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毕业设计论文
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汽车空调器的设计,毕业设计论文
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青岛理工大学 毕业设计说明书 院 (系 ) : 环境与市政学院 专 业 : 热能与动力工程 学生姓名 : 邢 启 祥 学 号 : 200605367 设计题目 ： 汽车空调器的设计 起迄日期 : 2009 年 3 月 1 日 - 6 月 15 日 设计地点 : 1 号实验楼 601 教室 指导教师 : 李 绪 泉 教研室主任 : 周 恩 泽 nts1 目录 第一章 绪论 1.1 引言 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 1 1.2 汽车空调器的发展历史与现况 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 2 1.3 课题的提出及主要研究方法 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3 第二章 毕业设计任务书 2.1 本毕业设计课题的目的和要求 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 2.2 本毕业设计课题的技术要求与数据 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 2.3 本毕业设计课题成果的要求 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第三章 汽车空调系统冷负荷的计算 3.1 工况条件确定 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3.2 空调冷负荷计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3.3 空调冷负荷的确定 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第四章 汽车空调压缩机的选型计算 4.1 确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度 _ _ _ _ _ 4.2 计算额定空调工况制冷系统所需制冷量 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 4.3 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 _ _ 4.4 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 _ _ 4.5 测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量 qm,t为 _ _ _ _ _ _ _ _ 4.6 确定测试工况下压缩机所需轴功率 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 4.7 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 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第五章 汽车空调冷凝器的 设计 计算 5.1 冷凝器的设计 负荷 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 5.2 冷凝器的设计计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ nts2 第六章 汽车空调蒸发器的 设计 计算 第七章 空调系统其他零部件的设计选配 7.1 热力膨胀阀 的设计 选型计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 7.2 贮液干燥剂的设计选型 计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 参考文献 nts3 第一章 绪论 1.1 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。 1.2 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 1-2倍左右。 1.3 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空调系统方面的知识，所以综合考虑后便定下来这个课题。 该课题的主要研究方法是通过对所学知识的归纳总结，依据设计规范一nts4 一对空调系统的各方面进行设计选型计算，并最终绘出各系统器件及系统原理图。 第二章 毕业设计任务书 2.1 本 毕业设计 课题的目的和要求 通过毕业设计，把所学基础理论和专业知识进行综合，使学生进一步加深对专业知识的理解，并把所学专业知识运用到实践中去，进一步 比较全面的锻 炼，提高分析、解决实际问题的能力。同时 培养学生的创新意识，并为企业设计汽车空调器提供详细的设计计算书。通过汽车空调系统的设计，学生应掌握汽车设计空调系统的整个程序，为今后走上工作岗位，从事产品的研究、开发打下基础。 2.2 本毕业设计课题的技术要求与数据 目前绝大部分汽车空调系统仍为蒸汽压缩式制冷。其主要由压缩机、冷凝器、膨胀阀和蒸发器四大部件组成，并通过管路及其他辅助附件连接 起来形成一个封闭的循环系统。其中膨胀阀和蒸发器一般组装在一起，形成一个蒸发器总成。 要求每个学生单独设计一台汽车空调器，其技术参数为： 层叠 式 蒸发器 ： 空气干球温度 27 ，空气湿球温度 19.5 ，膨胀阀进口表压 1700kPa，膨胀阀进口过冷度 5 ，蒸发器出口压力 349.63kPa，蒸发器出口过热度为 5 ，蒸发器风量为 500m3/h。 平行流冷凝器：空气干球温度 35 ，制冷剂入口压力为 1700kPa,制冷剂入口的过热度为 25 ，制冷剂出口的过冷度为 5 ，迎面风速 4.5m/s，或风量为 2000m3/h。 