汽车空调系统设计

毕业设计（论文）任务书课题名称： 汽车空调系统设计 系 别： 汽车工程系 专业班级： 车辆工程 082 姓 名： 学 号： 指 导 教 师： 教研室主任： 系常务副主任： 二一一 年 十一 月 二十二 1摘 要汽车空调系统是实现对车厢内空气进行制冷、加热、换气和空气净化的装置。它可以为乘车人员提供舒适的乘车环境，降低驾驶员的疲劳强度，提高行车安全。空 调装置已成为衡量汽车功能是否齐全的标志之一。汽车空调的作用已是众所周知。汽车空调装置已不再是豪华奢侈的象征，不仅轿车、客车 上采用空调，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 汽车空调质量的要求也越来越高。近几年来，国内公路大量新建，尤其是高速公路迅速发展，有力地 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， 这两方面因素造成对客车空调器的需求大增。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，所以汽车制造厂、空 调器制造厂及空 调器维修站迫切需要了解汽车空调的有关知识。伴随汽车空调的普及与发展，汽车空调的发展大体上历经了五个阶段：单一取暖阶段、单一冷气阶段、冷暖一体化阶段、自动控制阶段、计算机控制阶段。空调的控制方法也历经了由简单到复杂，在由复杂到简单的过程，作为汽车空调系统的电路控制方面也在不断更新改进。关键词:汽车空调 故障诊断 维修 注意事 项1AbstractAutomotive air conditioning system is the realization to the inside of the train air for refrigeration, heating, ventilation and air purification devices. It can provide comfortable for a ride by bus driver of the environment, reduces the fatigue strength, improve the driving safety. Air conditioning unit has become a car is all ready function to measure one of the marks. The role of automotive air conditioning is well known. Automotive air conditioning unit is no longer a luxury, not only the symbol of cars, buses, trucks, the air conditioning engineering installation of air-conditioning equipment in the car. People of the air conditioning needs more and more urgent, to the requirements of the quality of the automotive air conditioning more and more is also high. In recent years, the domestic highway, especially a new highway rapid development, effectively drive the highway passenger transport business, especially the rapid development of high speed passenger transport business. At the same time, with the surface of the earth is warming and the improvement of peoples living standard, promote the city bus began to USES air conditioning coaches, the two factors of air conditioner fuelled by the demand for passenger cars. Due to the passenger cars were largely developed by the domestic, and the air conditioning system should be domestic car factory and air conditioner factory to design, form a complete set, so the car manufacturers, air conditioner manufacturers and the urgent need to understand automobile air conditioner pit on the knowledge of