汽车空调系统匹配计算

汽车空调系统匹配计算(总17

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摘要汽车空调的普及，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。本论文针对吉利LG—1空调系统匹配设计，对普通轿车空调系统的设计开发原理和特点进行了比较系统的阐述.第一章概论汽车空调的作用及其发展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。汽车空调的特点汽车空调使用的特殊性，决定了它在结构、材料、安装、布置、设计、技术要求等方面与普通空调，如建筑物空调，有着较大的差别：1） 在动力源处理上，车用空调压缩机只能采用开启式的结构型式，这就带来空调系统轴封要求高，制冷剂容易泄漏的问题。2） 作为空调的对象，汽车车室容积狭小，人员密集，其热、湿负荷大，气流分布难以均匀，要求所选配的车用空调机组制冷量要大，能降温迅速。3） 当车用空调装置消耗汽车主发动机的动力时，必须考虑其对汽车动力也操纵性能的影响，也必须考虑车速变化幅度大或变化频繁，给空调系统制冷剂流量控制、制冷量控制、系统设计带来的影响。4） 汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备觉得空间极为有限，不仅对车用空调装置的外形、体积和质量要求较高，而且对其性能和选型也会带来影响。5） 汽车是运动中的物体，对汽车空调系统各组成部件的振动、噪声、安全、可靠等方面的技术要求严格。6） 车用空调装置的结构、外形和布置，必须考虑其对汽车底盘、车身结构件及汽车行驶稳定性、安全性的影响。第二章课题的目的及现实意义第二章课题的目的及现实意义课题主要目的本空调系统的国产化开发是按照浙江吉利轿车的要求进行系统仿制，本着通用性和互换性的原则而进行的。本系统参照于日本威驰轿车空调系统，适用于小型轿车空调系统的研发。压缩机总成的装配位置与原装系统相同，重新设计压缩机支架及涨紧机构，仍采用V型皮带轮。风机、干燥器、电磁阀及各部件，位置和型号与威驰轿车原装系统选配相同。管路走向及固定方式与原装基本相同，对接口尺寸按我公司标准做相应的修改。第三章吉利LG—1空调系统设计计算汽车空调的工作原理汽车空调系统采用的是蒸汽压缩式制冷循环，图为其工作原理图。图汽车空调系统工作原理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—吸气管汽车空调制冷循环主要由下列四个过程组成：．压缩过程,低温抵压的制冷剂气体被压缩机吸入，并压缩成高温高压的制冷剂气体。该过程的主要作用是压缩增压，以便气体液化。这一过程是以消耗机械功作为补偿的。在压缩过程中，制冷剂状态不发生变化，而温度、压力不断上升，形成过热气体。.冷凝过程.制冷剂气体有压缩机排除后进入冷凝器。此过程的特点是制冷剂的状态发生变化，即压力和温度不变的情况下，由气态逐渐向液态转变。冷凝后的制冷剂液体呈高温高压状态。.节流膨胀过程,高温高压的制冷剂液体经膨胀阀节流降温降压后进入蒸发器。该过程的作用是制冷剂降温降压、调节流量、控制制冷能力。其特点是，制冷剂经膨胀阀时，压力、温度急剧下降，由高温高压液体变成低温低压液体。.蒸发过程,制冷剂液体经膨胀阀降温降压后进入蒸发器，吸热制冷后从蒸发器出口被压缩机吸入。此过程的特点是制冷剂状态有液态变化成气态，此时压力不变。节流后，低温低压液态制冷剂在蒸发器中不断吸收气化潜热，既吸收车内的热量又变成低温低压的气体，该气体又被压缩机吸入在进行压缩。压缩机直接由发动机驱动，制冷剂经压缩机做功后变成高温、高压的蒸汽输出到冷凝器，冷凝器风扇使流经冷凝器的蒸汽温度降低，高温高压蒸汽冷凝成为较高温度的饱和过冷液体，通过高压液管流入干燥储液器，经干燥和过滤后，流过膨胀阀。通过膨胀阀的节流作用，制冷剂变成湿蒸汽而进入蒸发器，在定压下吸收空气中的热量而气化(从而使流经蒸发器的空气的温度降低成为冷气，并通过鼓风机送入车内，降低车内的空气温度)。