制冷机剂采用 R314a； 车体各维护结构参数如下： 顶圈 车侧 车底 1-钢板 1=0.8mm 1-钢板 1=0.8mm,2-空气层 2=70mm 1-聚乙烯地板 1=2.5mm 2-聚氨脂 2=3mm 3-钢板 3=0.8mm,4-纸板 4=2.5mm 2-聚乙烯泡沫 2=3mm 3-聚乙烯泡沫 3=3mm 5-聚氨脂 5=3mm,6-聚乙烯泡沫 6= 3-钢板 3=0.8mm 4-浅灰色毛绒 4=2mm 2.5mm,7-浅色人造革 7=0.5mm 汽车空调系统示意图如下： nts5 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 2.3 本毕业设计课题成果的要求 毕业设计计算说明书不少于 1 万字。采用计算机绘图 7 张，其中包括冷凝器、蒸发器设计图各 2 张 (包括剖面图 )，压缩机连接图 1张，膨胀阀、储液器等配件连接图 1张，产品部件、材料明细表 1 张。制冷原理图。 nts6 第三章 汽车空调系统冷负荷的计算 3.1 工况条件确定 ： 夏季室外空气计算温度 t0=35 ，车厢内温度 ti=27 ，轿车正常行驶速度为Wc=40Km/h，压缩机正常转速 n=1800r/min。 3.2 空调冷负荷计算 3.2.1 太阳辐射及太阳照射的得热量 QT QT=k.(tm-ti).F (W) 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/(m2.k)。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， ， t0=35 。 ti 车厢内温度， ， ti=27 。 tm 日照表面的综合温度 , 。 tm=I/(+k)+t0 式中： I 太阳辐射强度， W/m2 I=IS+IC IG 太阳直射辐射强度， W/m2， IS=1.163 853=992W/m2。 IS 太阳散射强度， W/m2， IG=1.163 140=162.82W/m2。 表面吸收系数，深色车体取 =0.9，浅色车体取 =0.4。本计算取 =0.4。 室外空气与日照表面的对流换热系数 , W/(m2.k)。 =1.163(4+12Wc1/2) W/(m2.k) 其中 : Wc 是汽车行驶速度，本计算采用 Wc=40km/h。 =1.163.(4+12 11.11/2)=51.15 W/(m2.k) F 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 =2.35092m2 车顶传热系数 由公式 K= Ri+ Rw+Rn=1 -1计算得 ： K 车顶 =1.942 W/(m2.k) I=IG+IS=992+162.82=1154.82 W/m2 tm=0.4 1154.82/(51.15+1.942)+35=43.7 QT1=1.942 (43.7-27) 2.35092 =76.24W (2)通过车侧面的传热量 QT2 车侧面的面积 ： F 侧面 =3.7341m2 车侧面的传热系数： K 侧面 =2.074 W/(m2.k) I=(IS+IG)/2=(992+162.82)/2=577.41 W/m2 tm=0.4 577.41/(51.15+2.074)+35=39.34 nts7 QT2=2.074 (39.34-27) 3.7341=95.57W (3)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 2 3 ,本计算取 t03=35+3=38 车地板的面积： F 地板 =5.2552m2 地板的传热系数： K 地板 =2.34 W/(m2.k) QT3=KF(t03-ti)=2.34 5.2552 (38-27)=135.27W 通过车身壁面的传热量 QT为： QT=QT1+QT2+QT3=76.24+95.57+135.27=307.08W 3.2.2 玻璃窗渗入的热量 QB QB=A.K (tb-ti)+C.A.qb. (W) 式中： A 玻璃窗面积， m2。 A=4.043431m2 K 玻璃的传热系数， K=6.2w/(m2.k)。 tb 玻璃的温度，取车室外温度。 tb=35 。 ti 车厢内的温度， tI=27 。 C 玻璃窗的遮阳系数 ,C=0.6。 非单层玻璃校正系数， =1。 qb 通过单层玻璃的太阳辐射强度， qb= G.IG+ S.IS W/m2 式中： G 透过窗玻璃的太阳直射透射率， G=0.84。 S 透过窗玻璃的太阳散射透射率， S=0.08。 qb= G.IG+ S.IS=0.84 992+0.08 162.82=846.31W/m2 QB=A.K (tb-ti)+C.A.qb =4.043431 6.2 (35-27)+0.6 4.043431 846.31 1 =2253.75W 3.2.3 室外空气带入的热量 QA (1)新风量负荷 QX QX=l0.n. .(h0-hi) 式中： n 乘员人数， n=7。 l0 每人每小时所需要的新鲜空气量， l0=20m3/h。 空气的密度， =1.146Kg/m3。 h0 室外空气的焓， h0=95.3KJ/Kg。 hi 室内空气的焓， hi=55.5KJ/Kg。 QX=7 20/3600 1.146 (95.3-55.5)=1.774Kw (2)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。 3.2.4 发动机室传入车室内的热量 QE QE=KE.FE.(tE-ti) 式中 : KE 传热系数， KE =2.074w/(m2.k)。 FE 发动机室散热与车室内壁面可传热的壁面积， m2。 FE=0.983856m2。 tE 发动机室的温度，一般比室外空气温度高 20 ，取 tE=55 QE= KE.FE.(tE-ti)=2.074 0.983856 (55-27)=57.13W 3.2.5 人体散发的热量 QP nts8 QP=Qs+n.n0.q (w) 式中： n 乘员人数 , n=4。 n0 群集系数，取 0.89 q 人体所散发的热量，司机人体散热量 q=175W，乘员人体散热量 q=116W QP=1 175+6 0.89 116=794.44W 3.2.6 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 Qm Qm=1000 (1- )Wm T2/24 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： Qg=QT+QB+QA+QE+QP+Qm =307.08+2253.75+1774+57.13+794.44+0 =5186.4W 3.3 空调冷负荷的确定 为了安全起见，取修正系数 K=1.05，从而实际冷负荷为： Qs=k.Qg=1.05 5186.4=5445.72W 故可取机组制冷量为 5446W。 