air conditioning. Along with the development and popularization of automotive air conditioner, air condition in the development through five stages: a single heating stage, a single air conditioning phase, the changes in temperature and integration phase, automatic control stage, computer control stage. Air conditioning control method also after from simple to complex, from simple to complex in the process, as the air conditioning system of the car circuit control are constantly updated improvement. Keywords: Automotive air conditioning Fault Diagnosis Maintenance Note 1目录摘要Abstract第 1 章 绪 论第 2 章 方案论证2.1 汽车安装空调的提出2.2 汽车空调的特点2.3 汽车空调的组成2.3.1 汽车空调压缩机的选用2.3.2 蒸发器的选用2.3.3 冷凝器的选用2.3.4 节流膨胀机构2.3.5 其他部件2.4 货车空调制冷剂的选择2.5 初步方案第 3 章 货车空调系统的设计及计算.3.1 确定空调制冷量3.1.1 工况条件的确定3.1.2 制冷量的确定3.2 压缩机的选配3.2.1 循环状态参数的确定3.2.2 循环热力计算3.2.3 压缩机选配3.3 膨胀阀的选择3.4 蒸发器的设计计算3.4.1 工况参数确定3.4.2 初步规划3.4.3 干工况和湿工况下空气侧表面传热系数的计算3.4.4 计算析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数 13.4.5 初步估算迎风面积和总传热面积3.4.6 计算制冷剂侧表面传热系数3.4.7 计算总传热系数和传热面积.3.4.8 计算空气侧阻力损失 pa3.5 冷凝器设计计算3.5.1 工况参数确定3.5.2 结构初步规划3.5.3 空气侧表面传热系数计算3.5.4 制冷剂侧表面传热系数 r3.5.5 冷凝器长度计算3.5.6 校核空气流量3.5.7 计算空气侧阻力损失3.6 汽车空调电子控制系统的设计3.6.1 汽车空调的压力控制系统3.6.2 安全保护系统 3.6.3 温度控制系统3.6.4 风机控制系统3.6.4.1 冷凝器风机继电器3.6.4.2 蒸发器风机转速控制器第 4 章 程序的设计4.1 压缩机的选配4.2 蒸发器的计算4.3 冷凝器的计算结 论致 谢参考文献1第一章 绪 论空调是空气调节器（Air Conditioner or A/C）的简称。在炎热的夏季或寒冷的冬季里，空调作为改善室内环境舒适性的主要途径，正在我们的生活中发挥重要的作用。汽车-作为生活中主要的交通工具，其驾驶室环境更加恶劣- 冬冷夏热。因此汽车也需要使用空调来改善驾驶室内的环境舒适性。汽车空调的功能是用来调节驾驶室和车厢内空气的温度、湿度和洁净度，并使车厢内空气流通，让驾驶员和乘客感到舒适的一种汽车附属装置。汽车诞生距今已有 100 多年了，但第一台汽车空调装置直到 1927 年才出现。当时汽车空调的内容仅仅是加热器和通风系统。1940 年，英国 Packard 汽车公司第一次提供了通过制冷方式使车内空气凉爽的方法。第二次世界大战后，汽车空调开始有了实质性的发展，在技术上和数量上都有了很大的提高。随着汽车工业的迅猛发展和人民生活水平的日益提高，汽车开始走进千家万户。人们在一贯追求汽车安全性、可靠性的同时，如今也更加注重对舒适性的要求。因而，空调系统作为现代轿车基本配备，也就成了必然。目前，汽车空调已经广泛应用在现代汽车上。它不仅可以改善驾驶员的工作条件，提高其工作效率和驾驶安全性，同时还可以提高汽车等级，改善汽车的乘坐舒适性。汽车空调不再是一种奢侈品，而是汽车现代化的重要标志之一。目前发达国家乘用车空调安装率已达 90%以上，而且大多数采用自动控制。我国虽然起步较晚，但近年来发展也很快。近年来环保和能源问题成为世界关注的焦点，也成为影响汽车工业发展的关键因素。各种替代能源动力车的出现为汽车空调业提出了新的课题与挑战。随着我国国民经济水平的日益提高及汽车工业的飞速发展，汽车正逐步进入家庭，在近几年汽车保有量急剧增加的同时，人们对汽车舒适性的要求也越来越高了。汽车空调装置作为汽车舒适性的一个重要方面，在汽车上已经相当普及 1。我国汽车空调的安装随着汽车工业的发展已达到 100%的普及型，空调已成为现代汽车的一项基本配备，给汽车空调的使用与维修带来了新的挑战。论文最后以汽车空调的故障检修的方法，对汽车空调系统的在深入探究，已达到对汽车空调系统的了解，并运用在实际工作中。汽车空调系统采用的是蒸发压缩式制冷原理，主要有以下几大部件： 蒸发器、 压缩机、 冷凝器、 干燥器、膨胀阀、 其他附属装置。