气化后的制冷剂变成低温低压的过热蒸气，其又进入压缩机进行压缩。此即完成了汽车空调的一个制冷循环。通过制冷剂这样周而复始地循环，即实现了车厢内制冷的目的。对微弛空调系统进行数据采集本系统为仿制系统，外形尺寸于原装系统基本相当。散热板及翅片示意图，由于为仿制所以测量尺寸不够精准，所以其各部分数据均需要验算。1、蒸发器设计散热板：宽Wt=58mm，高Ht=,铝板厚6t=。可得:内部流道尺寸 hH=Ht—2§t二1mmWh=Wt—26t二57mm翅片： 宽度Wf=58mm，高度Hf=8mm，厚6t=。翅片角度al=36°,间距Lf=2mm。2、冷凝器设计冷凝器选用平行流式，散热层多孔扁管和翅片结构尺寸：翅片宽度16mm，高度8mm，厚度，翅片间距，百叶窗角度27°C，扁管外壁面高度2mm，宽度16mm，分4个流层，扁管数目依次是14-9-7-5。取迎面风速s。3．其他部分由于本身没采用进口件，而且对于本公司来说主要是选配。所以没有仿制微弛。空调系统设计计算空调系统热负荷计算为了消除车室内多余热量以维持温度恒定，所需要向车室内供应的冷量称为冷负荷。为了消除车室内多余湿量以维持车室内相对湿度恒定，所需除去的湿量称为湿负荷。汽车空调热湿负荷的计算，是确定送风量和正确选者空调装置的依据。1．空调系统冷负荷计算本系统设计主要是估算冷负荷，以便压缩机的选配和两器的设计，本设计中主要是针对压缩机的选配，我们采用较容易确定的太阳辐射热QS和玻璃渗入热QG,他们的总合占系统的70%。即可得总负荷，为了安全再取艮=的修正系数。轿车一般的工况条件：冷凝温度tc=63°，蒸发温度te=0°,膨胀阀前制冷剂过冷温度△tsc=5°,蒸发器出口制冷剂气体过热度Atsh=5,压缩机吸气温度ts=10°,室外温度ti=35°,室内温度tO=27°,轿车正常行驶速度ve=40km/h,压缩机正常转速n=1800r/min.太阳辐射热的确定由于太阳照射，汽车车身温度升高，在温差的作用下，热量以导热方式传如车室内，太阳辐射是由直射或散射辐射构成，车体外表面由于太阳辐射而提高了温度，同时向外反射辐射热，因此，车体外表面所受的辐射强度按下式计算：Q1=（IG+IS-IV）F=（IG+IS）F其中——表面吸收系数，深色车体取=0。9，浅色车体取=0。4；IG——太阳直射辐射强度，取IG=1000W/m2IS——太阳散射辐射强度，取IS=40W/m2IV——车体表面反射辐射强度，单位为W/m2F——车体外表面积，单位为m2,实测F=可将太阳辐射强度化成相当的温度形式，与室外空气温度叠加在一起，构成太阳辐射表面的综合温度tm。对车身维护结构由太阳辐射和照射热对流换热两不部分热量组成：Qt=[a(tm-t0)+(tm-ti)]*F式中:Qt 太阳辐射及太阳照射得热量，单位为W；a——室外空气与日照表面对流放热系数，单位为W/m2Ktm――日照表面的综和温度，单位为°C。K——车体围护结构对室内的传热系数，单位为W/m2K；to——车室外设计温度，取为35°C 。ti——车室内设计温度，取为27°C 。应采用对流换热推测式求解，但是由于车速变化范围大，车身外表面复杂，难以精确计算，一般采用近似计算公式：=(4+12)Wc是汽车行驶速度，可以采用40km/h计算：代入上式得:a=(m2k)取匚W/ ・K), £=,I=IG+IS=1040W,因为二所以：=+由于室内外温差不大，上式后项近似t 0,得：= + =+35=°C所以可得： =。玻璃窗渗入的热量Qb太阳辐射通过玻璃窗时，一部分被玻璃吸收，提高了玻璃本身的温度，然后通过温差传热将热量导入车室内，另有大部分热量将通过玻璃直接射入车内，玻璃的渗入热量是由温差传热和辐射热两部分组成。