nts9 第 四 章 汽车空调压缩机的选型计算 4.1 确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度 (1) 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 ： Pd=1700Kpa PS= 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=0.05976m3/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=435.58 KJ/Kg。 (4) 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)+0.002 5=0.844 (5) 额定工况下，压缩机的排气比焓为： hd=hs+(hd,s hs)/ i=405.97+(435.58 405.97)/0.844=441.05 KJ/Kg (6) 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 。 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,=tc tsc=60.5 5 =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 h5,=h4,=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=h1 h5,=405.97 280.67=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=1.1Q s=1.1 5446W=5991W 4.3 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： 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=hs h5/=405.97 280.67=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/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 nts10 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,cq m,c=125.300.0 478=5.989Kw。 4.4 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=402.0 KJ/Kg，吸气 比体 积 st=0.05881m3/Kg， 吸气比熵 Ss,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。 (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=113.28 KJ/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/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： 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)=5.991 11 926.20/2096.72=5.502Kw。 4.5 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。 4.6 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=434.08 KJ/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,s hs,t=434.08 402.0=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=32.080.0 4857=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=0.84 4。 (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=1.3089D2SinP m10 -5=1.3089( 25.410 -3)2 28.110-3 7 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。 nts11 4.7 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=5.520Kw， qm,t=0.04857Kg/s 时，压缩机气缸工作容积大约在 95.20cm3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=99.8cm3/r；制冷量可达Qet=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cm3/r 缸数 缸径 mm 行程 mm 最高转速 r/min 制冷剂 润滑油 功耗 W 99.8 7 25.4 28.1 6500 R134a AAI 125cm3 42 nts12 第 五 章 汽车空调冷凝器的 设计 计算 5.1 冷凝器的设计 负荷 冷凝器热负荷 Qc Qc=mQe 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 m=1.2 左右，因为汽车空调上的冷凝器工 作条恶劣，通常选用 m=1.4 左右为宜。在此选用 m=1.4. Qc=1.4 5446=7624W 5.2 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 Qc=7624W，冷凝液有 5过冷，已知压缩机在 te=5 ， tc=60.5 时，排气温度 td=85.5 ，空气进风温度tal=35 。 