二氧化碳制冷剂性质

1STYLEREF"标题1"二氧化碳制冷剂性质二氧化碳制冷剂性质Carbondioxiderefrigerantproperties选用二氧化碳为制冷剂，是因为其密度大于空气的密度，沉在空气下层，同时又无毒无味，主要是利用干冰升华吸热的原理。二氧化碳制冷剂的优点(Advantagesofrefrigerants)如表2-SEQ表2-\*ARABIC1表明，作为一个自然制冷剂，，同时使用其并不会增加环境的负担，因回收工业废气得到的。和相比，一开始汽车空调制冷剂所使用的是CFC12，因该制冷剂对环境有破坏，所以如今常用替代作为汽车空调制冷工质，但是人们发现虽不破坏臭氧层，另一方面有着明显的温室效应，GWP是的上千倍。科学家尽可能努力制造更适合的汽车空调制冷的工质，但都会产生不可避免工质的排放，给生态环境平衡造成不可估量的破坏。表2-1常用制冷剂性质比较Table2-1Comparisonofcommonrefrigerantproperties参数R744R22R134aR407CR410AR290分子式相对分子量44.0186.48102.0386.272.5644.10绝热指数1.301.201.12ODP00.055000.0370GW（100年）117001300160011003临界温度31.196.0101.787.372.596.7临界压力7.3724.9744.0554.654.9494.25凝固点温度：-56.55-160-115-187.7标准沸点：-78.4-40.8-26.2-43.8-51.56-42.2容积制冷量2260043442860294741903870安全等级评价A1A1A1A1A1A3与其他制冷剂相比，可清楚看到作为制冷剂的优点：图2-SEQ图2-\*ARABIC1二氧化碳制冷剂优点Figure2-1Advantagesofcarbondioxiderefrigerant影响二氧化碳性能的主要因素(Mainfactorsaffectingcarbondioxideperformance)传热性能和流动性能与R134a相比更有优势，因临界温度低，临界压力高，被称为跨临界制冷循环，同时，R134a循环就是普通亚临界循环，两者的循环过程主要区别是散热过程和回热过程：使用制冷是属于回热过程，散热过程是跨临界状态，在散热过程中，不发生相变，温度一直降低，具有较大的温度差变化。再观察R134a循环变化，一般没有回热过程，在散热过程中，温度不发生改变。可看出不同的制冷工质有着不同的循环特征，一种制冷剂的性能可能会受到多种因素影响，因此二氧化碳作为一种新型制冷剂，研究不同因素对制冷效率的影响将有助于提高整个系统的性能与参数，对二氧化碳的应用有着重要的意义。跨临界循环有着本身的特点和制约条件，其中气冷器内工质压力，蒸发温度制冷剂气冷器出口温度吸气热交换器换热量等参数对系统的性能有较大影响。所以需要从理论上分析多种制冷剂循环COP的不同，分析不同制冷剂特性对不可逆过程损失的程度。制冷循环的制冷系数定义时：在高低温热源T1和T2间的卡诺循环：QC为卡诺循环制冷量，WC卡诺循环消耗的功为不可逆因素导致制冷效率的降低系数。假设蒸发器理想，出口饱和，等熵压缩，无中间换热器，放热后，冷凝器的出口制冷剂温度等于环境温度，无压降，这样不可逆损失就只有放热过程的过热不可逆损失和等焓节流过程的节流损失两部分，这两部分不可逆损失与制冷剂的热物性有关，分析如下：QO是实际制冷量，Wsh，Wp分别为过热损失和节流损失导致多消耗的功表2-2机组与R134a机组性能在典型工况下的对比（环境温度38℃）Table2-2ComparisonperformanceofunitandR134aunitundertypicaloperatingconditions(ambienttemperature38℃）机组机组系统描述COPCOP变化系统描述COPCOP变化蒸发温度，等熵压缩，无压降，气冷器出口，无IHX3.554蒸发温度，冷凝温度，等熵压缩，无压降7.037压缩机等熵效率0.75，余同上2.666下降25%压缩机等熵效率0.7，余同上4.926下降30%气冷器出口，余同上1.946下降27%冷凝温度，余同上2.454下降50%中冋换热器效率0.7，余同上2.099提高8%气冷器岀口温度，余同上2.343提高11.6%所以系统在应用于汽车空调时，主要取决于两个方面：高效的零部件，特别是在气冷器方面；系统压力的准确运动。运行压力在实际运行过程中，需要对系统运行高压进行准确控制，这样才能体现其系统的优越性，普通工况环境高于二氧化碳的临界温度，二氧化碳在冷却过程中，温度始终大于临界温度，呈气态状态，这是二氧化碳跨临界循环最重要的特征之一，也就是说，COP最大时，最优高压压力主要是与气冷气出口制冷剂温度有关。那么在二氧化碳系统中的运行高压仍有两个问题，一是在面临不同工况的情况下，为了保证系统的优化性能，那么允许的高压运行值的精确控制是多少？二在极端情况下，当系统的最大压力和温度超过限制时，系统该如何进行控制？图2-SEQ图2-\*ARABIC2不同高压压力下系统循环比较Figure2-2ComparisonofSystemCycleunderDifferentHighPressure在气体冷却器出口制冷剂温度一样的情况时，高压压力的不同。由图2-2可见，气冷器进口压力由P2-a增加到P2-b后，系统单位制冷量增加，压缩机耗功也增加，假设原有系统制冷量为Q，压缩机耗功为W，气冷器变化前后的系统COP分别为在这一变化过程中若＞则系统COP上升若＜，则系统COP下降由于临界点上工质的曲线特征，在跨临界循环中存在一个最优气冷器压力在最优气冷器压力点上因气冷器压力微小变化导致的与相等，而其它气冷器压力对应的系统COP均小于最优压力点.表示在不同气冷器出口温度下，为保证系统的COP不低于最大值的3％，如图2-3，高压压力值允许的浮动范围和相对浮动范围(高压压力允许的浮动范围与最佳运行高压的比值)。举例来说，若气冷器二氧化碳出口温度时，允许的高压浮动范围大约在23.5bar，相对浮动范围20％左右；当气冷器制冷剂出口温度时，允许的高压浮动范围大约在37bar，相对浮动28％左右，仅仅以COP为目标时，对高压运行的浮动的要求较宽，要求的控制精度不高，易于在实践中达到。REF_Ref20229\r\h错误!未找到引用源。图2-SEQ图2-\*ARABIC3高压压力值允许的浮动范围和相对浮动范围Fig.2-5Allowableandrelativefloatingrangeofhighpressurevalues本章小结(Summaryofthechapter)本章将其与其他制冷剂互作比较，凸显二氧化碳优点，探讨了性质和影响因素。4制冷剂系统主要总成及部件