=・(-)+・・・上式中，A—玻璃窗面积，A二；K-玻璃窗的传热系数，K=(m2K)；tB-玻璃外表面温度，取车室外温度，35C；ti-车室外温度，27CC—玻璃窗遮阳系数，C=―非单层玻璃的校正系数，=1―通过单层玻璃的太阳辐射强度qb= + 单位为(W/mJ；—通过玻璃窗的太阳直射透射率，取=—通过玻璃窗的太阳散射透射率，取=将以上各参数代入式可得：Qb=制冷量的确定Qg=(Qt+Qb)/70%=(+)/=实际冷负荷Qs=kQg=*故而，机组制冷量取Q0=4000W。即可压缩机的选配大部分汽车空调压缩机由发动机驱动，压缩机的转速与发动机呈一定的比例，在很大的范围内同步变化，再加上其固定是通过支架与发动机刚性的连接，工作条件非常的差，因此对汽车空调压缩机有比家用空调压缩机更高的要求。汽车空调制冷系统对压缩机的要求：1．在设计选用压缩机时，应能保证在极端情况下任能具令人满意的降温性能。2．有良好的低温性能，在怠速和底速运转时，具有较大的制冷能力和效率。3．降温速率要快，即成员进入车室后，在最短的时间内满足成员的舒适性要求。4．压缩机内部运动机构应便于实现变排量控制。5．压缩机要具有高温高压的保护性能。6．压缩机在发动机室内的安装位置应便于拆卸和维修。7．由于汽车经常在颠簸的道路上高速行驶，而且压缩机又通过支架与发动机或底盘刚性的连接，因此要求压缩机有良好的抗振性。冷凝温度tc=63°，蒸发温度te=0°,膨胀阀前制冷剂过冷温度△tsc=5°,蒸发器出口制冷剂气体过热度Atsh=5,压缩机吸气温度ts=10°,室外温度ti=35°,室内温度tO=27°,轿车正常行驶速度ve=40km/h,压缩机正常转速n=1800r/min.压缩机吸气管路的压降厶PS二,压缩机排气管路压降厶Pd=81KPa。驾驶室热负荷Qh=.1．确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度根据制冷剂的蒸发温度te和冷凝温度tc,查表HFC134a饱和状态下的热力性质表，得其蒸发压力的冷凝压力分别为：Pe= ，Pc=额定空调工况压缩机的排气压力，认为高于制冷剂的冷凝压力81Kpa即：Pd=PC+APd=+81=o压缩机的吸气压力认为低于制冷剂的蒸发压力即：Ps=Pe—APd=—=。根据PS和ts,查表HFC134a过热蒸气的热力性\质表得：压缩机吸气口制冷剂比焓hs=Kg,比体积us=Kg，比熵SS=(Kg・K)。根据PS和SS,查HFC134a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hds=KJ/Kg。额定空调工况下压缩机的指示效率ni为：ni二Te/Tc+bte=(5+/(60++X0二额定工况下,压缩机的排气比焓为：hd=hs+(hds一hs)/ni=+(一)X=KJ/Kg。根据Pd和hd,查HFC134a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=°C。2．计算额定空调工况制冷系统所需制冷量。根据以知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度t4/为：t4/=tc—Atsc=63°C—5°C=58°C。蒸发器出口制冷剂气体温度为：t1=te+Atsc=5°C+5°C=10°C。按14/查表有：蒸发器进口制冷剂比焓h5/=KJ/Kg，按tl和Pe查表有：蒸发器出口制冷剂比焓h1=KJ/Kg。在额定空调工况下，蒸发器的单位制冷量qe,s为：qe,s=h1—h5/=—=KJ/Kg。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=XQh=X=3837W3．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==s。额定空调工况下压缩机的单位质量制冷量qe,c为：qe,c=h1缩机的排气压力Pd,t二Pc,t+APd=+81=176230KPa。根据ts,t和Pst,查表有压缩机测试工况下吸气比焓hst=KJ/Kg，吸气比体积ust二Kg。吸气比熵Ss,t=(Kg・K)。