它的制冷原理是利用冷媒在其气液两相变换过程1中的热量交换实现对车辆内部环境的调整：当液态制冷剂流经蒸发器时，吸收车辆内部的热量，使得驾驶员和成员感受到头凉脚暖的效果。本次设计的系统采用R-134a制冷剂，平流式冷凝器，层叠式蒸发器和涡旋式压缩机。该设计讲述了货车空调系统组件的选择过程，并对冷凝器和蒸发器做出设计。1第二章 方案论证2.1 安装汽车空调的提出空调是汽车现代化标志之一，已成为现在汽车的标准配置。汽车空调的基本功能是在任何气候和驾驶条件下，都能改善驾驶员的工作条件和创造舒畅的行驶环境。随着汽车技术的不断发展，对舒适性的要求越来越高。舒适性是由舒适性是人对车内的温度，湿度，空气流速，含氧量，有害气体含量，噪声，压力，气味，灰尘，细菌等参数指标的感觉和反映决定的。现代汽车空调就是将车内空间的环境调整到人体最适宜的状态，创造良好的工作环境和劳动条件，以提高驾驶员的劳动生产率和驾驶安全；同时，保护驾驶员的身体健康，利于乘员旅游观关，学习或休息。为此，现在汽车空调系统的功能可以概括为以下几方面；1.调整车内温度 2.调整车内湿度 3.调整车内气流速度 4.净化车内空气 5.定期更换车内空气 6.调节送风方向 7.控制车内温度分布及波动。等等这些，汽车业主更愿意花钱买有空调的汽车。2.2 汽车空调的特点汽车直接暴露在室外，承受日晒雨淋和泥沙侵蚀，环境条件恶劣，乘员的出入频繁及车内乘员占空间比大，要求车室内的空气参数能迅速调节到位因此需要空调系统必须有一定的储备能力。汽车的门窗面积占整车外表面积的比例较大，给密封和隔热带来一定困难。车速变化的偶然性（尤其是对于被动式驱动方式的汽车空调系统，因车速变化直接影响到空调系统压缩机的转速）增加了对汽车空调系统变工况运行控制的难度。车内空间的限制不但给空调系统的布置造成困难，而且由于部件间的间距有限，在一定程度上影响了换热器的换热效果。 路面颠簸不平引起的振动或因沙石的撞击，泥沙的腐蚀性等容易引起制冷剂的泄漏。车用空调装置的结构、外观设计和布置，除必须与车身内饰和外观协调、统一，保持整车的完美以外，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，这是普通空调设计不会碰到的。动力源多样结构紧凑、质量小2.3 汽车空调的组成汽车空调的组成和其他空调系统的组成大都相同，都是由空调压缩机、蒸发器、冷凝器、节流膨胀机构和其他部件等几部分组成。下面针对每一个组成部件进行具体的讨论，对他们的选用给出具体的依据。2.3.1 车空调压缩机的选用力空调压缩机是汽车制冷系统的心脏，是推动制冷剂在制冷系统中不断循环的1动源，变排量压缩机还起着根据热负荷大小调节制冷剂循环量的作用。除部分客车空调（独立式空调）压缩机是由专门的辅助发动机驱动外，大部分汽车空调压缩机均由汽车主发动机驱动（非独立式空调），压缩机的转速与发动机呈一定比例在很大的转速范围内同步变化，再加上其固定是通过支架与发动机刚性连接。因此汽车空调制冷系统对压缩机有更高的要求：. 由于汽车使用区域广，各地的热、湿负荷变化大，在设计、选用压缩机时，应能保证在；极端情况下仍能具有令人满意的降温性能；. 要有良好的低温性能，在怠速和低速运转时，具有较大的制冷能力和较高的效率。. 降温速度要快，即乘员进入车内后，制冷系统应能在最短的时间内满足乘员的舒适性需要；. 由于汽车空调系统的蒸发压力和冷凝压力变化大，怠速时达到很高的冷凝压力，要求压缩机有较好的耐压性和耐渗透性，同时为安全起见，应装有泄压阀。压缩机类型特 点立式压缩机 传统结构，工艺成熟，零件数量少，可靠性好，但是其效率低，尺寸大，转速不易提高斜板式压缩机往复活塞式结构，通过多缸化、全铝化、改进润滑方式、简化结构等措施，更加小型、轻量化。但其零件数较多，零件互换性较差，工艺要求高。它的能量调节是突变性的、有级的，不利于车内环境的稳定，而且对发动机的稳定工况有不利的影响，且节能效果不显著卧式压缩机旋转式压缩机结构紧凑、效率高、转速高、工艺要求更高，涡旋式和三角转子式是近年来出现的许多体积小、重量轻、效率高、省动力、节能型车用空调压缩机的代表。它们的能量调节是无级变化的，节能效果显著三角转子式压缩机由于加工难度大，质量难以保证这以致命弱点，现在国外已不再生产。涡旋式压缩机 密封性好、容积效率高、一般可达 90%以上；结构简单，零件数少；国内已经可以批量生产，已有厂家实现流水线作业生产汽车空调压缩机一般采用开启式、容积式结构，除部分由辅助发动机直接带动外，1大多靠电磁离合器由带轮与发动机通过传动带进行连接。中、小型汽车空调压缩机以摆动斜盘式、旋转斜盘式、蜗旋式和滑片式为主。斜盘压缩机又分旋转斜盘式和摆动斜盘式两种，是目前应用最多的机型，其结构紧凑，便于向变排量压缩机转化。目前，批量生产的变排量压缩机，基本上都是由斜盘压缩机衍生而来的，蜗旋变排量压缩机只占市场份额的极小部分。旋转压缩机以结构紧凑、效率高、允许转速高为主要特点，但工艺要求高，加工困难，怠速时效率降低。由于结构上迎合了汽车厂追求高转速的要求，随着工艺的进步、结构形式的改进，蜗旋压缩机的蜗旋盘加工等工艺问题已基本得到解决。从目前空调压缩机的发展趋势来看，空调压缩机制造技术不断追求的目标：. 结构紧凑 . 高效节能 . 