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 tc=60.5 和排气温度 td=85.5 ，以及冷凝液有 5过冷，查 R134a 热力性质表，可得排气比焓 hd=458.44KJ/Kg，过冷液体比焓h4/=280.67KJ/Kg,于是制冷剂的质量流量 qm,r 为 qm,r= sKgsKghh d /102887.4/1067.28044.4587624Q 23,4C/ 取进出口空气温差 ta2-ta1=12 ，则空气的体积流量 qv， a为 smsmttC Q aaapa cav /5556.0/12100076.11378.1 7624q 33312, (2)结构初步规划 nts13 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 wf=16mm，翅片高度 hF=8.1mm，翅片厚度 F=0.135mm，翅片间距 pF=1.4mm，百叶窗间距 pL=1.1mm，百叶窗长度 lL=6.5mm，百叶窗角度 L=27 ；多孔扁管分六个 内 孔，每个内孔高度为 1.2mm，宽度为 2mm，扁管外壁面高度为 2mm，宽度 wT=16mm，分三个流程，扁管数目依次为 10， 6， 4。 取 迎面风速为 va=4.5m/s。 1) 每米管长扁管内表面积 Ar为 Ar=2 (1.2+2) 10-3 6=m2/m=3.84 10-2m2/m 2) 每米管长扁管外表面积 Ab， a为 Ab,a=2 (16+2) 10-3m2/m=3.6 10-2m2/m 3) 每米管长翅片表面积 Aa,f为 Af,a=2 8.1 10-3 16 10-3 1/(1.4 0.001)m2/m=0.185m2/m 4) 每米管长总外表面积 Aa为 Aa=Ab,a+Af,a=3.6 10-2+0.185=0.221m2/m 5) 百叶窗高度 hL为 hL=0.5 PL tan L=(0.5 1.1 tan27 )mm=0.2802mm 6) 扁管内孔水力直径 Dh,r为 mmmmP cD rh 5.122.12 22.14A4, 7) 翅片通道水力直径 Dh,a为 mmmmhp hpFFFFFFFFah 1 8 3.2)1 3 5.01.8()1 3 5.04.1( )1 3 5.01.8()1 3 5.04.1(2)()( )(2D , (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 smsmva /1 1 2.8/)1 3 5.01.8()1 3 5.02 8 0 2.04.1()21.8(4.15.4m a x, 按空气进出口温度的平均值 412/)4735(2/)(21 aa ttat，查取空气的密度 =1.1025kg/m3,动力粘度 =19.2 10-6Kg/(m.s),热导率 =2.78 10-2W/(m.k),nts14 普朗特常数 Pr=0.699，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 a： 5 1 2102.19 101.11 1 2.81 0 2 5.1R 6 3m a x, Laea pv 226.01.133.042.026.01.133.042.010611.11.8)1.8 5.6(2802.0512249.0)(e249.0 FFLpL hhlhRj 319.7699.05120 1 6 1 1.0PrRe 3/13/1 ajNu )/(185)m/(101.1 1078.2319.7 223 2 KmWKWPNuLa (4)制冷剂侧表面传热系数 r 根据 tc=60.5 ，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： =1049.7kg/m3; 气态制冷剂的密度： v=88.44kg/m3; 液态制冷剂的动力粘度系数： l=137.7 10-6kg/(m s) 液态制冷剂的热导率： l=65.6 10-3W/(m k) 液态制冷剂的普朗特数： 3325.3100385.0101283.0P66r lll a 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 =0.5，于是当量制冷剂质量流量 qmr,eq为 skgqq Amrvleqmr /0 4 0 1 1 2 7.0473.88725.1 0 4 95.0)5.01()1( 5.0,5.0, =0.1088Kg/s1） 第一流程的参数计算 单一内孔当量制冷剂质量流量 eqmrq ,为 nts15 18.8943325.3167670265.0PrRe0265.016767107.1375.11072.2444Re/1072.2401088.0104333.08.0333.08.0,63,2,3,lreqlrheqmrlrhrheqmrreqeqmreqmrNuDqDDqskgqq制冷剂侧表面传热系数 r为 )/(4147105.1106.6518.894 233,kmWDNurhlr 2） 第二流程的参数计算，其计算方法与第一流程一样 当量制冷剂质量流量 eqmrq ,为 skgqq eqmreqmr /1053.54241088.064 3, 68.1423325.3279440265.0PrRe0265.027944107.1375.11053.54444Re333.08.0333.08.0,63,2,lreqlrheqmrlrhrheqmrreqNuDqDDq制冷剂侧表面传热系数 r为 )/(6240105.1106.6568.142 233,kmWDNurhlr 3） 用同样的方法可获得第三流程的参数 当量制冷剂质量流量 eqmrq ,为 35.1973325.3419170265.0PrRe0265.041917107.1375.1108.6444Re/108.6161088.044333.08.0333.08.0,63,2,3,lreqlrheqmrlrhrheqmrreqeqmreqmrNuDqDDqskgqqnts16 制冷剂侧表面传热系数 r为 )/(8631105.1106.6535.197 233,kmWDNurhlr 4） 由于制冷剂侧三个流程的表面传热系数不一样，传热面积也不同，因此必须按面积百分比计算其平均值。平均表面传热系数r为 )/(5672)/(4610 4863166240104147 22r kmWkmW (5) 如果忽略管壁热阻及接触热阻，忽略制冷剂侧污垢热阻，取空气侧污垢热阻ra=0.0003m2 k/W,则传热系数 K 为 )/(8.148)/(18510003.00384.0221.0567211111K22rkmWkmWrAAaara 对数平均温差 tm为 CCttttacac 87.18475.60355.60ln12lnttt211a2am所以所需传热面积 (以外表面为基准 )A0为 220 7 1 5 2.287.188.1 4 8 7 6 2 4QcA mmtKm 所需扁管长度 L为 mmAALa6 1 4 3.020221.0 7 1 5 2.2180 取 L=0.62m. (6)校核空气流量，按迎风面积和迎面风速计算空气体积流量 qv， a为 ： qv， a= a(2+8.1) 10-3 20L=4.5 10.1 10-3 20 0.62=0.56358m3/s 与第一步按热平衡关系计算出的 0.5556 m3/s 的相对误差只有 1.4%，不再重算。 (7)计算空气侧阻力损失 223.02.089.037.072.023.02.089.037.072.0101886.51.81.1)1.85.6(2802.051247.5)(Re47.5 FLFLLpl hPhlhf则空气侧阻力损失 Pa为 nts17 PaPD fwp aaFa4.110112.81025.110183.2 016.0101886.544 2332m a x,aah ，最后根据空气阻力和风量选择风机。 第 六 章 汽车空调蒸发器的 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 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 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/kg hr1=280.67kJ/kg. 制冷剂循环量 ： skgskghhQrremr /0 4 3 5.0/67.2 8 097.4 0 5 4 4 6.5q12 (2) 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： mmmmwwmmmmhhTHTTH 5.54)7.34.3265(7.34.32 0.2)5.020.3(2 nts18 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： )/(101 1 3)/(10)5.542(2)(2Ar 2323 mmmmwh HH 2） 每米散热板长外表面积 Ab， a为： )/(101 3 6/ m )(m106 5 )(32)w(h2A 2-32-3TTab mm， 3） 每米散热板长迎风面积 Aface为： )/(101 0 . 9/ m )(m10)9.73(hhA 2-32-3FTf a c e mm 4） 每米散热板长翅片表面积 Af， a为： )/(10555.705/ m )(m0 . 0 0 11 . 8 11065109.72A 23-23-3-af mm， 5） 每米散热器长总外表面积 Aa为： )/(10555.706)/(10555.70510136A 2-32-3-3, mmmmAA afaba 6） 肋通系数 a ： 822.640109.0 10555.706Aa -3a fa c eA7） 百叶窗高度 hL为： )(1045.144)(101.15.0t a np5.0h -3-3LLL mmmm 8） 散热板内孔水力直径 Dh， r为 ： )(7265.3)(25.542225.5424)2(22h4, mmmmwhwDHHHHrh 9） 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)()( )(2D , mmmmhp hpFFFFFFFFah (3) 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 skgskghhphhpFFFLFTFFa/87.5/10)1.09.7()1.0414455.08.1(10)39.7(108.1310)(10)(10633633m a x,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 nts19 =18.1 10-6kg/(m s)、热导率 =2.59 10-2W/(m K)、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。 4 3 0101.18 101.187.52 0 5.1R 6 3m a x, Laea pv 226.01.133.042.026.01.133.042.0pL102 . 1 1 6 9 87 . 9)7 . 98.6(4 1 4 4 5 5.04 3 02 4 9.0)(e2 4 9.0 FFL hhlhRj8 . 0 9 27 0 3.04 3 02 1 1 6 9 80.0PrRe 3/13/1 ajNu )/(524.190)m/(101.1 1059.2092.8 223 2 KmWKWPNuLa (4) 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 ha2=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 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(0 1 5 25 2.16.0236.55)( 21, 21 aaapaa ttc hh 于是，湿工况下空气侧表面传热系数 eq， a为 eq， a= a=2.0286 190.524=386.5W/(m2 K) (5) 初估迎风面积和总传热面积 1)计算干空气质量流量 qm， a skghhQqaaeam /167.06.0236.55 446.521, 2)计算迎风面积 Aface,o 232, 10196.463205.1167.0 mmqAaamofa c e 3)计算以外表面为基准的总传热面积 Ao Ao=aAface,o=64.882 0.046196=2.994m2 4)计算散热板长度 Tl 。一共 22 块散热板，分两个流程，每个流程 11 块散热板， 则 mmmhhAlFTofa c eT 193.022)0079.0003.0(10196.4622)(3, 取 Tl =0.20m nts20 (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/m3 液态制冷剂的动力粘度 l=270.3 10-6kg/(m s) 液态制冷剂的普朗特数 0115.4P lll ar 气态制冷剂的密度 3/109.1705845.0 1 mkgv 气态制冷剂的动力粘度 v=11.18 10-6kg/(m s) 气态制冷剂的热导
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