3热负荷计算汽车空调冷负荷确定DeterminationofColdLoadofAutomobileAirConditioning汽车空调热平衡模型(Heatbalancemodelofautomobileairconditioning)车室内热湿负荷车室内外空气计算参数室外温度Th=36°车壁钢铁车内空气流0.5m/s汽车室内设计温度Tb=28°车厢内容积2693L车内相对湿度数45—65%车内核定人数5人表3-SEQ表3-\*ARABIC1车型局部参数Table3-1Localparameters车型局部参数大小隔热系数前玻璃0.990.84后玻璃0.80.84前门玻璃0.50.84后门玻璃0.490.84后角玻璃0.10.46车门4.1车顶1.6地板3.1从仪表板到后椅靠背图3-SEQ图3-\*ARABIC1汽车车身剖面图Figure3-1Autobodyprofile理论制冷负荷热计算计算程序是依据以稳态传热为基础的汽车空调热平衡模型，该模型考虑了传导、对流、辐射等各种热传导方式对车内热负荷的影响，以及乘员的汗热和湿热对车内热负荷的影响。热平衡的方程式如下（3-1）式中::空调产生的冷量;:车内热负荷;:车身总热负荷;:通过玻璃热负荷;:新风热负荷;:车内人员热负荷;:电器热负荷;车身壁面热负荷计算(CalculationofHeatLoadonBodyWall)车身是由侧壁面、车顶、底板和前围等组成。故车身总热负荷表达公式如（3-2）车身的壁面大部分是金属均匀壁面、空气夹层或隔热材料和内壁材料，所以其传热可根据多层均匀壁面进行传热计算。车顶、侧壁面和底板可用传热公式进行计算:（3-3）式中:——表示车顶、侧壁面、底板的传热量;——表示车顶、侧壁面、底板的传热系数;——表示车顶、侧壁面、底板的传热面积;——表示车外温度，这里=40℃；考虑到太阳的辐射，计算时，可采用车外的综合温度取代——表示车内温度前围的发动机舱温度是高于室外温度，所以传热是单独考虑，使用以下公式:（3-4）——分别表示前围的传热量;——分别表示前围的传热系数;——分别表示前围的传热面积;——分别表示发动机舱的温度，取t=85℃;——分别表示车内温度车身壁面传热系数k与车身内、外表面的放热系数及隔热层热阻有关，由于车身壁面的条件不同(比如壁面外的温度，车身隔热措施等差别很大)，所以车身个壁面的传热系数是不同的，要分别计算。对于车顶、侧壁面、底板，传热系数按如下公式计算:（3-5）——外表面放热系数，与表面相对气流有关。当车速为小于40m/s，40.56——内表面的放热系数，在汽车空调下，27.78——隔热材料厚度（m）——隔热材料导热系数前围各导热系数如下：钢板——=54;隔热材料一取经验数据，;代入公式，则有:底板各导热系数如下:钢板；地毯——取经验数据，;代入公式，则有:各导热系数如下:钢板;隔热材料、地毯——取经验数据，;代入公式，则有:车门各导热系数如下：钢板——，内饰板-取经验数据，;代入公式，则有:各导热系数如下：钢板——，空气取经验数据——;内饰板取经验数据，;代入公式，则有:结合加权系数后，则有K=2.35W/(m2.h.C)车顶各导热系数如下：钢板-——内饰板取经验数据，;代入公式，则有：各导热系数如下:钢板——;空气一取经验数据，;车室内热湿负荷的计算隔热材料、内饰板一取经验数据，;代入公式，则有:结合加权系数后，则有车身壁面综合温度的计算考虑到太阳辐射的作用，通过车身壁面传入的热量由两部分组成:因车内外空气的温差，通过车表面对流的方式而从大气中得到的热 （3-6）车表面从太阳辐射中吸收热，那么传进总热为: （3-7）因太阳辐射而使车表面的温度上升，将太阳的辐射的强度转化相同形式，与车外温度相加，由此组成太阳照射的表面综合温度。 （3-8）——车身外表面吸收系数，=0.9;——外表面放热系数，取40.56——太阳总的辐射强度，。其中为太阳直射辐射强度，为太阳散射辐强度。，。对于车顶、侧壁面(包括后围)，由于太阳摄入的角度不同，辐射强度是不同的，故车身不同壁面综合温度也是不同的，具体如下 （3-9）对于底板，虽然没有受到太阳辐射的影响，但受到地面反射以及发动机的影响，使得地板外表面温度比大气温度要高一些。故可取经验数值，。可得到车身不同壁面的外表面温度:。车身壁面传热计算车顶、侧壁面、底板的热负荷包括温差传热和太阳辐射两部分，故采用壁面综合温度代替车外温度，则它们的传热量，分别为: （3-10）因前围不受太阳辐射，只需考虑温差传热影响，所以通过的传热量为，则有通过玻璃的热负荷计算(Calculationofthermalloadthroughglass)考虑到太阳辐射的作用，因此通过玻璃进入车内热是两部分构成: （3-11）车内外温差传入的热量。太阳辐射通过玻璃传入的热量，式中:——太阳辐射通过玻璃的透入系数，=0.84.——玻璃对太阳辐射热吸收系数，=0.08.——遮阳修正系数，取=0.77——玻璃外表面太阳垂直的辐射强度，——太阳垂直辐射量——水平车窗面积，=1.953——垂直车窗面积，——玻璃的传热系数，——外表面的放热系数，取——内表面的放热系数，汽车空调状态下，，可得。新风热计算(FreshWindHeatCalculation)新风热的计算式:（3-13）式中:——空气密度，当，相对湿度为40%时，车内新风量，取乘员量5人，则——车内外空气焓值。代入公式得乘员人体散发的热量(Heatfromthecrew)一般乘客每人每小时散发的热量为，则有用电设备的散热量(Heatdissipationofelectricalequipment)用电设备散热量主要是考虑到鼓风电机、音响等，考虑到设备效率，经验值为车身总热负荷:（3-14）2.7本章小结(Summaryofthechapter)本章对汽车车内热负荷进行详细计算，为下文系统设备选型和设计做好铺垫。4二氧化碳汽车空调系统

