汽车空调系统的节能研究.doc

目录第1章 引 言11.1. 背景及意义11.2. 国内外研究现状2第2章 汽车空调概述32.1. 汽车空调的作用32.2. 汽车空调的发展概况32.3. 汽车空调工作环境及要求42.4. 汽车空调系统的基本组成42.5. 汽车空调的类型52.6. 汽车空调的特点52.7. 汽车空调的发展方向6第3章 汽车空调系统设计73.1. 汽车空调系统设计参数确定73.2. 汽车空调热负荷计算83.3. 汽车空调压缩机选型103.4. 膨胀阀的选型123.5. 蒸发器的设计133.6. 冷凝器的设计19第4章 节能性分析224.1. 原有车辆空调系统参数的介绍224.2. 原非独立式空调系统特点234.3. 非独立式空调系统布置简图234.4. 目前设计的节能分析244.5. 从客观使用方面进行节能26第5章 总结与展望28致谢.29参考文献30 第1章 引 言 汽车空调的作用已是总所周知。汽车空调装置不再是豪华奢侈的象征，不仅轿车、客车上采用，货车、工程车上也纷纷安装空调装置。人们对空调的需求越来越迫切，对汽车空调质量要求也越来越高。 近几年来，国内公路的大量新建，尤其是高速公路的迅速发展，有力的带动了公路客运事业特别是高速客运事业的迅猛发展：同时，随着地球表面日益变暖和人民生活水平的提高，促进城市公交开始采用空调客车，这方面因素造成对客车空调器的需求增大。1由于客车车型基本上都是国内自行开发的，其空调系统需国内客车厂和空调器厂自行设计，配套。而且如今面临能源紧缺的危机，如何使汽车空调更加高效节能是各个生产厂商的急需解决的问题。随着汽车消费群体对汽车空调节能和环保的要求越来越高，传统汽车空调单一性的舒适性条件已无法满足人们对汽车空调保证原有舒适性的基础上节能和环保的要求，对现有汽车空调进行改进和改造迫在眉睫。 如今很多技术人员也在不断地对汽车空调如何节能做大量的研究实验，现在生活中人们除了在室内用空调较多外，出门开车也要求车内温度，风速等的舒适性，这一方面体现了社会生活水平的提高，另一方面又显现出节能的必要性，然而对于内燃机的节能，提高效率已然是很遥远的事情了，反而对于占发动机功率10%的汽车空调系统，有很大的效率提升空间。为了减少全球的温室效应，使汽车空调更加节能更加环保，是势在必行的事情。研究提高汽车空调节能和环保的性能的措施，以及如何满足汽车空调使用者对节能和环保的要求。目前汽车空调的节能和环保在国内外有很广阔的发展空间，对其的研究改进可带来巨大的经济效益。1.1. 背景及意义随着人们生活水平的提高，汽车的消费量也在与日俱增，人们在购买汽车的同时对汽车空调的能耗提出了更高的要求。空调作为汽车的重要部件，其能耗高低是影响汽车消费者选购及使用汽车的重要指标之一。目前的汽车空调大多都处在侧重于舒适性的设计阶段，而能耗大小在其次，这种设计方式不仅能耗没有降低而且其环保性也不高，满足不了当今消费者对汽车空调的要求。针对这一状况，本文从结构、使用、维护及技术等多方面阐述了汽车空调的节能措施，从而使汽车在保证车内舒适性的同时具有更好的经济性和环境友好性。随着汽车消费群体对汽车空调节能和环保的要求越来越高，传统汽车空调单一性的舒适性条件已无法满足人们对汽车空调保证原有舒适性的基础上节能和环保的要求，对现有汽车空调进行改进和改造迫在眉睫。提高汽车空调节能和环保的性能的措施，以及如何满足汽车空调使用者对节能和环保的要求。目前汽车空调的节能和环保在国内外有很广阔的发展空间，对其的研究改进可带来巨大的经济效益。1.2. 国内外研究现状 第二次世界大战后，汽车空调开始了实质性的发展，不仅数量上迅速发展，技术上也不断更新，人们越来越认识到汽车空调的好处。2汽车装有空调后，提高了乘坐舒适性。我国汽车空调起步较晚，从上世纪60年代初，才开始在红旗轿车上采用空调。近年来发展速度很快，国产轿车已80%装有空调。我国现有主要汽车空调生产厂家20多家，其中绝大部分是引进国外技术生产线和生产设备，还有些是中外合资企业，国内汽车空调技术的研究和开发与国外的差距正在逐渐缩小。从目前我国汽车空调生产情况来看，压缩机、蒸发器、冷凝器的国产化率并不高，大多数还是用的国外的产品或技术，这也是制约我国汽车空调向前发展的一大绊脚石。新型的R134a汽车空调装置正处在推广运用中。然而当全世界大张旗鼓运用R134a取代R12的技术转换工作时，由于环境保护问题越来越受到重视，人们又被R134a的温室效应所困扰，R134a与润滑油的相容性也不能令人满意，8R134a认为只是一种过渡性替代物，古老的CO2制冷剂将重新受到重视。