根据膨胀阀前制冷剂液体温度t4=tc,t—Atsc,t=60°C，查表得膨胀阀前制冷剂液体比焓h4=KJ/Kg。测试工况压缩机的单位质量制冷量：=—h4=—=KJ/Kg。测试工况压缩机单位体积制冷量qv,t为：qv,t=qct/ust==KJ/m3。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：入七=入c。于是所选压缩机在测试工况下所需制冷量是：Qe,t二Qe,c(入t/入c)(qv,t/qv,c)=X=。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==s。确定测试工况下压缩机所需轴功率根据Pd,t和Ss,t,查表得压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hd,s=KJ/Kg，制冷剂温度td,s=C。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=—=KJ/Kg。测试工况下压缩机的理论等比熵功率Pts,t为：Pts,t=Wts,t・qm,t=X=。测试工况压缩机指示效率ni,t为：ni,t二Te,t/Tc,t+b・te,t=(5+)/(60+)+X5=。测试工况压缩机指示功率Pi,t为：Pi,t=Pts,t/ni,t==。(6)测试工况下压缩机摩擦功率Pm,t为：Pm,t=X10—5=X(35X10—3)X6X1800XX105X10-5=O(7) 测试工况下，压缩机所需轴功率Pe,t为：Pe,t=Pi,t+Pm,t=+=。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二，qm,t二s时，压缩机气缸工作容积大约在550cm3左右，试选取压缩机型号是SE5H14。SE5H14压缩机的校核空调系统工作的P—H图：压缩机理论排量qvt=138cm3/r，n=1800r/min。有qvth=138X1800X60/1003二h。压缩机的输气系数取入二.则有实际排气量qvr=入・qvth=X=h。查表得：压缩机标况下比体积ul=Kg，以及空调系统各比焓为：h1=KJ/Kg,h2s=KJ/Kg，h3/=KJ/Kg。即有压缩机的质量流量qmr=qvr/u1==ho实际循环制冷量Qe二qm(h1—h3)=X( —)/3600=。压缩机的功率Pe=qmr(h2s—hl)/(3600ninm)ni—指示效率 取nm一机械效率 取Pe=X(—)/(3600XX)=实际制冷系数e=Qe/Pe==选定压缩机根据压缩机的校核计算，有压缩机气缸容积Vcy=550cm3;理论排气量Vth=138cm3/r；制冷量可达Qet二〉；质量输气量qmr,t二s>Kg/s；压缩机的轴功率Pe,t=<。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SE5H14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冷凝器与蒸发器冷凝器和蒸发器是汽车空调系统中两个重要的部件。他们的作用是实现两种不同温度流体之间的热量交换。由于汽车空调系统安装在汽车上，其载荷和空间要求是极其苛刻的。因此，研究高效率的换热器，紧凑换热器的结构，使之强化传热，降低热阻，提高传热效率，提高单位体积的传热面积。达到小型轻量化的目的极为重要的，也是有现实意义的。同时，冷凝器和蒸发器作为汽车空调装置中的两个部件。他们和系统其他部件之间是相互关联，相互制约。1.冷凝器的作用和基本要求：冷凝器是将压缩机的高温高压过热制冷剂蒸汽，通过金属管壁和翅片放出热量给冷凝器外的空气，从而使过热气态制冷剂冷凝成高温高压的液体的换热设备。在冷凝器中，制冷剂放热大体上可分为三个阶段，即过热，两相和过冷。如图，过热和过冷阶段制冷剂处于单相状态，发生的显热交换；而在两相阶段，制冷剂发生集态变化，即冷凝，属于潜热交换。