制冷系统设计匹配

1、目录汽车空调制冷系统各部件的匹配设计 ···············································

2、;······························· 1§1. 汽车空调制冷系统的热力计算 ··············

3、3;·················································

4、3;·········· 1§1.1制冷系统设计工况的确定 ····································

5、;········································ 1 §1.2 制冷系统的热力计算 ······

6、··················································

7、··························· 3 §2. 汽车空调用压缩机的匹配···················&

8、#183;·················································&

9、#183;············· 5 §3. 汽车空调系统换热器的设计计算 ·······························

10、3;······································· 5 §4. 节流机构的匹配设计 ·······

11、··················································

12、······························· 13 §5. 储液干燥过滤器匹配设计···············

13、··················································

14、················ 15§5.1 储液干燥过滤器设计与选择方法·····························

15、83;································ 15 §5.2储液干燥过滤器的安装·············

16、3;·················································

17、3;·············· 16 §6. 汽车空调系统管路设计 ·······························

18、3;·················································

19、3;·· 16 §7. 风机的匹配设计 ············································&

20、#183;·················································&

21、#183;· 16汽车空调制冷系统各部件的匹配设计汽车空调制冷系统匹配设计的主要内容为：1.根据汽车车型及结构特点确定制冷系统的的布置形式；2.根据所需的制冷量及确定的设计工况进行热力计算；3.根据热力计算的结果进行冷凝器，蒸发器的设计及压缩机的选型；4.制冷系统辅助部件设计或选型（储液干燥过滤器、热力膨胀阀等）；5.连接各制冷部件的管道设计；6.空气送风风道设计§1.汽车空调制冷系统的热力计算热力计算是制冷系统设计计算的基础，热力计算的主要目的是求出热力循环的各项性能指标，并为制冷系统各部件的设计提供依据。§1.1制冷系统设计工况的确定在进行汽车空调制冷系统热力

22、计算之前，首先要根据汽车空调所要求的温度（tn）和外界温度（tw）,并结合汽车空调系统的特点，确定制冷系统的工作参数，即确定如下参数：冷凝温度（tk）；蒸发温度（t0）；过冷度（tsc）；过热度（tsc）。为了便于讨论，可借助右边的lgp-h图进行分析。（1）冷凝温度tk的确定冷凝温度tk取决于冷凝器的结构形式和冷却介质。汽车空调系统由于运行条件的限制，均采用风冷式冷凝器。这时车外环境温度tw（主要是指夏季环境温度），成为影响tk的重要因素。在确定tk时不能只考虑某个地区的气象条件，而应综合加以考虑，以满足汽车使用地区广的特点。考虑到汽车空调系统在不同地区的适应性，应选取最恶劣工况，即取tw=

23、43为宜。对于风冷式冷凝器。通常选取tk比冷凝器的进风温度高1215。即：tk=tw+x （x=12，13，14，15） （1-1）- 1 -图1 压焓图对于汽车空调系统, tk的确定尚需考虑下列因素：1.由于风冷式冷凝器的传热系数较低，而且受汽车安装空间的限制，冷凝器又不可能做的太大，一般靠增大传热温差提高tk；2.冷凝器的工作环境恶劣，易积灰和沾染其它杂物，使传热系数减少； 综合上述因素，确定冷凝温度tk与外部环境温度的差值为17.即： tk=tw+17=43+17=60（2）蒸发温度t0蒸发温度t0取决于空调所需求的温度、蒸发器的型式、被冷却介质的种类和使用条件。从理论上讲，蒸发温度t0

24、提高，可以提高制冷循环的制冷量，提高制冷系数和循环的经济性。但t0的提高，减少了蒸发器的传热温差，需要较大尺寸的蒸发器作为补偿。而这一点对于汽车空调系统特别对于中、小型汽车空调系统是一个难题。由于一般希望蒸发器具有高效紧凑的特点，所以过大尺寸的蒸发器是不能接受的。根据Q=KFtm，传热系数K受风冷式冷凝器的限制无法有大的改善；换热面积F又受到安装尺寸的限制。因此，要保证一定的制冷能力只能在增大传热温差上做文章。在tm中，当空调回风温度确定后，唯一可以改变的即是蒸发温度t0，要增大传热温差，只有降低蒸发温度t0。但要注意到：t0不可能无限制的降低，当t00，有可能在蒸发器的肋片部分结霜，导致送风