微振低噪 . 绿色环保。如图2.3.2 蒸发器的选用首先综述一下空调热交换器。汽车空调的热交换器有冷凝器和蒸发器两大主要器件。现在这两大部件都在采用铝质材料方面的技术已经比较成熟；再加上铝材质轻；加工性能良好，可以采用多种成型和装配技术；其在低温下不易发生断裂，有较好的延伸性；铝材没有毒性，冲击后不产生火花，不带磁性，使用安全。所以本课题采用铝质换热器。蒸发器芯和加热器芯的结构型式主要有管片式、管带式和层叠式。管片式 管片式换热器主要结构和冷凝器类似，只是由于两者的安装位置和空间限制的影响，在具体形状和尺寸上有所差别。其方法是将厚度很薄的铝箔，按管组排列方式，在高速冲片机上冲出折边孔，肋片可以做成整张的，也可以由几张拼制而成。然后将圆管穿入肋片孔中，为保证铝箔的孔边与圆管接触良好，减小接触热阻，必须将安装好的管片在专门的胀管机上进行胀管，以使管子和肋片之间的接触面上有一定的接触应力。管带式与管片式相比，一般说来管带式的传热效率比管片式高 10%左右，并且管带式重量轻；零件数少，便于管理；管子接头焊接点少，制冷剂泄漏的可能性小，1抗震性能比管片式好。但是管带式的管子与散热带的连接需焊接，铝焊接工艺比较复杂，难度较大，且其一般式一条通路，制冷剂要通过整个管道，阻力损失较大。故此次的课题不选择管带式。层叠式（板翅式） 层叠式蒸发器是由两片冲成复杂形状的铝板，叠在一起形成夹板组成制冷剂通道，每两个夹板之间放置有波浪形散热带，然后一层层叠起来。层叠式蒸发器同样需要双面复合铝材，并且焊接要求较高，两片铝板之间只要存在未焊住的微小隙缝，就会发生制冷剂泄漏。因此这种形式的蒸发器的加工难度很大，但换热效率也很高，结构紧凑。是现在最常见的蒸发器芯体结构形式。本课题采用此结构作为蒸发器芯体的结构层叠式蒸发器芯体尽管在热工性能及体积和质量等方面有其优点之处。然而，它也在一些方面存在问题。例如：对模具制造的要求更高，制造费用昂贵；制造、装配、焊接的工艺复杂，要求高；有时还存在制冷剂流动噪音较大等问题。下面对于管片式、管带式、层叠式在各个方面进行比较，结果如表12.3.3 冷凝器的选用冷凝器的作用是使由压缩机排出的高温高压制冷剂气体在冷凝器内通过金属管壁和翅片的与冷凝器外部的空气进行热交换，将高温高压气态制冷剂转变为高温高压的液态制冷剂，并把热量散发到车外环境中。制冷剂的换热大体上可以分三个阶段，即过热、两相和过冷。过热和过冷阶段制冷剂处于单相状态，发生的是显热交换；而在两相阶段，制冷剂发生集态变化，即冷凝，属于潜热交换。在冷凝器中，制冷剂的大部分热量是在凝结阶段释放的。汽车用冷凝器均采用铝，主要是考虑铝的重量比较轻，作为铝质的冷凝器来讲需要采取防腐蚀措施，如阳极氧化、化学处理、阴极防腐等方法。 冷凝器的结构型式有：管片式、管带式、鳍片式、平行流式。由于平行流式冷凝器是目前较流行的结构型式，也是我们本课题所采用的主要型式。管片式的冷凝器与蒸发器基本相同，管带式冷凝器与管带式蒸发器有两点主要的不同：一是扁管是横向布置的，二是扁管宽度略窄些。现在我们就不再讨论管片式和管带式，重点讨论一下鳍片式和平流式。鳍片式结构是在特殊形状型材的散热管表面直接铣削出鳍片状散热片而得名的。1鳍片式这种形式由于管、片式一体，提高了抗振性、散热性能，节省了型材，并且管片之间无须焊接，可以在常温下加工，节约了能源消耗曾经被认为是最先进的车用冷凝器。但是由于需要专用的铣削设备，弯管也需专用夹具，一时难以大量推广。由于我国现在需要安装空调的货车量非常大，鳍片式的不能满足迅速大批量投产的要求，故本次的课题设计不采用鳍片式。平流式的冷凝器平行流式冷凝器是由管带式冷凝器演变而来，也是由扁管和散热翅片组成。不同的是平行流式的扁管不是弯成蛇形，而是每根截断的。两端各有一根集流管，制冷剂由管接头进入圆柱形或方形的集流管，然后分流进入椭圆形扁管，地流到对面的集流管，最后通过跨接管回到管接头座或另一管接头。集流管在中间有隔片，起到分流和汇流的作用。每段的管子数目不等，进入冷凝器时制冷剂为气态，比体积最大，管子数也最多。随着制冷剂逐渐冷凝成液体，其比体积逐渐减小，所占容积逐渐减小，管子数也相应减少。这种变化管子数目的结构设计使冷凝器的有效容积得到最合理的利用，使制冷剂的流动和换热情况更趋于合理。平行流式冷凝器吸收了管带式冷凝器的各种新技术，已成为目前使用最广泛的冷凝器结构型式。另外，平行流式冷凝器还有过冷式，即在冷凝器上集成了储液干燥器的结构。平行流式冷凝器与其它结构型式的对比见下表。2.3.4 节流膨胀机构1在汽车空调系统中，常用的节流装置有膨胀阀和节流短管两种型式。热力膨胀阀除了节流降压，使进入蒸发器的制冷剂在低温低压下蒸发气化吸热，实现制冷外，还能根据蒸发器出口制冷剂过热度的大小来调节制冷剂流量。由于H 型热力膨胀阀可靠性高，又便于机械手装配，在汽车空调系统中运用愈来愈广泛。热力膨胀阀的工作原理为膨胀阀的感温包感受蒸发器出口制冷剂过热度的大小来调节制冷剂流量，当在某一时刻系统的制冷量达到某种平衡，在下一时刻外界温度升高了，蒸发器内的制冷剂过热度增加，热力膨胀阀会动作，增大制冷剂的流量来降低蒸发器内的制冷剂过热度增加，以维持一个制冷系统的动态平衡。