二氧化碳汽车空调系统AutomotiveAirConditioningSystem跨临界系统工作的压力是大于一般制冷系统，蒸发压力是3-4MPa，冷却的压力是10-11MPa，这种特殊压力不仅使压缩机等设计困难，而且还要对管路设计等修改。但本身具有大容量的单位容积制冷量，使得也为设计结构紧凑、尺寸小、效率高的制冷部件提供了一定的可能性。同时跨临界系统对压缩机影响很大，需再次设计选型。气冷器可用平行流式结构，蒸发器可采用管片式，而层叠式结构不适用于高压系统。空调系统还有些难题未解决，比如耐高压密封材料、与润滑油互溶性等问题，当压力升高时，互溶性提高，反之，互溶性下降会造成蒸发器内油沉积而影响传热。常规汽车空调系统（Conventionalautomotiveairconditioningsystems）汽车空调系统是对车内空气随天气变化，满足人们需求，进行加热或制冷，来提供舒适的环境，降低驾驶员疲劳驾驶，提供一定的安全保障。汽车使用的常规空调系统部件组成主要由：压缩机、冷凝器、储液器、膨胀阀、蒸发器、风机及管路与控制部件等组成。当压缩机工作的时候，制冷剂通过这根高压管流到散热片，然后散热片通过水箱电子扇进行散热，电子扇同时共用水箱散热片和空调散热片，制冷剂经过散热之后，再流到高压管到达干燥瓶，干燥瓶是过滤制冷剂里面水分和杂质，制冷剂经过干燥瓶后，再经过高压管流到膨胀阀，高温高压的制冷剂通过这个膨胀阀后就变成低温低压的制冷剂了，低温低压的制冷剂再流到蒸发箱，通过鼓风机的工作，这个自然风经过蒸发箱变成冷风，然后通过分配箱吹到车内来降温。低温低压制冷剂通过低压管后，可通过压缩机进入下一个循环中。图4-SEQ图4-\*ARABIC1传统汽车空调系统流程图Figure4-1Flowchartoftraditionalautomobileairconditioningsystem二氧化碳汽车空调系统（AutomotiveAirConditioningSystem）跨临界制冷循环系统由压缩机、气冷器、蒸发器、内部热交换器、膨胀阀、与干燥储存器组成封闭回路。气体由压缩机升到跨临界压力后，进入气冷器，由冷却介质所冷却。为提升制冷系统的COP，从气冷器出的高压气体会在内部热交换器再一次降温，通过蒸发器低温低压蒸气进行热交换原理而实现，同时促使从蒸发器出的低温低压蒸气气化，为防止压缩机液击发生。在理想状况下，焓降，再利用膨胀阀减压，气体降温冷却后，会有部分的气体液化，湿蒸气进入蒸发器内气化，吸收周围介质热量后，而空气温度下降。但蒸发器内液体并不都气化，出口工质是在两相区，即气液并存，时有利提升蒸发器传热效率。在蒸发器出口需配置贮液器，为避免压缩机液击现象与便于压缩机回油。贮液器出的低压饱和蒸气进热交换器低压侧的管道，吸收高温高压跨临界气体的热之后，变为过热蒸气后进压缩机。制冷系统如此周而复始完成循环。REF_Ref20229\r\h错误!未找到引用源。图4-SEQ图4-\*ARABIC2二氧化碳汽车空调系统流程图Fig4-2FlowchartofCO2vehicleairconditioningsystem二氧化碳临界温度较低（），传统的压缩式制冷循环不足的主要原因是，在将其用于普通压缩式制冷循环的工质时，其性能和制冷能力易受到外界环境温度和冷却介质温度的干扰，循环工质的临界温度影响了发生冷凝过程的温度限定。二氧化碳至少高于外界温度才能得到理想的制冷系数。众所周知，而二氧化碳临界温度不高，其低，特别是在环境温度较高时，单位质量明显减小，随之而来的是制冷能力下降，系统制冷量减小，而功率较大，经济能较差。当冷凝温度小于，二氧化碳汽车空调系统才能与常规制冷剂相似的亚临界循环，但在实际工况中低于的可能性不大。根据热力学第二定律，得制冷循环理论的效率、卡诺循环、制冷系数与工质性质没有关系，因此跨临界制冷循环技术可避免制约条件。在跨临界压力情况下，如果采用中间回热降低循环不可逆损失，可提升系统经济性能指标。二氧化碳汽车空调系统布置（AutomotiveAirConditioningSystemLayout）4二氧化碳汽车空调系统本系统采用主发动机直接驱动压缩机，通过皮带驱使压缩机发动。为防止影响发动机稳定性和汽车的性能，一般会在压缩机中装有电磁离合器，在超过性能时自动脱开。将气冷器安装在散热水箱之前，用气冷器风扇和室外风对二氧化碳制冷剂进行热交换。同时也要考虑气冷器和散热水箱的距离，因水箱散热效果会因两者的距离受到影响。还要在气冷器前加风扇，不仅可以加大风量，还可以增强制冷效果。蒸发器布置在轿车仪表板的下方，要注意的是，因蒸发器安装在车内，要尽量减少蒸发器及出口阻力，来减少风量损失与降低噪音。膨胀阀会在蒸发器入口处，与蒸发器一起布置。一般情况下，膨胀阀在出厂前已经调试结束，不再做调整。5二氧化碳汽车空调系统热力计算及设备选型

