,s/qe,s=5.991/125.3=0.0478Kg/s。 (2) 额定空调工况下压缩机的单位质量制冷量 qe,c为： qe,c=hsh5 /=405.97280.67=125.30KJ/Kg。 (3) 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/s=125.30/0.05976=2096.72KJ/m 3。 (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,c=Qm,s=0.0478Kg/s。 该工况压缩机所需制冷量 Qe,c=qe,cqm,c=125.300.0478=5.989Kw。 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,t=60.5;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 /=7;压缩机的转速 n=1800r/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,t=349.63KpaPc,t=1700KPa。 压缩机吸气压力 Pst=pe,t=349.63KPa.压缩机的排气压力 Pd,t=Pc,t =1700KPa。 (3) 根据 ts,t和 Ps， t， 查表有压缩机测试工况下吸气比焓 hst=402.0KJ/Kg， 吸气比体 积st=0.05881m 3/Kg，吸气比熵 S s,t=1.724KJ/(KgK)。 (4) 根据膨胀阀前制冷剂液体温度 t4=tc,t-tsc,t=60.5， 查表得膨胀 阀前制冷剂 液体比焓 h4=288.72KJ/Kg。 兰州工业学院毕业设计（论文） 16 (5) 测试工况压缩机的单位质量制冷量： qe.t=hs.t-h4=402.0-288.72=113.28KJ/Kg。 (6) 测试工况压缩机单位体积制冷量 qv,t 为： qv,t=qc，t/st=113.28/0.05881=1926.20KJ/m 3。 (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：t=c。于是所选压缩机在测试工况下所需制冷量是： Qe,t=Qe,c(t/c)(qv,t/qv,c)=5.99111926.20/2096.72=5.502Kw。 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=5.502/113.28=0.04857Kg/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,s=434.08KJ/Kg，制 冷剂温度 td,s=66.25。 (2)测试工况下压缩机单位等比熵压缩功 Wts,t为： Wts,t=hd,shs,t=434.08402.0=32.08KJ/Kg。 (3)测试工况下压缩机的理论等比熵功率 Pts,t为： Pts,t=Wts,tqm,t=32.080.04857=1.5581Kw。 (4)测试工况压缩机指示效率i,t为： i,t=Te,t/Tc,t+bte,t=(5+273.15)/(60.5+273.15)+0.0025=0.844。 (5)测试工况压缩机指示功率 Pi,t 为：Pi,t=Pts,t/i,t=1.5581/0.844=1.8461Kw。 (6)测试工况下压缩机摩擦功率 Pm,t为 Pm,t=1.3089D 2SinP m10 -5=1.3089(25.410-3)2 28.110 -37 18000.5010 510-5=0.1495Kw。 (7)测试工况下，压缩机所需轴功率 Pe,t为： Pe,t=Pi,t+Pm,t=1.9600+0.1495=2.1095KW。 兰州工业学院毕业设计（论文） 17 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=5.520Kw，qm,t=0.04857Kg/s 时，压缩机气缸工作容积大约在 95.20cm 3 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 Vth=99.8cm 3/r；制冷量可达 Q et=5.7711KW5.502KW；质量输气量 qmr,t=0.050866Kg/s0.04857Kg/s；压缩机的轴功率 Pe,t=1.8062.1095KW。 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 cm 3/r 缸数缸径 mm行程 mm 最 高 转 速 r/min 制冷剂润滑油功耗 W 99.8725.428.16500R134a AAI 125cm 3 42 2.1.62.1.6空调蒸发器的设计计算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 te=5， 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 19.5， 风量 500m 3/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 te=5，过热度为 5，可知蒸发器出口制 冷剂温度为 tr2=10。 根据进出口参数查 R134a 的热力性质表，得 hr2=405.97kJ/kghr1=280.67kJ/kg. 兰州工业学院毕业设计（论文） 18 制冷剂循环量 ：skgskg hh Q rr e mr /0435. 0/ 67.28097.405 446. 5 q 12 (1)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 wT=65mm，高 hT=3.0mm，铝板厚T=0.5mm，边缘宽 3.4mm， 内部隔板宽 3.7mm，由此可计算出内部流道尺寸 hH、wH分别为： mmmmww mmmmhh TH TTH 5 .54)7 . 34 . 3265(7 . 34 . 32 0 . 2)5 . 020 . 3(2 翅片：宽度 wF=65mm，高度 hF=7.9mm，厚度F=0.1mm，间距 pF=1.8mm； 百叶窗间距 pL=1.1mm，百叶窗长度 lL=6.8mm，百叶窗角度L=37. 1) 每米散热板长内表面积Ar为： )/(10113)/(10)5 .542(2)(2Ar 2323 mmmmwh HH 2) 每米散热板长迎风面积 Aface为： )/(1010.9/m)(m10)9 . 73(hhA 2-32-3 FTface mm 每米散热板长翅片表面积 Af，a为： )/(10555.705/m)(m 0.0011.8 1 1065109 . 72A 23-23-3- af mm ， 3) 每米散热器长总外表面积 Aa为： )/(10555.706)/(10555.70510136A 2-32-3-3 , mmmmAA afaba 4) 肋通系数a ： 822.64 0109. 0 10555.706A a -3 a face A 5) 百叶窗高度 hL为： )(1045.144)(101 . 15 . 0tanp5 . 0h -3-3 LLL mmmm 6)散热板内孔水力直径Dh，r为： 兰州工业学院毕业设计（论文） 19 )(7265. 3)( 2 5 .54 22 2 5 .54 24 ) 2 (2 2 h4 , mmmm w h w D H H H H rh 7) 翅片通道水力直径 Dh，a为： )(792. 