H型热力膨胀阀的外形和结构它的特点如下：1、系统回气直接通过阀体内腔作为感应信号，结构简单，感受系统的灵敏性高；2、抗振性能好；3、充注系统的热惯性极小，满足汽车空调起动时降温快的要求；4、静止过热度调整为外调式，便于系统匹配调试；5、可以安装在离开蒸发器的 其他地方，安装、调换膨胀阀方便。基于以上特点，目前汽车空调广泛采用 H 型。本课题也采用 H 型。2.3.5 其他部件在这里讲的其他部件包括储液干燥器及液体指示器，连接软管与接头等。而对于他们的选择我们将在以后的设计过程中详细的阐述，这里就不做过多的谈论了。2.4 汽车空调制冷剂的选择我们已经了解了汽车空调的组成主体，但是仅有这些还不够，空调要工作还需要有冷媒即制冷剂的参与，下面讲一下制冷剂的选择问题。在当前比较成熟的空调技术前提下，可供选择的制冷剂有氟里昂 12（R12） 、氟里昂 22（R22） 、R134a 三种。但是由于氟里昂类制冷剂对大气臭氧层的破坏作用。危及了人类的健康及生存环境，目前已经有相关文件出台，规定新装空调不得采用氟里昂类制冷剂，故这里就不再讲 R12 和 R22 了。R134a 由于其良好的制冷性能被选1做了氟里昂类制冷剂的替代品，这里谈到的替代品是因为 R134a 对大气的温室效应影响较大。由于现在制冷剂技术水平的限制，我们目前只能选择 R134a 作为这个课题的制冷剂了。2.5 初步方案在初步选择了主要器件之后，所以设想的方案如下图，具体布局待计算完尺寸以后确定。请老师批评和指导。1. 压缩机 2.蒸发器 3.冷凝器 4.储液干燥器 5.主发动机 6.风机7，加热器。1第 3 章 汽车空调系统的设计及计算3.1 确定空调制冷量选择设计车型为吉利 LG1。在汽车车通常的运行状态下，取其驾驶室内人数为4 人，车速为 50Km/h，采用 R134a 为空调制冷剂。3.1.1 工况条件的确定轿车一般的工况条件：室外温度 =35，室内温度 27，冷凝温度out int=60，蒸发温度 =0 膨胀阀前制冷剂过冷温度 5，蒸发器出口过热度取tc et10，则压缩机的吸气温度为 t1=10，货车正常行驶速度 =40km/h，压缩机正常we转速为 n=1800r/min，过冷温度 t4=58.3.1.2 制冷量的确定 我国交通行业标准 JT/T21695“客车空调系统技术条件”中规定：客车空调设备的最大标定值应符合人均装机制冷量不应小于 1880KJ/h。并根据规定 4 人的座位轿车进行制冷量计算，取 4 人进行计算，并对其进行安全修正，修正系数为k=1.05。则有汽车空调的制冷量 =41880KJ/h=7520KJ/hQg=7520 KJ/h3.6=2088.9 Wg实际冷负荷 = k=2088.9 W1.05=2193.3 W s )12(取机组制冷量 =2500 W 0所以，取机组制冷量为 =2.5KW.3.2 压缩机的选配3.2.1 循环状态参数的确定根据公交车运行工况条件，画出其压焓图如图 6 所显，各状态点的参对空调压缩机进行工况设定表 2： 各循环状态点参数状态号 参数 数值 单位 备注10 0ht0397.22KJ/Kg1 11vt104060.07KJ/KgKgm/32 2ht58450.5KJ/Kg查图得 his122s st272442.5KJ/Kg4 4ht55279.31KJ/Kg5 5x0.43= +0.00250=0.82 tTbkei0327 273tTe6tk对 R12,R134a 或 R22，b=0.0025 =406+ KJ/Kgish121245082.0643.2.2 循环热力计算单位制冷量： =397.22-279.31 KJ/Kg= 117.91 KJ/Kg 40hq)2(机组制冷量： =2500W= =9000KJ/h 0QhKJ/103625 )32(制冷剂循环量： G = = 76.33Kg/h =0.0212Kg/s (2-gq/9.7014)取压缩机等熵效率 , KJ/Kg 则82.0s5.4hs(2-5)450.KJ/g KJ/g82.06461212 sShh单位压缩功：(2-6)J/g 5.4 J/g 406-5.121 hW压缩功： N = =76.33kg/h44.5 W3.6=943.52W (2-7)1GW取输气系数 ，由经验公式求得：0.94-0.085 12pn， 分别为压缩机吸排气压力，估算时可分别用蒸发压力 ，冷凝压力12 p0代入 R134a n=1.141.15 选取， =18.0 Bar =2.93 Bar (查压焓pkp0k图得)取 n=1.15 代入式 得0.94-0.085 =0.613090.6193.285.压缩机的排量： n=1800r/min( 2-8 ) nqvQVh 014167.rcmrc/62.8/6.89.0167. 334 3.2.3 压缩机选配根据压缩机排量 = ，可选南京奥特佳冷机有限公司生产的涡hVrcm/2.3旋式压缩机 WXH-106，其排量 = 106cmcm3 = ，该压缩机的制hhVrcm/62.831冷量为： =3207.5W =2500W，所以所选择的压1400 6.3167. vnqvQhQ0缩机满足需求。3.3 膨胀阀的选择系统制冷量 ，即 2500/3300=0.76 冷吨，故选用 0.8 冷吨的膨胀阀。WQ250外平衡式膨胀阀的内部压力从外部（蒸发器出口）导入，反映出蒸发器出口处的实际压力，弥补了蒸发器内部压力损失的影响。