第2章 汽车空调概述2.1. 汽车空调的作用 空调即空气调节，空气调节就是对一封闭空间内的空气温度，湿度，清新度等进行调节，使封闭空间的空气环境达到对人体最适宜的状态。而汽车空调就是用于汽车上的空调系统。汽车空调拥有制冷功能，通过对空气的冷却除湿使车内达到凉爽的舒适度。而取暖功能在冬天通过对车内空气的加热除湿，使车内达到温暖舒适的程度。当车内空气混浊的时候可以通过空气净化装置除去进入车内空气中的尘埃，异味，使车内空气变得清洁。还可以控制通风口的气流速度给人以舒适的享受。2.2. 汽车空调的发展概况汽车空调技术随着汽车的日益普及以及人们对汽车舒适性，安全性要求的提高而发展起来的。其发展过程大致为：单一取暖，单一制冷，冷暖一体，自动控制，微处理器控制五个阶段。1.单一取暖阶段1927年，在美国纽约市场上出现了第一台汽车空调装置，这种装置只能称之为“加热器”，只是在汽车车厢内增加了热量，能起到一定的保暖作用。目前在寒冷的北欧，亚洲的北部地区仍在使用这种单一取暖功能的空调系统。2.单一制冷阶段1939年美国首先在轿车上安装机械式制冷空调，为世界汽车空调市场开辟了发展之路。这种单一冷气装置只能在夏天使用，起降温作用。这种单一制冷的空调系统目前仍在热带，亚热带地区使用。3.冷暖一体化阶段1954年，第一台冷暖一体化整体式汽车空调设备在美国Nash牌小客车上出现。汽车空调才开始具有调控车内温度和湿度的功能。目前这种空调系统已得到广泛使用。4.自动控制阶段人工控制冷暖一体化的空调系统增加了驾驶员的操作量，且不易实现最佳的调节效果。因此人们就开始着手研究自动控制的汽车空调。1964年，第一台自动控温的汽车空调在美国通用汽车公司凯迪拉克豪华轿车中出现。这种空调系统可以预先设置温度，空调能自动地工作，将车内的温度控制在设定的范围内。5. 微处理器控制阶段1973年美国和日本联合研究由微处理器控制的汽车空调系统，并在1977年用于轿车上。相比于模拟控制的自动空调系统，微处理器控制的系统其功能提高了，并实现了空调运行与汽车运行的相关统一。从而提高了汽车的整体性能和乘坐舒适性。2.3. 汽车空调工作环境及要求汽车空调工作环境与室内空调有很大的区别，因而对其有特殊的要求。4其特殊性有一下几方面：（1）承受频繁的振动及冲击，因此汽车空调要求零部件有足够的强度和抗振能力，要求系统管路连接牢固，防泄漏能力强。（2）空调的热负荷大，要求汽车空调制冷量大，降温药讯速。（3）需要汽车发动机承担空调动力源，独立式汽车空调除外。要求汽车空调效率要高，空调设备的大小选择和控制要合理既能满足制冷的需要又不会影响汽车的正常行驶。（4）汽车结构空间有限，所以要求汽车空调结构紧凑，各部件的体积要小，重量轻。2.4. 汽车空调系统的基本组成现代汽车基本已采用冷暖一体化的自动空调系统，这类自动空调系统由制冷系统、采暖系统、通风和空气温度调节系统、空气净化装置以及电子控制系统五个部分组成。1. 制冷系统压缩机通过做功将车内的热量搬到空气中，制冷系统工作时通过制冷剂气态与液态的相互转换，进行吸热与放热的热循环过程，从而降低了车内空气的温度。2. 采暖系统 冬季空调系统利用发动机冷却水箱的余热、废弃余热或者利用燃烧器燃烧热，通过加热器加热空气，再通过风机进入车内，使车内温度升高。3.通风和空气温度调节系统在车内空气混浊，不流通时，通风系统可通过鼓风机、进风口风门、风道，将车外的新鲜空气引入车内，达到换气目的；空气温度调节则是通过相应的控制开关控制进入的风量，并将冷风、热风、新鲜空气合理地混合，达到驾驶员设定的适宜的气流送入车内。4. 空气净化装置 当车内空气有大量尘埃、异味或其他有害气体时，可以通过空气净化装置使车内空气变得清新。 5.自动控制系统 控制系统由各种传感器、控制器及执行器组成，通过这些原器件来控制压缩机转速，节流阀开口大小，风速等，来实现车内温度风速的适宜性。2.5. 汽车空调的类型 不同通途，不同类型的汽车都有相应的空调系统，所以现代汽车空调有很多种结构类型。其大致有以下几种。1.按空调的功能分：有单独功能的空调系统，要么只有制冷，要么只有取暖。其系统是各自独立工作的相互之间互不干涉。这类空调多用于大型客车和载货汽车上。还有就是冷暖一体化的空调系统，制冷、取暖、通风都用一个风机一个风道，可在控制面板上对它进行控制。这类空调多用于轿车上。2.