根据传热学的知识，换热气的总换热量取决于换热面积，传热系数和传热平均温差，因此要提高换热器的换热能力与效率，也必须从这三个方面入手。在实际应用中，应该权衡利弊，综合考虑，找到最佳方案。冷凝器的设计较核计算:由冷凝器散热量：Qc=mQe其中：Qc 冷凝器散热量Qe 系统热负荷m 符合系数则Qc=*=,设计时需要取Qc=11000W。冷凝器选用平行流式，散热层多孔扁管和翅片结构尺寸：翅片宽度16mm，高度8mm，厚度，翅片间距，百叶窗角度27°C，扁管外壁面高度2mm，宽度16mm，分4个流层，扁管数目依次是14-9-7-5。取迎面风速s。设计制冷剂为HFC134a的空气冷却式平行流冷凝器Qc=11000W，过冷度t=5C，已知压缩机在te=5C及tc=63C时的排气温度=85C，空气进风温度==46C。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。确定制冷剂和空气流量 根据tc=60C和排气温度=85C，以及冷凝液体有5C过冷，查HFC134a热力性质表，可得排气比焓=kg，过冷液体比焓二kg，于是制冷剂的质量流量为取进出口的空气温差C,则空气的体积流量为结构初步规划 冷凝器选用平行流结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构形式及尺寸如下：翅片宽度，翅片高度，翅片厚度，翅片间距；百叶窗间距，百叶窗长度，百叶窗角度；多孔扁管分七个孔，每个内孔高度为，宽度为，扁管外壁面高度为=，宽度，分为五个流程，扁管数目依次为22、11、6、4、4。取迎面风速为s。据该初步规划，可计算下列参数：I) 每米管长扁管内表面积为每米管长扁管外表面积为每米管长翅片表面积为每米管长总外表面积为百叶窗高度为W) 扁管内孔水力直径为W) 翅片通道水力直径为空气侧表面传热系数根据已知条件，最小截面处风速为按空气进出口温度的平均值€查取空气的密度动力粘度u=X10-6kg/()、热导率=X10-2W/()、普朗特数Pr=, 及空气侧表面传热系数：制冷剂侧表面传热系数根据tc=60°C，查HFC134a饱和状态下的热力性质表和热物理性质图，可以求得：液态制冷剂的密度气态制冷剂的密度液态制冷剂的动力粘度液态制冷剂的热导率液态制冷剂的普朗特数冷凝器中，由于制冷剂进口过热而出口过冷，因此计算制冷剂当量质量流量时，取平均干度，于是当量制冷剂质量流量为第一流程的参数计算单一内孔当量制冷剂质量流量为制冷剂侧表面传热系数为第二流程的参数计算当量制冷剂质量流量为：制冷剂侧表面传热系数为第三流程的参数计算当量制冷剂质量流量为：制冷剂侧表面传热系数为W）第四流程的参数计算当量制冷剂质量流量为：制冷剂侧表面传热系数为V）第五流程的参数计算当量制冷剂质量流量为：制冷剂侧表面传热系数为W）由于制冷剂侧四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。平均表面传热系数为：=（m2・K）5） 计算扁管长度如果忽略管壁热阻及接触热阻，忽略制冷剂侧污垢热阻，忽略空气侧污垢热阻，取空气侧污垢热阻，则传热系数K为因为对数平均温差经验公式是在标准工况下得出的，而此处是非标工况，考虑到工况温度高，散热条件差等因素，此处使用标况下的经验公式，使用修正系数来减小误差：°C取修正系数=，则 C所以所需传热面积（以外表面为基准）为m2所以所需扁管长度L为L=考虑到空间尺寸允许和工况条件，取L=。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为与第一步按热平衡关系计算出的s的相对误差不到4%，不再重算。7） 计算空气侧阻力损失则空气侧阻力损失为最后，根据空气阻力和风量选择风机。蒸发器的结构和性能蒸发器的作用是将经过截流降压后的液态制冷剂在蒸发器内沸腾气化，吸收蒸发器周围的空气的热量而降温，风机再将冷风吹到车室内，达到降温的目的。