二氧化碳汽车空调系统热力计算及设备选型ThermalCalculationandEquipmentSelectionofAutomotiveAirConditioningSystem压缩机（compressionengine）压缩机是汽车空调制冷系统的核心，压缩机有两个作用，一个是压缩制冷剂，一个是为制冷剂的推送循环提供动力，将蒸发器内低温低压的制冷剂成为高温、高压的制冷剂，并送入冷凝器中。而汽车复杂的运行自然决定压缩机转速的变化。对汽车空调压缩机提出几点要求：要求有足够的制冷能力，尤其是在怠速和低速运转时。要求节能，尤其是在高速和超车行驶时，动力消耗不要太大，以免影响汽车的正常行驶。要求体积小，质量轻，安装方便。要求性能优良，噪声小，工作可靠耐久，运转平稳。REF_Ref22639\r\h错误!未找到引用源。4.1.1压缩机结构形式的演变根据压缩机不同结构的形式和零件的形状，作如下分类。图5-SEQ图5-\*ARABIC1汽车空调压缩机种类Figure5-1TypesofAutomotiveAirConditioningCompressors4.1.2压缩机技术要求表5-SEQ表5-\*ARABIC1压缩机技术要求Table5-1CompressorTechnicalRequirements序号技术要求技术指标1耐压性高压侧48Mpa以上低压侧36Mpa以上2泄露<100g/y(压缩机)<500g/y(系统)3制冷量压缩机制冷量和功耗应与的R134a的压缩机接近4离合器静脱离扭矩>35Nm5清洁度<30mg(压缩机)<120mg(系统)6耐久性运行400h无故障根据此表格，我们可知，在选型设计二氧化碳压缩机时，要考虑多种因素，如耐压性、耐久性、制冷量等。4.1.3压缩机的选型当车身结构定下来以后，汽车空调系统设计的接下来的任务是计算车室内热负荷。此计算是压缩机选型的根据。进行选型计算时，要知道选择的压缩机的产品性能参数，如转速，缸径，行程，气缸数，理论排气量、质量、外形安装尺寸、接管尺寸、电磁离合器的规格型号、适用的制冷润滑油、注油量、制冷剂的蒸发温度和冷凝温度等。再接着是了解该产品性能测试的工况:如压缩机的制冷量、输入功率、二氧化碳制冷剂质量流量等。压缩机排量的确定蒸发器产冷量源自制冷剂气化潜热，因此制冷剂质量流量可为 （4-1）式中——制冷剂的质量流量，单位为kg/s，——蒸发器的制冷量，单位为kW;——蒸发器的进口处的制冷剂干度，通常为0.15;——制冷剂的气化潜热，单位为kJ/kg.制冷剂的体积流量为 （4-2）式中——制冷剂体积流量，单位;——压缩机的吸气口处的二氧化碳制冷剂蒸气比体积，单位。由于压缩机结构等原因，实际体积流量要比理论体积流量要小，即输气系数。通常取值是0.65-0.75，其值是与冷凝温度、蒸发温度和压缩机类型有影响。如果压缩机理论排量是L，转速是n，则压缩机理论输气量的公式 （4-3）式中——压缩机的理论输气量，单位为;——压缩机转速，单位为;——压缩机理论排量，单位为。因为输气系数，故压缩机的理论排量为 （4-4）不难看出，只要蒸发器产冷量确定，压缩机的排量与转速两者成反比关系。同时，每个车型的车室空间都有一定的大小，所以各类车型选配的压缩机排量有其各自推荐的范围。