按压缩机的驱动方式分：有独立式空调，该空调系统压缩机有专门的发动机来驱动，不和汽车共用发动机。制冷量也非常大，工作稳定，成本高。但此类空调质量大，多用于大型豪华大巴上。还有就是非独立式空调，此类空调的压缩机与汽车共用发动机驱动力。因此它的结构紧凑，但其制冷性能受汽车发动机工作的影响，工作稳定性较差。多用于小型客车和轿车。3.按开空调系统的调节方式分：有手动调节的空调系统，此类空调要由驾驶员通过控制面板上的功能键完成对车内温度、风速、风向的调节。目前这类空调还用于大多数汽车上。另一类就是自动控制空调系统，它由电子控制器根据相关传感器的电信号，自动对车内温度、风速、风向进行调节。可以实现全面的、全方位的最佳的调节。而却自动控制空调系统又分模拟控制和微机控制两种，现代汽车越来越多地采用微机控制的自动空调系统。2.6. 汽车空调的特点汽车是使用于道路运输用的，所以汽车常年置于太阳，风雪之中，隔热措施也是有限的；汽车行驶时还有大量风进入车内，造成车内热负荷增大；汽车行驶速度也是变化无常的，很难保证空调系统的稳定运行。因此汽车空调比室内空调工作环境恶劣得多。其具体的工作特点有如下几点：1. 在夏季时，由于汽车内部空间较小，一直受阳光照射，并且还受地面的辐射热，发动机辐射热和人体的散热。因此汽车空调的热负荷是非常大的。2. 汽车空调的制冷压缩机是不能用电力做动力的，它是靠发动力来驱动的，因此在汽车行驶路况不同的情况下，压缩机转速等会受一定影响。汽车行驶速度快，制冷量就大；低速时制冷量就小，特别是轿车空调。同时对汽车的加速性能等也造成相关影响。3. 由于汽车是“移动的房间”所以空间紧凑，空调装置布置起来比较困难，因此各种汽车空调部件的通用性较差。4. 汽车内乘员所占空间比较大，加上座椅等的高低不同的布置，直接影响了车内风速和温度的分布均匀性。从而一定程度上影响了人的舒适性。5. 大多数汽车的冷凝器都位于发动机水箱前，因此受水箱辐射热的影响，冷凝效果较差。导致冷凝压力偏高。6. 当汽车在颠簸不平的道路上行驶时，振动厉害，空调系统的连接管路接口处容易松动，从而产生制冷剂泄漏的现象。7. 汽车空调制冷系统中制冷剂的循环流量变化范围大，给设计带来一些困难。2.7. 汽车空调的发展方向 1.向全自动化方向发展，目前在汽车上使用的冷暖一体化空调手动控制还占多数，车内的温度，风速，风量等还得靠人的感觉来调节。这样很难达到最佳状态。随着人们对汽车舒适性要求的进一步提高和微机控制技术的进一步成熟，汽车空调自动控制技术会更加完善，其应用也将迅速普及。2.空调系统智能化，为提高汽车的舒适性和安全性，汽车空调在微机化控制的基础上，进一步向着智能化方向发展。除了能分析判断车内空气的温度、湿度、清新度等参数并自动将车内的空气调整到人体感觉最适宜的状态外，还能根据车内外的温差自动控制空调相关系统工作，以防止汽车玻璃窗上产生雾影响驾驶员视线。3.高效节能、小型轻量化，部件结构更加紧凑、效率更高、系统布局更合理，是汽车空调高效节能、小型轻量化的关键。在压缩机方面，目前大量采用的往复式压缩机将逐渐被制冷效率更高的涡旋式压缩机所取代。冷凝器发面，将采用换热效率更高的平流式，蒸发器采用层流式，散热翅片采用超级条缝片。在制冷管路方面，通过优化设计使管路更加合理。4.采用新空调技术，现在汽车空调基本上都是采用蒸汽式压缩，也可以研究通过其他制冷方式来设计汽车空调系统。如氧化物制冷、固体吸附制冷、吸收式制冷等汽车空调系统，充分利用发动机余热或冷却液的热量来驱动制冷系统，以达到节能的目的。第3章 汽车空调系统设计3.1. 汽车空调系统设计参数确定 车体总容积92m3，车的长10.7m，宽2.48m，高3.47m的大型空调客车。根据7月1日太阳辐射统计资料显示：气温为35，正午12时以40km/h的车速往正南方向行驶，车室内温度27。大约新风负荷占30%，车身围护结构传热占30%以上，人体热负荷超过20%，而太阳辐射及玻璃传热只占10%；因此若减少热负荷应以改善车身隔热为主。制冷工况：蒸发温度为tk=0，冷凝温度为te=63，过冷温度t4=57，吸气温度t1=10，环境温度t0=35,压缩机正常转速n=1800r/min。根据人体卫生要求，空气中二氧化碳含量不能超过0.1%，氧气含量控制在（1820.7）% 。为此，每人应有（2025）m3/h的新鲜空气量。考虑到一般车内连续停留时间不会太久，汽车制冷机容量不可能太大，过多的新鲜空气将消耗过多的空调能量，因此计算时，汽车车内新鲜空气量的下限可定为11m3/h，或占全部通风量10% 。