25、量的减少。另外，考虑到汽车空调属于舒适性空调，从乘客舒适和卫生的角度考虑，送风温差不宜低于810。通常蒸发温度可以按照下式选取，即：t0=t2-x(x=8，9，10) （1-2）式中：t2汽车空调系统的送风温度（）。- 2 -经上述综合考虑：蒸发温度t0选为0是合适的。但是，蒸发温度的选择也要考虑到不同车型的实际情况，不能一概而论。对于小轿车，由于风量较小，可以按小风量、大焓差的原则，选取较低的蒸发温度。对于中型及大型客车，由于要求的风量较大，必须采用大风量、小焓差的送风模式。这时可以适当提高蒸发温度，增大风量，减少焓差来实现。（3）过冷度tsc和过冷温度tsc采用过冷，从理论上讲总是有利的。

26、在汽车空调系统中，为了克服制冷剂管道沿程摩擦损失和静压损失，保证向热力膨胀阀输送连续的液态制冷剂，必须要有一定的过冷度。通常过冷温度tsc确定的依据为：使tsc较同压力下的tk低35。一般认为：tsc=58为宜。（4）过热度（tsc）汽车空调系统多采用热力膨胀阀供液，为了确保压缩机干压缩，充分发挥蒸发器的有效传热面积，蒸发器出口过热度一般为57。对于汽车空调系统，压缩机的吸气温度一般为1518.当蒸发温度为0，有效过热为57，无效过热为1011，总的过热度tsc=1518。 §1.2 制冷系统的热力计算制冷系统热力计算的主要任务是在给定的设计条件和设计工况下求出制冷循环的各项性能指标

27、，为制冷系统各部件的设计匹配提供必要的资料和依据。（1） 设计条件和设计工况为了说明制冷系统各部件的设计匹配方法，以下以汽车空调热负荷为19880.8W为例由空调热负荷计算可知热负荷的最大值为19880.8W。考虑到制冷能力应有一定的裕度，乘上一个修正系数k。（k一般取1.11.3），如：Q0=k·Qw=1.1×19880.8=21.868kW确定制冷剂：选取制冷剂为R134a。确定设计工况。取冷凝温度tk=60，对应的饱和压力：Pk=16.813×105 Pa。蒸发温度t0=0，对应的饱和压力P0=2.928×105 Pa。过冷度- 3 -tsc=7；

28、过热度tsc=15。（2）热力计算根据设计工况画出制冷循环的压焓图（lg-h图），见图5-1。 由R134a热力性质图或表查出制冷循环各关键点的参数值。 t0=0，P0=2.928×105 Pa；tk=60，Pk=16.813×105 Pa；t1/=7，t1/=15；t3/=53。各点的焓值：h1=405KJ/kg,v1=0.07m/ kg；h1=412KJ/kg,v1=0.073 m/ kg；h2=450KJ/kg,h3=275KJ/kg,h3=287.4 KJ/kg。缩机的指示效率i=0.82，输气系数=0.65，机械效率m=0.92。表3-1热力计算结果表序号 1 2

29、 3 4 5 6项目单位质量制冷量 压力比单位容积制冷 理论比功 指示比功 制冷系数（i，公式 q0=h1/-h3/ =Pk/P0/qv=q0/v1 w0=h2/-h1/ wi=w0/i结果 130KJ/kg 5.7431780.8KJ/m 38KJ/kg 46.3KJ/kg3.42 2.81 183.3KJ/kg 458.3KJ/kg 0.1682kg/s 0.01228m3/s 0.01889m3/s6.392 7.795 8.47 4.55 0.618 30.30kW/3/3=q0/w0 i=q0/wiqk=h2s-h3/）冷凝器单位热负荷 质量流量 实际输气量 理论输气量7h2s=h1

30、/+（h2/-h1/）/iqm=Q0/q0 Vs=qm·v1/ Vh= Vs/ N0=qm·w08 9 1011 功率消耗Ni=N0/i Ne=Ni/m12 13热力完善度 冷凝器热负荷c=T0/(Tk-T0) =i/cQK=qm·qk- 4 -§2. 汽车空调用压缩机的匹配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=0.1682kg/s（3） 压缩机的

31、理论输气量：Vp= qm·v1/=0.01889m3/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Vp大于或等于计算的Vp。Vp=式中：240D·S·Z·n 32Vp为压缩机总输气量（m/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6FW7开启式活塞压缩机：D=70mm，S=55mm，Z=6，n=1440 r/min。（5）校核Vp=240D2·S·Z·n=3.14240×0.072×0.055×6×14

32、40=0.03m3/s0.01889 m3/s经校核，所选压缩机符合使用要求。§3. 汽车空调系统换热器的设计计算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