由于汽车车厢内空间小，对空调器的尺寸有很大的限制，为此要求空调器(主要是蒸发器)具有制冷效率高，尺寸小，重量轻的特点。汽车空调的蒸发器一般有管片式，管带式和层叠式三种结构。蒸发器的设计工况参数进口空气状态参数：干球温度27 °C,相对湿度51%；出口空气状态参数：干球温度12C,相对湿度90%。制冷剂循环量s。蒸发器的设计较核计算:每米散热板长内表面积=2( + )=116X10-3 m2/m；每米散热板长外表面积=2( + )=121X10-3 m2/m；每米散热板长迎风面积Aface二+=X10-3m2/m；每米散热板长翅片表面积为=2X8X10-3 X58X10-3X=464X10-3m/m；每米散热器长总外表面积= + =121X10-3 +464X10-3=585X10-3m/m；肋通系数百叶窗高度为=tan=XX10-3Xtan36°=mm散热板内孔水力直径为二二mm翅片通道水力直径为m；干工况下空气侧表面传热系数计算,选取迎面风速=s,根据已知条件,求得最小截面处风速为=[]=s按空气进出口温度平均值20C，查空气的密度 kg/m3，动力粘度X106kg/(m・s),热传导率X10-2W/(M・K),普朗•特数=，并计算出雷诺数、传热因子、努塞尔特数、及空气侧表面传热系数：计算析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数，去进风口干球温度27C，相对湿度51%，则比焓为kg；同时蒸发器出风口温度为干球12C，相对湿度90%，则比焓为kj/kg。析湿系数可用下式计算：

式中空气的比热容，在计算时可以取=w/(g・°C)。将前面计算的数据代入上式，可得：于是湿工况下空气侧表面传热系数初步估算迎风面积和总的传热面积计算干空气的质量流量qm,a=Qe/(hal-hal)==kg/s计算迎风面积Aface,o==m2计算以外表面为基准的总传热面积Ao二aAface,o二计算散热板长度1T块数NlT*N>=计算制冷剂侧的表面的传热系数，由=5C，查得R134a饱和状态下的热力性质表及物理性质图，可得：液态制冷剂的密度=m3液态制冷剂的动力粘度=X10-6kg/m・s液态制冷剂的普朗特数气态制冷剂的动气粘度=X10-6kg/m・s气态制冷剂的热导率=X10-3mW/(m・K)目前已知制冷剂进口干度为，出口过热，因此平均干度由此，可计算其余参数的平均值。动力粘度的平均值为=X10-6kg/m・s]每一散热板制冷剂质量流量X10-3kg/s散热板内孔的制冷剂质量流速m'・s雷诺数101484干度平均值=由上面的计算可以看到，制冷剂干度从——1变化，后面还有过热蒸气区。因此很难准确计算每一阶段所占的百分比，只能经验估计。在此，取过热蒸气区为20%，出干燥点之前的两相区为28%，干燥点之后的两相区为52%。I)干燥点之前的两相区 取干度则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均为紊流工况的Lockhart-Martinelli数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制冷剂两相流的表面传热系数II)过热区：III)干燥点之后的两相区算III)干燥点之后的两相区算11173得取干度，则把代入两相换热公式，计最后，平均表面传热系数793514)计算总传热系数及传热面积，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=则传热系数K为W/而对数平均温差°C由于层叠式蒸发器的流程较少，而且在流道转弯处制冷剂与空气成顺流流动形式，因此按纯逆流方式计算的对数平均温差偏大。另外，湿工况在增大空气侧表面传热系数的同时也增加了液膜热阻。因此空气侧的实际表面传热系数低于计算结果。综合两方面的考虑，传热系数与对数平均温差之积乘上一个系数，取系数为，则需总传热面积m2与前面计算出的m2的相对误差为%15)计算空气侧阻力损失空气侧摩擦阻力因子=则空气侧阻力损失=结论：结合我们的蒸发器，从理论上是符合要求的。