例如，小型轿车空间十分紧凑，发动机功率不是很大，因此在选配时要注重压缩机的效率、功耗与外形尺寸，同时注意它的结构形式以滑片式为主，一般推荐压缩机排量范围在80～100。低、中档乘用车和货车空调，由于车室空间有限，因此压缩机结构形式以摇盘式为主，推荐压缩机排量在120~150。目前来说，中、高档乘用车采用变排量压缩机，排量一般在150~250之间，如一汽大众公司生产的奥迪A5乘用车采用7SB16型排量为161的变排量压缩机。4.1.3压缩机传动比与转速的确定非独立式汽车空调系统中，压缩机是发动机的附件，发动机转速和两者间的传动比影响了转速的大小。对于非独立式空调系统和压缩机工作的安全性来说，确定传动比很重要。在设计时，发动机曲轴带轮直径大于压缩机的，也就是说压缩机转速比发动机转速高。若要确定压缩机额定工况转速，考虑发动机与压缩机两者的传动方式和各自地传动比，只要确定压缩机转速，那么压缩机产生的实际工质流量与所需冷量相一致，即可匹配蒸发器冷量。汽车发动机的转速范围是较为宽泛的，但压缩机的额定转速是确切地数值。正常行驶状态下，当发动机转速为2000时，若传动比为1:1.25，则压缩机的转速就可达到2500。若压缩机排量过大，而所需的转速小于1800，则压缩机将会一直在低于所需转速的情况下工作，将导致蒸发温度降到以下，防霜开关不断地接通压缩机。若压缩机排量太小，所需转速大于2000，当发动机怠速时，压缩机的制冷量达不到要求，过高又会超过限制。所以选择合适地计算转速至关重要。一般来说，压缩机额定工况的转速设定为1800，非独立式的汽车要提高发动机的怠速，来防止因怠速时导致压缩机转速过小制冷量不足的现象。REF_Ref22639\r\h错误!未找到引用源。表5-SEQ表5-\*ARABIC2计算车型额定工况各参数Table5-2CalculationofParametersofRatedWorkingConditions制冷系统形式非独立式制冷剂R744压缩机转速n/r.min-11800蒸发温度冷凝温度液体过冷度气体过热度压缩机吸气温度10°压缩机吸气管路的压降3.5MPa压缩机排气管路压降8MPa车室热负荷4000W确定压缩机压力和温度根据制冷剂蒸发温度和冷凝温度，查热力性质表可知，那么蒸发和冷凝压力分别为：计算标准空调工况的压缩机排气的压力，高于制冷剂冷凝的压力，即：。压缩机的吸气压力。因低于制冷剂的蒸发压力即：依据，查热力性质表：得出压缩机吸气口的制冷剂比焓为，，比熵。依据，查热力性质表：压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓为。额定空调工况下压缩机的指示效率为：在额定工况下，此时压缩机的排气比焓：依据，查热力性质表：标准工况下的压缩机排气的温度为。计算额定空调工况制冷系统所需制冷量。根据已知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度：。蒸发器出口制冷剂气体温度为：。按可知查热力表有：蒸发器进口处制冷剂的比焓，由热性质表有：蒸发器出口制冷剂的比焓。在额定空调工况下，蒸发器的单位制冷量为：。稳态工况下，制冷系统的制冷量应和车内热负荷平衡，所以在计算时应留有富余量，毕竟实际情况与车内热负荷平衡会有一定差距。若该余量为10%，那么制冷系统的制冷量是：确定额定空调压缩机所需的制冷量（1）