33、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。- 5 -以下以蒸发器的匹配设计为例，说明换热器的匹配设计步骤及匹配中应注意的问题。一、计算条件： 由热力计算结果可知：制冷量Q0=21.868kW, 蒸发温度t0=0； 制冷剂R134a的循环量为qm=0.1682kg/s；已知：进蒸发器的回风温度ta1=27，相对湿度=50%；为了便于布置和安装，蒸发器分成两个并联的蒸发器。其中一个蒸发器冷负荷为，Q0=/Q02=21.8682=10.934kW。二、有关结构参数及物性参数：传热管为紫铜管：外径d0=9.3mm,=0.35mm,机械胀管后尺寸为d0=10m

34、m，=0.35mm，导热系数铜=395W/m·K。翅片为铝翅片：翅片厚为f=0.15mm，翅片间距e=2.2mm，导热系数铝=236W/m·K。蒸发盘管采用正三角形错排：管间距S1=25mm，排间距S2=S1cos300=25×fcos30=21.65mm。三、计算蒸发器的几何参数： 翻边后总外径db：db=d0+2f=10+2×0.15=10.3mm 1.单位管长的参数值：2(S1S2-db)2单位管长肋片表面积：Ff=Fb=db(1-fe；单位管长肋片基管外表面积：e)；单位管长总外表面积：Ft=Ff+Ft；单位管长管内表面积：Fi=di（按胀管后计

35、算）；肋化系数：=AminAf(S1-db)(S2-f)S1SfFtFi；净面比；=。依次代入相关数据得：Ff=0.4163(m2/m),Fb=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- 6 -t=13，即出风温度ta2=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：h1=55.6kJ/kgh2=35.3 kJ/kg干空气干空气，d1=11.2g/kg干空气，d2=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（=

36、100%）相交与W点。点W的参数是hw=29.2kJ/kgdw=7.6 g/kg干空气/干空气，tw=10，。在蒸发器中空气的平均焓值：hm=hw+/h1-h2lnh1-hwh2-hw/=29.2+55.6-35.3ln55.6-29.235.3-29.2干空气=43.1（kJ/kg干空气）在h-d图上按过程线与hm=43.1kJ/kgdm=9.5 g/kg干空气的线的交点读得 tm=19.0，由此可求得如下的析湿系数：dm-dwtm-tw/=1+2.46=1+2.46×9.5-7.619.0-10=1.52五、循环空气量的计算： Gda=在进口状态下的空气的比容：Q0h1-h2=1

37、0.934103.655.6-35.33=1939(kJ/h)1=RaT1(1+0.0016d1)PB(1+0.001d1)=287.4(273+27)(1+0.001611.2)100108(1+0.00111.2)=0.877（m3/kg）故空气的体积流量为：Va=Gda1=1939×0.877=1701（m3/h）- 7 -六、计算干工况下空气侧换热系数0： 1.选取迎面风速f=2.5m/s。 2.最窄截面处空气流动速度 max=f=2.50.5479=4.56（m/s）3.取沿空气流动方向的管排数 n=4 4.沿气流方向的肋片长度L为：L=nS2=4×21.65&#

38、215;10=0.0866（m）-35.计算当量管径def： def=2(S1-db)(e-f)S1-db+e-=27+142-6f=2(25-10.3)(2.2-0.15)25-10.3+2.2-0.15=3.598（mm）6.由tam=ta1+ta22f=20.5可查得：2m/s,f=2.5210-2运动粘度=15.7510W/m·K7.计算雷诺数Ref： Ref=Ldefmaxdeff=4.563.5981015.7510-6-3=1042Sfdb式子：Nuf=CRenf()的适用范围是Remf=50010；4=0.180.35；tf=-4040；Ldef=450；S1db=2

39、5，上面所得的Ref等均满足此条件。所以可以采用此式计算换热系数，即有：Nu=CRenff(Ldef) 0=mNuffdef或：0=CRenffdef(Ldef)m公式中各项系数分别计算为：=0.518-0.02315(Ldef)+0.000455(Ldef)-3.010将 Ldef2-6(Ldef)=24.07代入上式中，得出：A=0.15C=A(1.36-0.24Re1000f)=0.15(1.36-0.2410421000)=0.167- 8 -n=0.455+0.0066(Ldef)=0.455+0.0066×24.07=0.596 m=-0.28+0.08Re=-0.28+