但为了安全起见，还需要用实验的数据来证明设计结果。汽车空调各组成部件的安装匹配在系统匹配的设计中，除应注意制冷系统内压缩机的选配，冷凝器,蒸发器的外形尺寸设计，膨胀阀和贮液干燥器等部件的相互匹配关系如何达到相互协调,尽量达到高效节能的效果，给部件匹配最佳,还应注意各换热器芯体与风机及其外壳之间，分液头与各制冷剂管路之间的接合的工艺控制，以使整个系统在经常运行工况下，其空调性能和噪声等指标都得到最佳。汽车空调装置主要由制冷系统，采暖系统，送风系统，控制系统组成。为适应各种结构类型和用途汽车的匹配需要，汽车空调装置的组成也会不同。汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备的空间极为有限，对车用空调的外形体积和质量要求较高。空调装置的结构，外观设计和布置不仅要与车身内饰和外观协调统一，保持整车的完美，还必须考虑其对汽车底盘，车身等结构件及汽车行驶稳定性，安全性的影响。吉利LG—1空调系统的布置如下：压缩机直接装在发动机侧,由发动机皮带盘驱动.冷凝器安装在发动机冷却水箱前.由水箱冷却风扇冷却,不需另装风扇.干燥器直接焊装在冷凝器侧板上,这样减少零件数目,使系统简单化,故障率底.蒸发器箱体总成(包括蒸发器芯子,热力膨胀阀)安装在驾驶室仪表盘下,这样便于风道的布置.系统的其它主要部件的选择：膨胀阀的设计：在制冷系统中,膨胀阀具有节流降压,调节流量,防止液击和异常过热的制作用等三种功能,是制冷系统中的重要部件.节流降压,使从冷凝器来的液态制冷剂降压成为容易蒸发的低温低的雾状物进入蒸发器,即分割了制冷剂的高压侧与低压侧,但工质的液体状态没有变.调节流量,由于制冷负荷的改变以及压缩机转速的变化,要求流量作相应的调整,以保持车内温度的恒定,制冷剂工作正常.膨胀阀就起了把进入蒸发器的流量自动调节到制冷循环的合理程度的作用.控制流量,防止液击和异常过热的发生.膨胀阀以感温包作为感温元件控制流量大小,保证蒸发器尾部有一定的过热度,保证蒸发器的总溶积的有效利用,并防止异常过热的发生.膨胀阀的工作原理：膨胀阀的选择与安装.膨胀阀的容量与膨胀阀入口处液体制冷剂的压力(或冷凝温度),过冷度,出口处制冷剂的压力(或蒸发温度)及阀开度有关.为空调配置选配膨胀阀时,所选的膨胀阀容量一定要与蒸发器相匹配.容量选得过大,是阀经常处于小开度下工作,阀开闭频繁,影响车内温度的恒定,并降低阀门的使用寿命;容量选得过小,则流量太小,不冷满足车内制冷量的要求.一般情况下膨胀阀的容量应比蒸发器能力大(20—30)%.同一个膨胀阀,在不同的工况下容量差别是很大的,这与工作时的冷凝压力及蒸发压力的压差直接相关.系统的工况要求:冷凝温度tc=63°，蒸发温度te=0°,膨胀阀前制冷剂过冷温度Atsc=5°,蒸发器出口制冷剂气体过热度Atsh=5.系统的制冷量为Qe,s=4000W.由于t0=te=O°,查制冷剂的热力性质表,可的该温度下制冷剂的饱和蒸汽比焓h0=400085J/kg,以及在该温度下制冷剂饱和液体的比焓h6=206669J/kg,根据10=5°,t1二to+Atsh=5°,查制冷剂的热力性质图和表，可得蒸发器出口制冷剂过热蒸汽比焓h1=409501J/kg,根据t4=tc-Atsc=63-5=58°h4~查制冷剂的热力性质图和表，可得蒸发器进口制冷剂湿蒸汽的比焓h5~=h4~=279312J/kg.在该额定空调工况，系统的单位质量制冷量qe,s为：qe,s=h1-h5~=409501-279312=130189J/kg系统中制冷剂的单位流量qm,s为:qm,s=Qe,s/qe,s=4000/=s在同一工况下,流过热力膨胀阀的制冷剂的质量流量,应当等于或捎大于系统中制冷剂的质量流量，即取qr,txv=s.由于阀前制冷剂的温度h4~=58°，蒸发温度为te=0°，与热力膨胀阀的额定标准条件不相同，按经验可取K=,故热力膨胀阀总的额定容量Qe,txv为：Qe,txv=qm,txv(h0-h6)K=*(400085-206669)*=44183W所以热力膨胀阀的总容量为.