标准空调工况下的制冷系统的制冷剂单位流量为：。（2）

标准空调工况下的压缩机单位的质量制冷量为：。

（3）

标准空调工况下的压缩机单位的体积制冷量为：。

（4）

对稳态过程而言，制冷系统组成部件的制冷剂质量流量是应当大致相同的，所以标准空调工况的压缩机制冷剂的质量流量是：，该工况压缩机所需制冷量测试工况压缩机制冷量（1）

测试压缩机工况：设定制冷剂的冷凝温度；制冷剂的蒸发温度；膨胀阀前制冷剂液体过冷度；压缩机的吸气温度;其余参数相同。（2）

依据制冷剂和，查表测试工况，制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为。压缩机吸气压力。压缩机排气压力。（3）

根据，查过热蒸汽的热力表，得压缩机测试工况下吸气（4）

根据膨胀阀前制冷剂液体温度，查饱和状态下热力表，得膨胀阀前制冷剂液体比焓。（5）

测试工况压缩机的单位质量制冷量：。（6）

测试工况压缩机单位体积制冷量为：。（7）

因标准空调工况和测试工况压力和温度参数是相同的，那么两种工况压缩机的输气系数一致，在测试工况下的制冷量是：。（8）

测试工况压缩机的制冷剂的单位质量流量为：。确定测试工况下压缩机所需轴功率（1）

依据，可得压缩机等比熵压缩终了的比焓，制冷剂温度。（2）

在测试工况下的压缩机的单位等比熵压缩功为：（3）

在测试工况下的压缩机的理论等比熵功率为：。（4）

在测试工况下的压缩机的指示效率为：。（5）

测试工况压缩机指示功率为：。（6）

在测试工况下压缩机的摩擦功率为：（7）

在测试工况下，压缩机的轴功率为：。根据以上数据，综合考虑各种压缩机的型号和性能，采用国外一款比泽尔压缩机，汽缸数目为个，活塞直径为，行程，排量为，余隙容积为。该性能如REF_Ref5601表5-3REF_Ref5601表5-3所示。表5-SEQ表5-\*ARABIC3压缩机技术参数Table5-3CompressorTechnicalParameters压缩机2KTE-5K-40S制冷量15.01kW蒸发器容量15.01KW输入功率4.93KW电压范围380-420V气冷器容量19.94KW质量流量296kg/h排气温度末降低88.6℃COP3.04排气量5.8气缸数*缸径*行程重量96kg润滑油型号BSE85K气冷器的设计计算(Designandcalculationofaircooler)跨临界汽车空调中，换热器是系统设计中重要组成部件之一，是较为复杂的。在系统中有三种不同的换热器——气体冷却器，蒸发器和内部热交换器，每个的功能作用不同，分别完成向环境进行热量交换，吸热制冷及内部热交换等功能。为了优化汽车空调系统，需要对换热器部件进行优化设计和理论分析。跨临界汽车空调系统中，冷凝器作用就是提供足够的散热量，将制冷剂热量释放到高温热源中。在此放热过程中没有发生相变，仅是气体的冷却过程。虽制冷剂在气冷器中没有发生相变，但其物理性质会发生剧烈变化，特别是在临界点附近，那时我们将难以预测其流动特性和传热特性，给研究带来困难。REF_Ref22969\r\h错误!未找到引用源。4.2.1气冷器的常见结构通常汽车空调系统中典型结构主要有4类：管片式，管带式，鳍片式和平行流式。图5-SEQ图5-\*ARABIC2管带式冷凝器Figure5-4Tube-beltcondenser图5-SEQ图5-\*ARABIC3管片式冷凝器图图5-4平行流式冷凝器Figure5-3segmentcondenserFigure5-4Parallelflowcondenser表5-SEQ表5-\*ARABIC4气冷器的常见结构Table5-4CommonStructureofAirChiller名称管片式（REF_Ref8706错误!未找到引用源。）管带式（REF_Ref8873错误!未找到引用源。）鳍片式平行流式（REF_Ref8918图5-）组成由圆形铜套或者铝管以及套在其上的翅片组成由弯成蛇形的多孔扁管和折成V形或U形的散热片组成在扁平的多通道散热管表面直接铣削出鳍片状散热片，再装配成冷凝器在两条集流管间有多条扁管相连优点结构简单，加工方便，价格廉价传热效率比管片式冷凝器高15%～20%散热性能在管带式的基础上提高5%，节省材料，且抗震性特别好传热效率可比管带式冷凝器提高约30%缺点散热效果差工艺复杂，焊接难度大，且对材料性能要求高铣削时，用到专门的设备。焊接点多焊缝长度大，可靠性和耐久性还有待提高用途大中型汽车上广泛使用小型汽车的制冷装置气冷器有2种类型：一种是用空气冷却，一般用于汽车空调、家用空调等方面；另一种是用水冷却，主要是套管式和壳管式两种类型的换热器，常用于热泵热水器。4.2.2气冷器的设计负荷气冷器的热负荷，式子中：4.2.3气冷器的设计计算使用制冷剂平行流式的气冷器，换热量。液体的制冷度，根据和排气温度，空气进风温度。确定空气流量查热力性质图表，可得排气比焓，过冷液体比焓，制冷剂的质量流量。