以上海市龙港快线B同类型的金龙客车KLQ6920E3为例，其具体参数见表1，外观见图1。表1 整车技术参数整车技术参数型号:KLQ6920E3外形尺寸 长宽高（mm）:10700 x 2480 x 3470最大总质量（kg）15000座位数45+1+1(23-49)底盘型号KLQ6113R最高车速（km/h）115最大爬坡度（）20制动距离（满载、30km/h）（m）10限定条件下燃料消耗量（L/100km） 发动机型号锡柴的道依茨7140CC）最大功率/转速KW(ps)/rpm162(240) / 2200最大扭矩/转速（N.m/rpm）950 / 1400-1600排量（ml）7140图1 车辆实物图3.2. 汽车空调热负荷计算 在汽车空调负荷计算中有两种理论计算方法10： 第一种：Q总=Q1+Q2+Q3+Q4+Q5+Q6+Q7+Q8 其中Q总汽车空调的总负荷 Q1通过车顶以及车侧壁传入车内的热量 Q2通过车体玻璃表面以对流方式进入车内的热量 Q3通过车体玻璃以辐射方式进入车内的热量 Q4通过地板以热传导进入车内的热量 Q5从发动机侧以热传导方式进入车内的热量 Q6空调机风机产生的热量 Q7车内驾驶员及乘客散发的热量 Q8通过新风漏热带进车内的热量虽然此方法计算得出的数据较准确，但由于运用的公式繁琐，使用数据较多，不方便计算所以采用下面一种方法计算大巴车的热负荷。龙港快线类的大巴车，属于长途客运性质，不同于城市公交车，它起动，停车次数少，开关门以及乘客上下车也很少。鉴于对该车型材料具体门窗面积等参数的资料缺乏，不能按上述方法进行计算，所以下面有第二种制冷量计算方法。此方法所得值比方法一计算值少许偏大，但比经验估算值要准确一点。它的制冷量计算公式： Q1=（A1N0.82+A2V0.1+A3S0.08）A4A5Q1客车空调所需制冷量A1乘员制冷因素值，具体见表2；N额定乘员人数；A2车内空间制冷因素值，6m以上车型为553W/m3V车内空间体积，m3；A3太阳辐射制冷因素值，6m以上车型为1190W/m2S车型所有门窗玻璃面积总和，；A4车型密封保温效果因素值，见表3；A5气候条件因素值，见表4。 表2 乘员制冷因素值乘员人数乘员制冷因素值（W/人）16306003137575384755048555155665500668048080以上450表3 车辆密封保温效果因素值车辆密封情况保温效果因素值玻璃钢车顶，填充厚度大于20mm的隔热材料，地板及侧围保温良好，玻璃窗车门密封良好1薄钢板外蒙皮，但车顶与侧围隔热采用整体发泡，厚度大于20mm，地板隔热良好，玻璃窗车门密封良好1薄钢板外蒙皮，填充厚度大于20mm的隔热材料，地板隔热一般，活动窗玻璃，车门密封一般1.03内外蒙皮间隔热层小于20mm，地板隔热较差，活动窗玻璃，车门密封一般1.08内外蒙皮无隔热层，密封情况差1.20 表4 气候条件因素值地理位置寒冷区0.94干热区1湿热区、极热区、常热区1.04 此车型可坐乘客45人，外加驾驶员和副驾驶2人。总人数N=47人；所以由表一取A1=550W/人；此大巴车全长10.7m所以取A2=553W/人，A3=1190W/人；车体总容积V=92m3 车体所有玻璃门窗面积 S有效=k.s，其中k=0.5，所以S有效=59；此车型外表材料为薄钢板外蒙皮，但车顶与侧围隔热采用整体发泡，厚度大于20mm，地板隔热良好，玻璃窗车门密封良好，所以取；上海属于湿热地区所以。对于客车的车内空间体积，可以按经验值估算，V有效=V.k，k=0.4，所以V有效=36.8m312将上述取值带入计算式二里面有：Q1=（A1N0.82+A2V有效0.1+A3S有效0.08）A4A5 =（550470.82+55336.80.1+1190590.08）11.04 =30kW3.3. 汽车空调压缩机选型3.3.1. 循环状态参数确定 由于上述计算值已经有所偏大，所以制冷量的值就不需要再进行修正。目前汽车空调或家用空调大部分还是用的R134a制冷剂，其部分热力性质如下表5，压焓图数值参考见图2。表5 R134a的热物理性质沸点（101.3kpa）-26.1临界温度101.1临界压力kpa4066.6液体密度kg/m³1188.1饱和蒸气压（25）kPa661.9汽化热/蒸发潜热（沸点下，1atm）kJ/kg216 图2 R134压焓图 根据大巴车空调工况，得出其压焓图如图3所示，各状态点的参数如表6所示 表6 各循环状态点参数状态号参数单位数值1t1v1h1m3/kgkJ/kg100.058163357.962t2h2kJ/kg94.3401.072st2sh2skJ/kg803894t4h4kJ/kg572565x50.370t0h0kJ/kg0351.495 图3循环状态点3.3.2. 