膨胀阀的安装要求:膨胀阀一般要求应直立安装,不允许倒置.感温包一般安装在蒸发器水平出口的上表面,要包扎牢靠,保证感温包与管子有良好的接触,接触面要清洁,要贴紧,并用隔热防潮胶包好.必要时膨胀阀本体也用隔热胶包好.外平衡热力膨胀阀要装在感温包后面管段的上表面处.对于外调式膨胀阀,必须在发动机正常运转的情况下进行调整,并应由熟练的空调技术人员进行.储液干燥器及液体指示器制冷系统中,会由于制造时没有处理干净而带入的微量的碎屑,尘土,或者由于制冷剂的不纯净而带入的赃物,也可能由于制冷剂对系统部件内壁发生侵蚀作用而脱落杂质.如果这些污物积聚在膨胀阀内,将阻碍制冷剂的流通,因此,因此管路中必须安装过滤器,并且还需要经常清洗.制冷系统中,临时性的存储一下在冷凝器中液化的制冷剂,根据制冷负荷的需要,随时供给蒸发器,并补充系统中的微量渗透需要.由于一般制冷工质遇到水会对金属产生强烈的腐蚀作用,而且水在膨胀阀中容易形成冰堵现象,影响制冷剂工作正常进行,所以需要干燥器.储液干燥器结构图储液干燥器的结构1—干燥器体2—干燥器盖3—视液玻璃镜各部分的结构与作用如下:4—易熔塞5—过滤器6—干燥剂储液罐,补充蒸发器负荷7—引出管的瞬时需要,补充系统中的微量渗透.储液量约为系统工质体积的1/3.干燥剂,是一种能从气体,液体或固体中去掉潮气的固体物质,如硅胶,分子筛等.分子筛具有吸附速率高,可以加速系统的干燥速度;堆比重大,从而可减小干燥器的重量.因此,一般选用分子筛式.干燥剂作用为吸水.水是系统破坏性最强的物质,1.腐蚀,水能促进油与制冷剂的反应.使制冷剂分解产生酸,酸则引起破坏性腐蚀.2.冰堵.水能在膨胀阀口结冰,从而影响制冷剂的流动.3.脏堵,水会促进淤渣的形成,并堵塞膨胀阀节流管.4.渡铜现象.在R134a系统中若存在水分,有可能造成铜管上的铜分子沉积到铜零件的表面,造成渡铜现象,使压缩机部件卡死.细滤器,能阻止干燥剂中的的灰尘及制冷剂带来的其他固体碎屑进入制冷系统.一般有一到两个,即一端一个或出口处.引出管,它的作用是确保离开储液罐的制冷剂100%为液态.引处管要插到底部.粗滤器,由金属网构成,起着辅助过滤碎屑物和固定干燥剂的作用.观察窗,又称视液玻璃,有两个作用:一是指示系统中是否有足够的制冷剂;二是指示制冷剂中是否有水分.观查窗安装在液管通路中或储液罐的出口处.这样便于观察.发现出现气泡或泡末,则说明系统工作不正常或制冷剂不够.易熔塞,是一种安全措施,一般安装在储液干燥器的头部,用镙塞拧入.中间是一种铜铝合金，但制冷工质温度升到(95—110)°C,易熔合金熔化，制冷剂逸出，避免了系统中的其他部件的破坏.制冷系统的连接部件:汽车制冷系统的连接部件主要是连接蒸发器,冷凝器和压缩机的管路组成,通常分为软管和硬管,软管又分为金属软管（波纹管）,橡胶软管和热塑性软管,在使用组合上,通常要硬管和软管要配合使用.其主要结构：压板，压板主要是增加连接的牢固程度和密封性，因为空调系统管路属于高压部件，仅靠螺栓连接可能由于长期使用后发生密封不严现象。套管，用于硬管和软管连接，套管和硬管将软管夹在其中，在压接机上压接即连在一起。橡胶软管，用于硬管之间的连接过渡，主要作用是隔振。避以免系统安装在不同部位的部件刚性的连接在一起。同时它的绝热性也比硬管强。型密封圈，管路与管路，管路与其它部件之间连接的主要密封件。它们的性能要求尺寸,内径和长度要保证供需双方的要求;外观质量,在管及其组合件上不允许有影响使用性能和安装的缺陷;软管内表面应清洁干燥,无破损,裂纹,气泡,缩孔,起纹,凸起等缺陷;软管各层之间应结合牢固拉伸性能.软管组件要具有能承受一定的拉力而不损坏的性能.渗透量,制冷剂的渗透量不得大于初始制冷剂质量的10%.耐高温性.在135+_2°C的条件下放置168h,冷却到室温下，内外表面无肉眼看得见的裂纹内外表面无肉眼看得见的裂;在压力实验条件下，保压5min,无泄露