40、0.0810241000nff=-0.196将上述各项数值代入式0=CRefdef(Ldef2)中得到：m0=53.27（W/m·K） 考虑到错排0应有所放大：取放大系数k=1.1 则：0=k0=1.153.27=58.60（W/m2·K） 8.当量换热系数j：/=1.27Bdb2510.3/L-0.3BB式中：=L、B分别是三角形的长短边距，因管簇按正三角形排列，所以LB=1 =1.27db2/L-0.3BB=1.272510.3-0.3=2.554量翅高 h=/(-1)(1+0.35ln)=/10.32(2.544-1)(1+0.35ln2.55)4=10.73mm由此

41、可求出凝露工况下的翅片效率fw：fw=20th(mwh)mwh/式mw=(铝)12f铝铝片的导热系数mw=(20铝f)12=253.271.522360.210-3=58.58；fw=th(mwh)mwh/=th(58,580.01073)58.580.01073=0.886故当量换热系数j：- 9 -j=0(fwFf+FbFf+Fb)=1.5253.270.8860.4148+0.02970.4445=72.38（W/m2·K）七、R134a在管内蒸发时换热系数的计算：与R134a在管内冷凝时的换热系数方法相同，在计算R134a在管内蒸发时的换热系数，也可以利用相同工况下R12换热

42、系数的计算公式，求出结果后，再乘以修正系数（k=1.33）得到R134a在管内蒸发时的换热系数。由热力计算已知：R134a的质量流量qm=0.1682kg/s=605.52kg/h，估计管内表面热流量qi=13100W/m2；初步取R134a的质量流速m=250kg/m2·s，则R134a的总流通面积为：A=qm=605.522503600=6.7510-4m（m2）每根管子的有效流通截面为：Ai=AAi4di=-4-5240.00932=6.7910-5（m）2故蒸发器的分路数为：Z=6.75106.7910=9.93取Z=10；则每一分路R134a的流量为：Gd=qm3600Z=

43、0.01682（kg/s）在t0=0，按制冷剂为R12时，查文献【1】中的表5-5得B=1.85 于是按计算R12管内蒸发时换热系数的公式有： i=BGd0.2qi0.6di=1.850.016820.00930.2qi0.60.6=8.6qi0.6对上述结果乘以修正系数k=1.33，则得R134a在管内蒸发时的换热系数：i=ki=1.338.6qi/0.6=11.44qi0.6八、传热系数K0及传热温差tm的计算：由于R134a与润滑油相互溶解，可忽略管内污垢。设翅片侧污垢热阻、管壁导热热阻和翅片与管壁之间接触热阻之和为4×10-3m2·K/W，则总的传热系数K0为：K0

44、=1FtdiFi+rw+rs+FiriFm+1=j114.7411.44qi0.6+0.004+172.38=10.01728+1.288qi0.6如果不计R134a流动阻力对蒸发温度的影响，则传热温差为：- 10 -tm=ta1-ta2lnta1-t0ta2-t0=27.0-14.0ln27.0-014.0-0=19.79（）九、单位热流量及蒸发器结构尺寸的确定： 由以上计算结果可得： q0=K0tm=19.790.01782+1.288qi50.6或： qi=q0=15.3419.790.01782+1.288qi0.6=105.87+440.0qi0.6用试凑法解上式可得qi=13139

45、W/m2,与原假设值很接近，故不需要再重新计算。q0=qi=1313915.34=856.5（W/m）2从而可求得所需要的换热面积：Fi=Q0qi=10.91000131392=0.83（m）2F0=Q0q0=10.91000856.5=12.73（m）据此可以确定蒸发器的结构尺寸。所需传热管总长：lt=F0Ft=12.730.4465=28.51（m）迎风面积：Af=Vf=17012.53600=0.189（m2）取蒸发器长 A=724mm，高 B=250mm，则：2Af=0.181（m）（实际迎风面积）已选管间距 S1=25mm，故每排管子数为：n1=BS1=25025=10深度方向计4排

46、，共可布置40根传热管，其总长为： Lt=0.724410=28.96（m） 它大于计算值，约有5%的裕度。十、计算管内换热系数i和传热系数K0： 由上面计算可知：i=11.44qi0.6/=11.4413139=3385W/(m·K)0.62- 11 -传热系数K0： K0=10.01782+1.288qi0.6=10.01782+1.288131390.6=45.1W/(m·K)2十一、管内流动阻力及其对传热温差的影响的计算： R134a在管内蒸发时的质量流速m为：m=/4Gddi2=40.016820.00932=247.74kg/(m2·s)2按设计值 F