空气进口温差，则空气的体积流量。结构初步设计图5-SEQ图5-\*ARABIC4平流式多孔扁管截面与翅片的结构Fig5-4Structureofsectionandfinofadvectionporousflattube表5-SEQ表5-\*ARABIC5结构具体参数Table5-5StructureSpecificParameters翅片宽度（mm）翅片高度（mm）翅片厚度（mm）翅片间距（mm）百叶窗间距（mm）百叶窗长度（mm）百叶窗角度（mm）多孔扁管6个内孔高度（mm）1.4内孔宽度（mm）2.5扁管外壁高度（mm）2.2宽度（mm）迎面风速为，扁管分三个流程，个数分别是10、6、4。。根据初步设计，可计算出下列数据:扁管内表面积扁管外表面积翅片表面积为总外表面积为百叶窗高度为扁管内孔水力直径为翅片通道水力直径为空气侧表面传热系数最小截面处风速，空气进出口温度平均值，查空气物性参数表得，可算出的努塞尔数，传热因子和雷诺数。，，。制冷剂表面传热系数若忽视管壁热阻及接触热阻、忽视制冷剂侧污垢热阻空气侧污垢热阻，对数平均数，则传热系数对数平均温差传热面积扁管长度。校核空气流量，与上文所算的误差是1.08%，校核通过。蒸发器的设计计算(DesignCalculationofEvaporator)蒸发器和冷凝器都是换热器，其作用和冷凝器并不相同。从膨胀阀出的低温低压的雾状二氧化碳在蒸发器中进行热交换，以得到降温。因汽车上的蒸发器装置位置受到限制，将其安装在仪表盘后方，因此，在蒸发器尽量小的情况下，尽可能增大其换热面积和通风效果，来提高制冷效率。同时，也会将凝结水排出车外，但蒸发器表面温度会较低，空气中水分因冷却而凝结在蒸发器表面，出现“结霜”的问题。REF_Ref23089\r\h错误!未找到引用源。4.3.1蒸发器的典型结构对于常用汽车空调系统而言，一般采用的结构有管片式、管带式、层叠式(也称板翅式)。这些结构和气冷器相差不大，外形有所不同，故此处不再赘述。图5-SEQ图5-\*ARABIC5管片式蒸发器图5-SEQ图5-\*ARABIC6管带式蒸发器Fig5-5SegmentEvaporatorFig5-6PipeBeltEvaporator图5-SEQ图5-\*ARABIC7层叠式蒸发器Figure5-7laminatedevaporator4.3.2蒸发器设计计算确定设计参数首先在进行设计计算时，一些参数有通用标准，一些参数需经过估算方可确定。就实际情况，汽车空调系统时翅片式蒸发器计算前要确定几点参数:气体过热度，蒸发温度，则蒸发器出口制冷剂温度是，制冷量，，查热力性质表，。制冷剂循环量：蒸发器的送风量在一些的文献中，这个参数通过具体计算得出，但经过多次计算的经验来看，这种计算并不十分合理。在文献中，一般是规定蒸发器出风的参数，但计算出的送风量在实际应用中没有合适风机完成送风。确定制冷量后，可以初步估算出送风量，根据比值，制冷量与送风量之比最好在1:8-9，然后根据估算的送风量大小来选定风机的型号与数量。选取风机时，可以选取稍大于初步估算的送风量为好。空气侧的计算参数汽车空调系统中，需要规定蒸发器空气的参数具体数值:空气进风干球温度空气进风湿球温度当地标准大气压冷媒侧的计算参数汽车空调系统中，需要规定蒸发器冷媒侧参数具体数值:蒸发温度冷凝温度(3)膨胀阀进口前冷媒过冷度(4)蒸发器出口时冷媒过热度翅片式蒸发器的结构参数图5-SEQ图5-\*ARABIC8散热板、翅片和百叶窗结构图Fig5-8Structuraldrawingsofheatplates,finsandshutters结构尺寸的基本参数表5-SEQ表5-\*ARABIC6散热板尺寸Table5-6Sizeofheatplate宽度（mm）高度(mm)铝板厚(mm)边缘宽度(mm)内部隔板宽度(mm)内部流道高度(mm)内部流道宽度(mm)表5-SEQ表5-\*ARABIC7翅片尺寸Table5-7Findimensions宽度(mm)高度(mm)厚度(mm)间距(mm)表5-SEQ表5-\*ARABIC8百叶窗尺寸Table5-8WindowDimensions间距长度角度散热板内表面积散热板外表面积迎风面积散热板翅片表面积散热器总外表面积肋通系数百叶窗高度散热板内孔水力直径翅片通道水力直径迎面风速为，求最小截面处迎面风速得空气进出口温度平均值，查二氧化碳表得，可求出努塞尔数，传热因子和雷诺数。，，。空气侧表面传热系数总传热面积与迎风面积蒸发器风量为，依据蒸发器换热量得空气的比焓得出风干球温度，湿球温度，进风干球温度，湿球温度，比焓。迎风面积空气质量流量总传热面积散热板长度，取。若忽视管壁热阻和接触热阻、忽视制冷剂侧污垢热阻空气侧污垢热阻为，对数平均数，那么传热系数对数平均温差，取，，与前文计算的面积相差为0.5%，校核通过。本章小结(Summaryofthechapter)依据跨临界的循环特征和物性，对压缩机进行选型计算、气冷器和蒸发器进行详细的设计计算。