循环热力计算4 单位制冷量q0=h0h4=95.495kJ/kg 制冷量Q1=30kW=3000036001000=108000kJ/h 制冷剂循环量G=Q1/q0=1130.9kg/h 取压缩机等熵效率 s=0.72，则：h2=h1+（h2s-h1）s=401.07kJ/kg 单位压缩功W1=h2-h1=43.11kJ/kg 压缩功N=GW1=48753.1W 取输气系数=0.7.从而压缩机排气量可得： Vh=1.67104（Q1v1q0n）=871.8cm3/r3.3.3. 压缩机选配根据排气量Vh=871.8cm3/r，可选比泽尔品牌的6NFC（Y)型压缩机，其理论排量由转速的不同在781.48cm3/r1616.6cm3/r，满足排量要求，压缩机理论制冷量在该题目要求工况下Q=32kWQ1=30kW。3.4. 膨胀阀的选型系统制冷量Q1=30kW，即30000/3300=9冷吨，所以可选用容量为10冷吨的膨胀阀。根据系统制冷量Q1=30000/1.163=25795.35kcal/h6000kcal/h，故选用外平衡式热力膨胀阀。可选用艾默生TCL-E10-HC-5FT型号的膨胀阀。 3.5. 蒸发器的设计3.5.1. 工况参数 进口空气状态参数：干球温度27，相对湿度51%。 出口空气状态参数：干球温度12，相对湿度90%。 当地大气压力PB=101.32kPa，蒸发温度0，要求制冷Q1=30kW。3.5.2. 几何参数选定 选200.35的内螺纹紫铜管，翅片厚度f=0.2mm的铝片，片距Sf=2.2mm，横向管中心距S1=35mm，排间距为S2=40mm，管子呈正三角形叉排，管排数为4，图4所示为翅片管结构示意图。其单排管子简图如图5。图4结构图图5管内部简图 根据以上条件进行结构尺寸计算： 翅片根部外径db=d0+2f=20.4mm 翅片管当量直径deq=4（S1-db）（Sf-f）2（S1-db+Sf-f） =4（35-20.4）（2.2-0.2）2（35-20.4+2.2-0.2） =3.518mm 管内径di=d0-2=19.3mm 管平均直径dm=（di+d0）/2=19.65mm 单位管长管子平均面积fm=dm=0.0617m2/m 单位管长管子内表面积fi=di=0.061m2/m 单位管长的翅片面积ff=2（S1S2-db2/4）Sf10-3 =2（3540-3.1420.424）2.210-3 =0.9757m2/m 单位管长管子外表面积fb=db（Sf-f）Sf10-3 = 3.1420.4（2.2-0.2）10-3 =0.1281m2/m 单位管长管子总外表面积ft=ff+fb=0.9757+0.1281=1.104m2/m 翅化系数=ft/fi=1.104/0.061=18.09 迎风面积比=Amin/Af=（Sf-f）（S1-db）S1Sf=0.3793.5.3. 求出空气在蒸发器内的状态变化过程 由给定的进出风参数查湿空气的焓-湿图得出：i1=60kJ/kg，i2=32.5kJ/kg，d1=12.3g/kg，d2=8.9g/kg。 在湿空气焓-湿图上连接空气进出口状态点1和2，并延长与饱和空气线交于W点，如图6所示的参数是iw=29.0kJ/kg，dw=7.51g/kg。 图6焓湿图 在蒸发器中的平均焓为：im=iw+（i1-i2）ln=41.6kJ/kg 在焓湿图上由过程线1-2与im=41.6kJ/kg线的交点得出：tm=17.5，dm=9.4g/kg。 由此可以得出析湿系数=1+2.46（dm-dw）（tm-tw）=1.623.5.4. 循环空气量计算 Gda=Q0（i1-i2）3600=3927.3kg/h 进口状态干空气比容v1=RaT1（1+0.0016d1）PB=0.872m3/kg 所以空气体积流量为：Va=Gdav1=3424.6m3/h3.5.5. 空气侧换热系数计算 1.空气侧干换热系数a0的计算：取迎面风速wf=2.5m/s，翅片沿气流方向长6cos300=0.1819m，当量直径deq3.518mm=0.0035m，最窄处风速wmax=SfS1wf（Sf-f）（S1-db）=2.2352.5(2.2-0.2)(35-20.4)=6.6m/s。