2)( ) 1 . 09 . 7() 1 . 08 . 1 ( ) 1 . 09 . 7() 1 . 08 . 1 (2 )()( )(2 D , mmmm hp hp FFFF FFFF ah 8) 干工况下空气侧表面传热系数计算，选取迎面风速a=3m/s，根 据已知条件求最小截面处风速a，max为 skg skg hhp hhp FFFLF TFF a /87. 5 / 10) 1 . 09 . 7() 1 . 0414455. 08 . 1 ( 10)39 . 7(108 . 1 3 10)( 10)(10 6 33 6 33 max, a 按空气进出口温度的平均值Cta 20,查取空气的密度=1.205kg/s、 动力粘度=18.110 -6kg/(ms)、热导率=2.5910-2W/(mK)、普朗 特数 Pr=0.703 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。 430 101 .18 101 . 187. 5205. 1 R 6 3 max, La ea pv 226. 01 . 133. 042. 0 26. 0 1 . 1 33042. 0 pL 102.116987.9) 7.9 8 . 6 (414455. 0430249. 0 )(e249. 0 F F L h h l hRj 8.092703. 04302116980 . 0PrRe 3/13/1 a jNu )/(524.190)m/( 101 . 1 1059. 2092. 8 22 3 2 KmWKW P Nu L a 10) 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 500m 3/h 根据蒸发器换热量可求得出风空气的比焓 h a2=23.06kJ/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 兰州工业学院毕业设计（论文） 20 ta2=11.2，湿球温度 7.2，同时已知蒸发器进风温度为干球温度 ta1=27，湿球温度 19.5，比焓 ha1=55.6kJ/kg(干空气)。 求出析湿系数为 0286. 2 )5 .1227(015252. 1 6.0236 .55 )( 21, 21 aaap aa ttc hh 于是，湿工况下空气侧表面传热系数eq，a为 eq，a=a=2.0286190.524=386.5W/(m 2K) 11) 初估迎风面积和总传热面积 1)计算干空气质量流量 qm，a skg hh Q q aa e am /167. 0 6.0236 .55 446. 5 21 , 2)计算迎风面积 Aface,o 232, , 10196.46 3205. 1 167. 0 mm q A a am oface 3)计算以外表面为基准的总传热面积 Ao Ao=aAface,o=64.8820.046196=2.994m 2 4)计算散热板长度 T l。一共 22 块散热板，分两个流程，每个流程 11 块散热板， 则mmm hh A l FT oface T 193. 0 22)0079. 0003. 0( 10196.46 22)( 3 , 取 T l=0.20m (6) 计算制冷剂侧表面传热系数由 te=5， 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l=1276.95kg/m 3 液态制冷剂的动力粘度l=270.310 -6kg/(ms) 液态制冷剂的普朗特数0115. 4P l l l a r 气态制冷剂的密度 3 /109.17 05845. 0 1 mkg v 气态制冷剂的动力粘度v=11.1810 -6kg/(ms) 气态制冷剂的热导率v=12.210 -3W/(mK) 兰州工业学院毕业设计（论文） 21 目前已知制冷剂进口干度为 0.38，出口过热，因此平均干度 69. 0 2 138. 0 m 由此，可计算其余参数的平均值，动力粘度core的平均值为 )/(10907.15 )/() 103 .270 69. 01 1018.11 69. 0 () 1 ( 6 1 66 1 smkg smkg l m v m core 每一散热板制冷剂质量流量 qmr,eq /为 skgskg qmr eq /109545. 3/ 11 0435. 0 11 q 3 ,mr 散热板内孔的制冷剂质量流量 qmr,A 为 )/(8.5362)/( )107265.3( 4 0039545.0 4 q 22 23 2 , A,mr smkgsmkg D q rh eqmr ， 雷诺数 Recore为 84941)/( 10907.15 107265. 38.5362 R 2 6 3 , smkg Dq e core rhAmr core ， 干度54083. 08494162749. 0Re62749. 0 83. 0 83. 0 coredo 由上面的计算可以看到，制冷剂干度从 0.380.540831 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=0.47，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 F(Xtt)分别 为 93. 5 ) 3 .270 18.11 () 109.17 95.1276 () 47. 0 47. 01 ()()() 1 ( 2 3 . 0 5 . 0 2 3 . 0 1 2 5 . 0 2 1 n l v v l n tt X 0239. 1) 93. 5 30. 2 1 () 30. 2 1 ()( 374. 0 2 374. 0 2 tt tt X XF 兰州工业学院毕业设计（论文） 22 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 )/(9.48320 1351)47. 01 (8.5362 103 .270 107265. 3)47. 01 (8.5362 341. 0 )1 ( )1 ( 2 3 . 0 6 3 , , KmW Cq Dq A plAmr n l rhAmr l 制冷剂两相流的表面传热系数 r 为 )/(128520256. 10115. 49.48320)(Pr 2296. 0 296. 0 KmWXF ttllr 2)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 v 分别为 120854 1018.11 107625. 38.5362 Re 6 3 , ,q v rhAmr re Dq Prv=0.84712 6.99254718 . 012085428. 0PrRe28. 0 4 . 065. 04 . 065. 0 Nu )/(1725)m/( 107265. 3 102 .129.9526 22 3 3 , KmWKW D Nu rh v v 3)干燥点之后的两相区取 =0.79， 则把 =0.54083 代入干燥点之前 的两相换热公式，计算得K)W/(m11787 2 do ，于是 r 为 )/(7765 )172511787() 54083. 01 54083. 09.70 (11725 )() 1 (1 2 5 . 1 5 . 1 KmW vdo do do vr )/(.46970%2012852%301725%507765 2 KmW r )K/(.2264 )K/( .5386 1 0003. 0 113. 0 706555. 0 .46970