与内平衡式的相比，要达到同样的开度所需求的过热度要小得多，能充分发挥蒸发器传热面积的作用个提高制冷装置的效果。所以选择 0.8 冷吨的外平衡式 H 型膨胀阀。3.4 蒸发器的设计计算3.4.1 工况参数确定进口空气状态参数：干球温度 =24，相对湿度 50%；出口空气状态参数：1at干球温度 =13，相对湿度 90%；当地大气压力为 101.32Kpa，蒸发温度 0，要2at求制冷量 =2500 W，根据系统热力计算得出，采用 R-134a 时，制冷剂循环量0QG=76.33kg/h=0.0212kg/s。1、计算制冷剂进出口参数，由制冷量和制冷循环量，可求出制冷剂进出口比焓差为：hr kgKJGrQhr /05.192.021 计算中，下标“a”表示空气侧，下标“r”表示制冷剂侧，下标“1”表示进口，下标“2”表示出口。取制冷剂进口干度为 0.3 则根据蒸发温度 =0，查 R134a 的 LgP-h 图，有t0,于是制冷剂出口比焓值 ，同时可kgJrh/39.2601 kgJrhr/4.379121计算出蒸发器出口制冷剂温度为 ，则过热度为 -0=9.6363.91tr tr23.4.2 初步规划散热板及翅片与百叶窗的尺寸示意图如图 7 所示。蒸发器尺寸规划图散热板：宽度 =30mm， 高 =3.0mm，铝板厚度 =0.5mm，边缘宽度 3.4mm， TwThT内部隔板宽度 3.7mm，由此可以计算出内部流道尺寸 、 分别为Hhw= -2 =3.0-20.5 mm =2.0mm HhT )102(= -23.4-3.7 =30-10.5mm=19.5mm 翅片：宽度 =30mm，高度 =7.9mm，厚 =0.1mm，间距 =1.8mm；FwFhFFp百叶窗：百叶窗间距 =1.1mm，百叶窗长度 =6.8mm，百叶窗角度=37；LpLl（一）每米散热板长内表面积 为rA=2（ ）=2（2.019.5） =43 rAHh 310m/2310m/2)12(（二）每米散热板长外表面积 为ab,=2（ ）=2（3.030） =66 ab,Thw310/2310/2)13(（三）每米散热板长迎风面积 为faceA= =（37.9） =10.9 faceATF3m/23m/21)142(（四）每米散热板长翅片表面积 为afA,=27.9 30 =263.3 afA, 31033108.m/2310m/2)15(（五）每米散热板总外表面积 为a= =66 263.3 =329.3 ab,afA, 33/23/2)6(（六）肋通系数 为1.019.0323face )17(（七）百叶窗高度 为Lh=0.5 tan =0.51.1tan mm =414.7 mm Lhp7310)82(（八）散热板内孔水力直径 为rhD,mwhDHrh 319.)25.19(4)2(4, )192(（九）翅片通道水力直径 为ahD,)()(, FFahp )20(m792.)1.09.7()1.08.(2 3.4.3 干工况和湿工况下空气侧表面传热系数的计算（一）取迎面风速 =4 m/s，根据已知条件，求最小截面处风速 为av max,v 633max, 10)(10FFLFThpv )21(skgskg/83.7 /).9.7().4(4 633 （二）按空气进出口温度的平均值 ，查取空气的密度20_t，动力粘度 ，热导率3/205.1mK )/(.86smKg1，普朗特数 =0.703 等热物理性质，并计算出以下数)/(1059.22KmW rp值：雷诺数 57310.8.37205.1Re 63ax, Lapv )2(传热因子 23.042.0)(e249.0 FLLa hlhj )(018763.9.7).86(17.57. 2601.3.042.0 努塞尔数 5.48.PrRe 3/3/1ajNu )4(表面传热系数： )/(09.25)/(10.5926 2232 KmWKWpLa (3.4.4、计算析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数出风温度：干球温度 13，相对温度 90%；则比焓值 （干空气） ，kgJah/.342进风温度为：干球温度 17，相对湿度 50%，比焓值为 （干空气）.51求析湿系数为528.)1327(05.10.4)(21, aaptch )26(于是，湿工况下空气侧表面传热系数 为aeq,)/(98.2)/(8.9. 22, KmWKmWaaeq )7(3.4.5、初步估算迎风面积和总传热面积计算空气质量流量 amq,sgaQqhem /16.0.345.221, )28(计算迎风面积 0,faceA232,0, 1089.35.1 mmvqamface )9(计算以外表面为基准的总传热面积 0A=0.969 20,0 .2.3Aface 2)30(1计算散热板长度 ，一共取 12 块散热板，分 1 个流程，则TlmhAlFTface 245.0)079.3.(2812)( 30, )31(取 =0.250 ml3.4.6 计算制冷剂侧表面传热系数 由 =0，查 R134a 饱和状态下的热力性质表和热物理性质图，可以求得：et液态制冷剂的密度 3/7.129mkgl液态制冷剂的动力粘度 )(0486sl 液态制冷剂的普朗特数 .Prl5气态制冷剂的密度 33/42.1/069.1mkgkgg 气态制冷剂的动力粘度 )/(46s气态制冷剂的热导率 17.3KWg目前以知制冷剂的进口干度为 0.3，出口过热，因此平均干度65.0213.mx )32(由此，可以计算其余参数的平均值。