由tf=（ta1+ta2）/2=20.3，从制冷工质热物理性质表和图可查得空气特性参数如下：空气运动粘度f=1.5710-6m2/s，空气导热系数f=2.5210-2W/m.K。所以L/deq=0.1819/0.0035=51.97 Ref=wmax.deq/f=6.60.00351.57106 =1.47103又 A=0.518-0.02315L/deq+0.000425（L/deq）2-310-6（L/deq）3=0.042 C=A（1.36-0.24Ref/1000）=0.042 n=0.45+0.0066L/deq=0.793 m=-0.28+0.08Ref/1000=-0.1624因为管路为正三角形叉排布置，则有0=1.1fCRefn（L/deq）m/deq=50.79W/m2.K2.凝露工况下的当量换热系数aj按正三角形排列的管簇L/B=1，因此得：=1.27(L/B-0.3)0.5=1.27(L/B-0.3)0.5S1/db =1.270.7-23520.4=1.823六角形翅片当量翅高为：h=db（-1）（1+0.35ln）/2 =20.4（1.823-1）（1+0.35ln1.823）21000 =0.01016翅片参数mw=（20./ff）-2 =46.5（铜管在20.3时，f=395W/m.K）凝露工况下翅片效率为： fw=th（mwh）/（mw.h） =th0.47244/0.47244 =0.932 j=0(fwff+fb)/(ff+fb) =1.73750.79(0.9320.9757+0.1281)(0.9757+0.1281) =82.92W/m2.K3.5.6. 管内R134a蒸发时换热系数的计算 R134a进入蒸发器时干度x1=0.37，出蒸发器时干度x2=1.0。在te=0时，查取B=1.185（B为与制冷剂种类和蒸发温度有关的常数），则R134a总流量为： Gr=Q0/r(x2-x1)=303600(197.5(1-0.37)=867.993kg/h式中r为0时R134a的气化潜热，单位为kJ/kg。估计内表面热流量qi=11000W/m2，由此取R134a质量流速g=110kg/m2.s，则R134a总流通截面为：A=Gr/g=867.9931103600=2.1910-3 m2每根管子的有效流通截面为：Ai=di2/4=2.92410-4m2故蒸发器的分路数为：Z=A/Ai=7.49取Z=8（为方便分路，所以Z取8），每一个分路R134a的流量为： Gd=Gr/3600Z=0.03014kg/s于是R134a在管内蒸发时的换热系数为： ai=BGd0.2.qi0.6di0.6 =1.1850.030140.2.qi0.60.01930.6=6.284qi0.63.5.7. 传热系数K0及传热温差m的计算 由于R134a与所用的PAG油互溶，所以可忽略管内侧污垢热阻，取管壁导热热阻和翅片与管壁接触热阻之和为4.810-3 m2.K/W，则有： K0=1/(ft/fi/ai)+rw+rs+(ft.rt/fm)+(1/aj) =1/(18.09/6.284qi0.6)+0.0048+1/82.92 =1/(2.879/qi0.6+0.01686)若不计R134a阻力对蒸发温度的影响，则传热温差为： m=（ta1-ta2)ln(ta1-te)/(ta2-te) =19.43.5.8. 单位热流量及蒸发器结构尺寸的确定 q0=K0 .m=19.4/(2.879/qi0.6+0.01686) 又qi=q0=18.09q0，所以有： qi=18.0919.4（2.879/qi0.6+0.01686) 通过求解可得：qi=11038.7W/m2，与原来假设的qi=11000W/m2基本相符，不需要再重新计算。q0=qi/=11038.718.09=610.21W/m2,由此可得所需换热面积为：Fi=Q0/qi=30000/11038.7=2.717m2，F0=Q0/q0=30000/610.21=49.16m2。通过上述计算可确定蒸发器尺寸：所需传热管长Lt=F0/ft=49.16/1.104=44.53m迎风面积Ff=Va/wf=3424.6/（2.53600）=0.3805m2取蒸发器长A=800mm，高B=480mm，则实际迎风面积Ff=0.80.48=0.384m2。