6其他零部件计算其他零部件计算选型CalculationandSelectionofOtherParts膨胀阀的计算选型（CalculationandSelectionofExpansionValve）本系统采用二氧化碳制冷剂，依据制冷剂的蒸发温度和冷凝温度，查饱和状态下的热力性质表，则蒸发和冷凝压力各自为：其余参数见表4-2。在额定工况下，单位制冷剂质量单位质量流量，在相同工况中，流过膨胀阀的制冷剂流量，应大于或等于冷机中流量，。膨胀阀总额定容量。查相关膨胀阀的相关手册，选膨胀阀型号QKF-L的。表6-SEQ表6-\*ARABIC1膨胀阀参数Table6-1ExpansionValveParameters型号QKF-L容量3.0USRT平衡方式外平衡接管密封O型外形尺寸（mm）50*65*39贮液干燥器选型（TypeofStorageDryer）贮液干燥器在发展中不断完善、改进的一种具有特殊作用的组成部分，其主要功能有“贮液”和“干燥”。制冷剂，随着物理形态的不同，产生吸、放热的现象，当向空调密封系统添加冷媒时，不可避免的有杂质进入管路中，从而堵塞空调系统管路，最终导致无法制冷，甚至严重时会产生爆炸。REF_Ref23243\r\h错误!未找到引用源。其作用是吸走空调密封管路中的水分，又可以过滤管路中的部分杂质。设计原则：贮液干燥器容积应和整个空调系统内容积相匹配。空调系统内容积大，贮液干燥器内容积也要大些，而系统内容积是由系统制冷量及系统装配需要确定的。贮液干燥器内容积和干燥剂体积协调，不允许干燥剂体积占满贮液干燥器内容积，一般所存空间应大于干燥剂体积2倍。干燥剂确定也和系统内容积及制冷剂加注量有关。贮液干燥器应考虑空调系统停止时，大部分制冷剂贮存到贮液干燥器内。这样考虑能保证在空调系统不同工况下，都能将多余制冷剂存贮到贮液干燥器中。贮液干燥器中干燥剂应和空调系统使用的制冷剂相容。贮液干燥器结构设计应考虑安装方便，同时应考虑其可靠性(如耐振动、耐压、耐高低温等)应和空调高压系统相适应。REF_Ref23305\r\h错误!未找到引用源。本文选用粗略估算方法计算，公式如下：，则气冷器出口制冷剂体积，干燥剂容量近似为，。表6-SEQ表6-\*ARABI