动力粘度 的平均值为corelmgxcore11 )32()/(10493.6)/(4.287655. 1smkgs每一散热板制冷剂质量流量 为eqmr,= eqmr, skgskgGe /5./4021. 3)342(散热板内孔的制冷剂质量流速 为Amrq,1rheqmrAmrDq,2,4)352()/(67.35)/(109(.223smkgskg雷诺数 为 （2-36）coreR 12794493.1675063, corehAcoreq干度 的平均值dox（2-37）5262.012792462749.0Re62749.0 83.083.0 coredox由上面的计算可以看到，制冷剂干度从 0.30.52621 变化，后面还有过热蒸汽区。因此很难准确的估算每一阶段所占的百分比，只能凭经验估计。在此，取过热蒸汽区为 20%，于是可以计算出干燥点之前的两相区约为 28%，干燥点之后的两相区约为52%.干燥点之前的两相区取 ，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均为紊制冷剂气液两相均为紊4.0x流工况的 Lockhart-Martinelli 数 和关联系数 分别为TX)(TXF2/5.02/1nlvvlnTxX )382(.4.2879104.1934.0 2/3.5.2/3.01 6.1)(3.0237.02TXFT )392(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为 plAmrnlrhAmrl cxqDxq )1(1, )402(1)/(58.14 13524.067.35104.28739.6.3.0 .063KmW 制冷剂两相流的表面传热系数为（2-41）)(Pr296.0Tllr XF)/(18)/(01265.42 296.0KmKmW 过热区制冷剂侧的雷诺数 ,普朗特数 ，努塞尔数 ,表面传热系数 分reqRvPruNv别为vrhAmrreqD, )42(198571094.367563查 Prv=0=0.8， .65.0,PrRe28.qNu )432(9.67874.0. )/(1039.7.623, KmWDurhvv )(/(242（三）干燥点之后的两相区取 ，则把 =0.5262 代入干燥点之前的两相换热公式：76.0xdox1 )/(120735526.0167.35 634.0 )1(1 2 3.0, 4.8139.7. KWcqDqA mxxpldoAmrnlrhdoAmrdo 计算得 ，于是 为)/(7Kdorvdodovr x5.11 )452()/(871 )/(479120526.0172492 25.KmWKmW 最后，平均表面传热系数 为r(2-46)/(%5287120479%69 2Kr )/(105723.4.7 计算总传热系数和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，则传热系数 K 为WKmra/03.2KmWrAKaeqar 2,_ /58.3170.12.7694011 )472()/(.98.23.0.4321576 223 对数平均温差为1Cttteam 15.901327lnln21 )482(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大了掖膜热阻，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必须乘上一修正因子，取，则所需总传热面积（以外表面为基准） 为5.0 0A26.15.19583.2.0 mtKQAme )49(与前面计算出的 的相对误差为 9.4%.296.3.4.8 计算空气侧阻力损失 pa空气侧摩擦阻力因子 f 为23.0.89.037.02. )(47.5 FLFLe hhlRfpL )50(323.02.089.037.072.0196.7 971)6(41. 则空气侧阻力损失 为ap2mx,4ahFavDfwp )512(PPa416.28 87.520.10793 23然后根据空气阻力和风量选择风机。3.5 冷凝器设计凝器中，制冷剂的大部分热量是在凝结阶段释放的. 冷凝器的结构型式有：管片式、管带式、鳍片式、平行流式。如图：21根据图2可以看出平行流式是最好的。冷凝器的作用是使由压缩机排出的高温高压制冷剂气体在冷凝器内通过金属管壁和翅片的与冷凝器外部的空气进行热交换，将高温高压气态制冷剂转变为高温高压的液态制冷剂，并把热量散发到车外环境中。制冷剂的换热大体上可以分三个阶段，即过热、两相和过冷。过热和过冷阶段制冷剂处于单相状态，发生的是显热交换；而在两相阶段，制冷剂发生集态变化，即冷凝，属于潜热交换。在冷3.5.1 工况参数确定R134a 的空气冷却式冷凝器，采用平行流式。冷凝器的负荷包括制冷量和压缩机消耗的指示功，汽车空调冷凝器的负荷约为制冷量的1.4 倍，故要求换热量Q=1.43207.5w=4490.5w。