已选管间距S1=35mm，故每排管子数nB=B/S1=14，即14列：长度方向管子nL=4共布置56根传热管，其总长Lt=0.856=44.8m，略大于Lt=44.53m，故满足设计要求。3.5.9. 制冷剂流动阻力及其对传热温差影响的计算R134a质量流速g=4Gd/（di2）=112.82kg/（m2.s），按设计值Fi=Lt.di=2.699m2，qi=Q0/Fi=30000/2.717=11041.6W/m2R134a在管内蒸发时阻力可计算如下： p0=5.98610-5l.(qi.g)0.91/di =5.98610-50.84(11041.6112.82)0.910.0193 =3.50kPaR134a在管内蒸发时蒸发温度降低值为： te=(te/p0)te-0 p0=0.0913.50=0.319所以实际传热温差为： m=(ta1-t01)-(ta2-t02)ln(ta1-t01)/(ta2-t02) =(27-0.319)-(12-0)ln(27-0.319)/(12-0) =18.37与步骤七中所用m=19.4较为接近，所以认为满足要求。3.5.10. 空气侧阻力计算在蒸发器中空气的平均参数：比容vm=RaTm(1+0.0016dm)/(1+0.001dm)/pB =287.4(273+17.5)(1+0.001619.65)101320(1+0.00119.65)=0.8335m3/kg 密度m=1/vm=1/0.8335=1.20kg/m3空气流过翅片管簇，在要求工况下的阻力为：pd=9.81A（L/deq）.（mwmax）1.7 =9.810.01130.18190.0035（1.26.6）1.7 =194.24Pa凝露工况下由于凝结水滞留在翅片表面形成薄层水膜，因而凝露工况下空气侧流动阻力增大，则有： pw=.pd=1.26194.24=244.74Pa上式中为凝露工况下阻力增加系数。3.6. 冷凝器3.6.1. 工况参数确定蒸发温度te=0，冷凝温度tk=63,排气温度t2=94，空气进口温度tai=35，采用比泽尔6NFC（Y)型压缩机，压缩机理论排气量84.4m3/h，GR=838kg/h。3.6.2. 几何参数确定 为方便蒸发器冷凝器的加工生产，这里选用几何尺寸尽量与蒸发器一致。选用200.35紫铜管，翅片厚度f=0.2mm的铝片，片距Sf=2.2mm，横向管中心距S1=35mm，排间距为S2=40mm，管簇顺排布置，管数nL=4（沿气流方向）。据此进行结构尺寸计算：翅片根部外径db=d0+2f=20.4mm。当量直径deq=4（S1-db）（Sf-f）2（S1-db+Sf-f） =4（35-20.4）（2.2-0.2）2（35-20.4+2.2-0.2） =3.518mm 管内径di=d0-2=19.3mm 管平均直径dm=（di+d0）/2=19.65mm 单位管长管子平均面积fm=dm=0.0617m2/m单位管长管子内表面积fi=di=0.061m2/m 单位管长的翅片面积ff=2（S1S2-db2/4）Sf10-3 =2（3540-3.1420.424）2.210-3 =0.9757m2/m 单位管长管子外表面积fb=db（Sf-f）Sf10-3 = 3.1420.4（2.2-0.2）10-3 =0.1281m2/m 单位管长管子总外表面积ft=ff+fb=0.9757+0.1281=1.104m2/m 翅化系数=ft/fi=1.104/0.061=18.09迎风面积比=Amin/Af=（Sf-f）（S1-db）S1Sf=0.3793.6.3. 确定冷凝器热负荷及空气流量取进出口空气温差为10，则空气出口温度tao=45，进出口空气的平均温度tam=（tao+tai）/2=40，压缩机排气温度ts=94.3时蒸气焓hs=419.78kJ/kg，过冷温度57的液体焓hc=282.85kJ/kg，故： Qk=GR.（hs-hc）/3600=838（419.78-282.85）3600=31.874kW平均温度tam=40下空气物性参数如下：空气密度a=1.091kg/m3，空气比热cpa=1.013kJ/（kg.K），空气流量Va为：Va=Qk/acpa.(tao-tai)=31.874(1.0911.01310)=2.884m3/s3.6.4. 