47、i=28.960.0292=0.847(m)qi=/Q0Fi/=10.934100.8474qi=3=12909(W/m)2由于沸腾准则数：K/=4129099.810.0093247.749.81dim=2284.57雷诺准则数：Re=mdi=247.740.00930.24710K/-3=8408.6 （按t0=0查得）于是：摩擦阻力系数：f=0.037(由图/Re)0.25=0.037(2284.578408.6)0.25=0.026713-1可知，从3/点到4点是等焓节流过程，因而有/h3=h4=275(kJ/kg)。由文献1中的附录4可查得0时，h1=200(KJ/kg)，h1=39

48、7.22(KJ/kg)。/所以，制冷剂节流后进入蒸发器的干度x1为：x1=h3-h/h1-h1=275-200397.22-200=0.38出口干度x2=1.0，则平均干度=/(x1+x2)2=0.38+1.02=0.69由t0=0，1=0.0077208，1=0.068891，由=0.69可得： =1+(1-)1=0.690.068891+0.310.0077208=0.04993弯头个数n=Z-1=10-1=9，局部阻力系数1=1.0，由于弯头半径R=S12=252=12.5(mm)；所以摩擦阻力系数2=0.094/Rdi=0.09412.50.0093=0.126由于每根管子长l=0.7

49、24(mm)- 12 -由下列公式可求出流动阻力的损失/l2(x2-x1)mP=f+n(1+2)+di2225=0.35810Pa 2(1-0.38)0.04993247.740.02671=+9(1+0.126)+0.00930.692十二、空气侧的阻力计算：在蒸发器中空气的平均参数：比容： m=RaTm1+0.0016dm PB 1+0.001dm =287.4(273+20.5)(1+0.00169.5)100108(1+0.0019.5)=0.847(m3/kg)密度：m=1=10.847=1.181(kg/m) 3m空气流过单套翅片管簇，在干工况下的阻力可按下式计算得出：Pd=9.8

50、1A(Ldef)(max)1.7式中：A考虑翅片表面粗糙度的系数，对粗糙的翅片表面A=0.0113； L沿气流方向的翅片长Pd=9.810.011386.63.598(1.1814.56)1.7=46.69Pa由文献12表5-7中，根据析湿系数=1.52，查得系数=1.21于是：Pw=Pd=1.2146.69=56.49Pa§4.节流机构的匹配设计大多数汽车空调系统的节流机构都是采用热力膨胀阀。设计和选择热力膨胀阀的主要任务是选择热力膨胀阀的型式和容量。在设计和选择热力膨胀阀时需要知道的条件包括：制冷剂的种类、蒸发温度t0、冷凝温度tk、蒸发器的热负荷Q0（空调系统制冷量）、蒸发器管

51、路的分路数及液体制冷剂管路的布置等。设计与选择的步骤为：- 13 -（1）确定膨胀阀两端的压力差P：节流过程的总压差P是冷凝压力Pk与蒸发压力P0之差。 即： P=Pk-P0=16.813×10-2.928×10=13.885×10Pa（2）通过热力膨胀阀的制冷剂流量可用下式计算： G=2CDAlP555式中：G通过热力膨胀阀的制冷剂质量流量（kg/h）；A通道截面积（m）；P节流阀前前后的压差（Pa）；CDl节流阀前液体的密度（kg/m）流量系数，无因次。按美国Detroit公司D.D.Wile推荐的公式：CD=0.02005+32l+0.632式中：2阀出口制

52、冷剂的比容（m3/kg）查表得：2=0.00089(m3/kg)，l=（3）确定热力膨胀阀的容量：当通道截面调到最大时，通过节流阀的制冷剂流量达到最大，此时： A=Amax=4Dn，210.00092=1086.96（kg/m）3即：Gmax=2CD4Dn2lP如果所选择的节流阀其内径Dn（m）满足： Gmaxq0Q0n 即所选型号满足要求。 式中：Gmax节流阀所能接受的最大制冷剂流量（kg/s） q0每千克工质在蒸发温度条件下的制冷量（kJ/kg） Q0n节流阀所对应的蒸发温度回路的总制冷量但是如果所选的Dn太大，却会给调节带来困难。因此，选择Dn时，一般q0在1.52.0Q0n范围内，综上所述，具体计算结果如下： 考虑使GmaxCD=0.02005+l+0.632=0.02005.96+0.630.00089=0.66Gmax=2CD4Dn2lP- 14 -=20.6642Dn.885101086.96 25 =28464.81Dn查FPF型热力膨胀阀技术数据，试选用Dg3FPF型热力膨胀阀，Dn=3mm，则： Gmax=28464.81Dn=2846