冷凝器有5过冷，已知压缩机在过冷度t e =5及冷凝温度t c =60时排气温度t d =85，空气进风温度t a1=40解 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。 计算制冷剂和空气流量根据 tc =60和t d =85，以及t d =5，查HFC134a 热力性质表，可得排气比焓hd =456.5kJ/kg，过冷液体比焓h sc =278.7kJ/kg。故制冷剂q m,r为qmr = kg/s21053.7285.4690scdhQ取进出口的空气温差 ta =12，空气密度 pa =1.091kg/m3， cpa =1.01kJ/(kgK)，空气的体积流量q v,a， 为qva= /s=0.340 /s33, 120.91.54mtcpaC33.5.2 结构初步规划冷凝器采用平流结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构型式，尺寸如下:翅片1宽度w f=16mm，翅片高度h F =8.1 mm，翅片厚度 =0.135mm，翅片间距p F F=1.4mm ；百叶窗间距p L=1.1mm，百叶窗长度l L =6.5mm，百叶窗角度a L=27；多孔扁管分四个内孔，每个内孔高度为2mm，宽度为3.35mm，扁管外壁面高度为3mm，宽度为 =16mm，分三个流程，扁管数目依次为12、8、5，取迎风面风速为a Tu =4.5m/s。图 3 多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构型式及尺寸示意图根据初步规划的参数计算：每米管长扁管内表面积 Ar 为Ar =2(2+3.35)10 -3 4 /m=4.2810 /m2每米管长扁管外表面积A ba， 为Aba=2(16+3)10 /m=3.810 /m32每米管长翅片表面积 A f,a， 为Af,a= =28.110 1610 /(1.40.001) /m=0.1851 /m33每米管长总外表面积A a 为Aa = Aba + A f ,a =(3.810 +0.185)/m=0.223 /m2百叶窗高度 hL 为hL =0.5p Ltan =(0.51.1tan27)mm=0.2802mmL扁管内孔水力直径 Dh, r ， 为=rhD, m5047.2).32(41翅片通道水力直径D h ,a， 为 Dh,a= 183.2135.08.41)()(2m3.53 空气侧表面传热系根据已知条件，最小截面处风速 va,max 为va,max= sms/916.8/)135.08()135.028.41( 按空气进口的平均温度的平均值 =ta1+t a /2= =(40+12/2)=4646，查取at空气的密度 p=1.0715kg/m 3、动力粘 u=18.13 kg/(m.k)60热导率 w/(m.k) 、普郎特数Pr =0.71计算雷诺数Re、传热因子j、努210765.塞尔数 N u 及空气侧表面传热系数 a a :Rea= 5803.81.96. 3max, pvL由于 300 Re a =5804000，故 226.01.3.042.026.01.3.042. 1538)5(859)(Re9.0 LLhlj .7.58.Pr 3131 ajNu )./(9)./(0.76292232 kmWkpLa354 制冷剂侧表面传热系数a r据 t c=60，查HFC134a饱和状态下的热力性质表和热物理性质图，可以求得:液态制冷剂密度 =1055.13kg/ml3气态制冷剂密度 /67.8mkgv液态制冷剂的动力粘度 =135.3510 kg/(ms)l6液态制冷剂的热导率 =66.6410 w/(mk)l3液态制冷剂的普郎特数 325.1085.2Pr61avl由于冷凝器中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 x=0.5，1故当量质量流量q mr,eq， 为qmr,eq= skgqmrvl /0457.67.81305.)1()1( .5.0 =0.1173kg/s 第一流程的参数计算单一孔内当量制冷剂质量流量 skgskgqemrer /10435.2/)14/(73.0)124/(, 971035.10547.2.Re 6,4/,2, rhleqmlrhreqrq Du482.906.Pe065. .8.3.0,8.0lrqNu )./()./(1547.2/ 23, kmWkrhlr 第二流程的参数计算当量制冷剂质量流量 skgskgqemrer /1065.3/)84/(173.0)84/( 3, 1376.07.2.R3,4/,2, rhleqmlrhrreq Du98.025.165.P065. .8.3.0,8.0 lreqNu制冷剂表面传热系数 为r)./(215)./(10547.2698/ 23, kmWkDurhlr 第三流程的参数计算当量制冷剂质量流量 eqmr, skgskgqemrer /10865./)54/(173.0)54/( 3, 207.7.2.R 63,4/,2, rhleqmlrhrreq Du