计算空气侧换热系数及翅片效率取迎风面风速wf=4m/s，最窄处风速wmax=wf/=4/0.379=10.55m/s，空气在平均温度tam=40时，其运动粘度f=17.510-6m2/s，导热系数f=0.0272W/m.K，故有Ref=wmaxdeq/f=10.553.51817.5103=2120.85，L/deq=2S2/deq=22.74。又 A=0.518-0.02315L/deq+0.000425（L/deq）2-310-6（L/deq）3=0.1761 C=A（1.36-0.24Ref/1000）=0.1499 n=0.45+0.0066L/deq=0.6001 m=-0.28+0.08Ref/1000=-0.1103所以有：a0=CRefnf（L/deq）m/deq =0.14992120.850.60.027222.74-0.1103/0.003518 =79.04W/（m2.K）对顺排翅片管簇：=B/db=40/20.4=1.9608，L/B=1=1.28(L/B-0.2)0.5=2.245，正方形翅片当量翅高为： h=db（-1）（1+0.35ln）/2 =0.01629m翅片参数m=（2a0/ff）0.5=62.40（其中f=203W/（m.）为铝片在39时的导热系数），故翅片效率为： f=th（mh）/mh=0.96表面效率s=1-ff（1-f）/ft=1-0.9757（1-0.96）/1.104 =0.8713.6.5. 计算管内侧冷凝换热系数ai 假设壁面tw=55，则平均温度tm=（tw+tk）/2=59。此温度下R134a的物性参数如下：气化潜热rs=139.895kJ/kg，密度=1059.14kg/m3，导热系数=0.06664W/（m.K），运动粘度=3.623310-6m2/s，Rs0.25=3.44，综合系数Bm=（9.813/）m0.25=30.35，从而知道R134a在管内冷凝时放热系数为：ai=0.683Rs0.25Bmdi-0.25（tk-tw）-0.25=224.85（tk-tw）-0.25 忽略铜管管壁和接触热阻，则由管内外热平衡可以得出： Aidi（tk-tw）=sa0ft（tw-ta）即：224.850.0193（63-tw）0.75=0.871224.851.104（tw-39）由上式可计算得：tw=56.34，与上述假设的值较为接近，所以不用再重新计算，有ai=224.85（63-56.34）=1497W/（m2.K）。3.6.6. 计算传热系数及传热面积 取管内污垢热阻ri=0，管外污垢热阻r0=0.0001m2.K/W，则有： = =25.67W/（m2.K） 平均传热温差m=（ta2-ta1）/ln(tk-ta1)/(tk-ta2) =（45-35）/ln（63-35）/（63-45） =22.68W/ （m2.K） 所以所需传热面积为：F0=Qk/（K0.m） =3187422.6823.78 =59.1m2所需翅片管总长Lt=F0/ft=59.1/1.104=53.5m3.6.7. 确定冷凝器结构尺寸选取垂直气流方向管排数nB=14，又因为沿气流方向管排数nL=4，所以有： 宽A=Lt/（nB.nL）=0.956m 高B=nB.S1=0.03514=0.49m 深C=nL.S2=40.040=0.16m考虑到风速的变化性，不均匀性，取实际宽A=1m，则迎风面积为： Af=A.B=10.49=0.49m2实际风速wf=Va/Af=2.884/0.49=5.88m/s，与原来假设的迎面风速较为相近，所以不必再做计算。3.6.8. 计算空气则阻力及选定风机空气横向流过整套片顺排管簇时阻力为： pa=9.81A（L/deq）（wmax）1.7 =9.810.011322.74（1.09110.55）1.7 =161.58Pa故冷凝器所需风机额定风量为： Va=2.884m3/s=173.04m3/min可选用风量为90m3/min，静压为165Pa的轴流风机两台。第4章 节能性分析4.1. 原有车辆空调系统参数的介绍车辆原有的制冷装置为后置非独立式制冷装置，压缩机由大巴车的发动机带动，在使用空调制冷时压缩机所占用的主机功率为10%-15%，并且会影响汽车的加速和爬坡的能力。该车发动机选用锡柴的道依茨7140CC，功率为162千瓦，空调系统采用松芝空调，采用4PFCY比泽尔压缩机。该空调电压采用24V直流，电流强度采用150A保险丝；其中蒸发器电机6组，工作电流为小于50A，冷凝器电机4组，工作电流小于50A。同时空调功率远较轿车为大，空调装置的制冷量为2.6万大卡（约30kW）。这里的空调系统制冷量与前一部分所