汽车空调系统匹配计算40022.docx
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LG1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 1.1 汽车空调的作用及其发展 汽车工业是我国国的支柱产业业之一，其发发展必然会带带动汽车空调调产业的发展展。汽车空调调作为空调技技术在汽车上上的应用，它它能创造车室室内热微环境境的舒适性，保保持车室内空空气温度、湿湿度、流速、洁洁净度、噪声声和余压等在在热舒适的标标准范围内，不不仅有利于保保护司乘人员员的身心健康康，提高其工工作效率和生生活质量，而而且还对增加加汽车行始安安全性具有积积极作用。就就世界上汽车车空调技术发发展的历史来来看，其发展展的速度也是是惊人的。11927年就就诞生了较为为简单的汽车车空调装置，它它只承担冬季季向乘员供暖暖和为挡风玻玻璃除霜的任任务。直到11940年，由由美国Pacckard公公司生产出第第一台装有制制冷机的轿车车。19544年才真正将将第一台冷暖暖一体化整体体式设备安装装在美国Naash牌小汽汽车上。19964年，在在Cadilllac轿车车中出现了第第一台自动控控温的汽车空空调。19779年，美国国和日本共同同推出了用微微机控制的空空调系统，实实现了数字显显示和最佳控控制，标志着着汽车空调已已进入生产第第四代产品的的阶段。汽车车空调技术发发展至今，其其功能已日趋趋完善，能对对车室进行制制冷，采暖，通通风换气，除除霜（雾），空空气净化等。我我国空调产业业发长速度虽虽然较快，但但是目前国内内车用空调系系统生产基本本上仍是处于于引进技术与与开发、研究究并举的阶段段。 1.2 汽车空空调的特点 汽车空调使用的的特殊性，决决定了它在结结构、材料、安安装、布置、设设计、技术要要求等方面与与普通空调，如如建筑物空调调，有着较大大的差别：11）在动力源源处理上，车车用空调压缩缩机只能采用用开启式的结结构型式，这这就带来空调调系统轴封要要求高，制冷冷剂容易泄漏漏的问题。22）作为空调调的对象，汽汽车车室容积积狭小，人员员密集，其热热、湿负荷大大，气流分布布难以均匀，要要求所选配的的车用空调机机组制冷量要要大，能降温温迅速。3）当当车用空调装装置消耗汽车车主发动机的的动力时，必必须考虑其对对汽车动力也也操纵性能的的影响，也必必须考虑车速速变化幅度大大或变化频繁繁，给空调系系统制冷剂流流量控制、制制冷量控制、系系统设计带来来的影响。44）汽车本身身结构非常紧紧凑，可供安安装空调设备备觉得空间极极为有限，不不仅对车用空空调装置的外外形、体积和和质量要求较较高，而且对对其性能和选选型也会带来来影响。5）汽汽车是运动中中的物体，对对汽车空调系系统各组成部部件的振动、噪噪声、安全、可可靠等方面的的技术要求严严格。6）车车用空调装置置的结构、外外形和布置，必必须考虑其对对汽车底盘、车车身 结构件件及汽车行驶驶稳定性、安安全性的影响响。 第二章 课题的目的的及现实意义义 2.1 课题主主要目的本空空调系统的国国产化开发是是按照浙江吉吉利轿车的要要求进行系统统仿制，本着着通用性和互互换性的原则则而进行的。本本系统参照于于日本威驰轿轿车空调系统统，适用于小小型轿车空调调系统的研发发。压缩机总总成的装配位位置与原装系系统相同，重重新设计压缩缩机支架及涨涨紧机构，仍仍采用V型皮皮带轮。风机机、干燥器、电电磁阀及各部部件，位置和和型号与威驰驰轿车原装系系统选配相同同。管路走向向及固定方式式与原装基本本相同，对接接口尺寸按我我公司标准做做相应的修改改。 第三章 吉吉利LG11空调系统设设计计算 3.1 汽车空空调的工作原原理汽车空调调系统采用的的是蒸汽压缩缩式制冷循环环，图3.11为其工作原原理图。 图3.1 汽车空调调系统工作原原理1压缩缩机 2排气管 3冷凝器器 4风风扇 5、77高压液液管 6干燥储液器器8膨胀阀阀 9低低压液管 10蒸发发器 111鼓风机 12感感温包 113吸气管管汽车空调制制冷循环主要要由下列四个个过程组成：1） 压压缩过程, 低温抵压的的制冷剂气体体被压缩机吸吸入，并压缩缩成高温高压压的制冷剂气气体。该过程程的主要作用用是压缩增压压，以便气体体液化。这一一过程是以消消耗机械功作作为补偿的。在在压缩过程中中，制冷剂状状态不发生变变化，而温度度、压力不断断上升，形成成过热气体。2）.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。3）.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。 4）.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。 3.2对微弛空空调系统进行行数据采集本本系统为仿制制系统，外形形尺寸于原装装系统基本相相当。散热板板及翅片示意意图，由于为为仿制所以测测量尺寸不够够精准，所以以其各部分数数据均 需要验算。 1、 蒸发器设设计 散热板: 宽Wt=58mm，高高Ht=2.5mm，铝铝板厚t=0.5mmm。可得:内部流流道尺寸 hH=Htt2t=1mm Wh=Wt2t=57mmm翅片： 宽度Wff=58mmm，高度Hff=8mm，厚t=0.11mm。翅片片角度l=36º，间间距Lf=22mm。 2、 冷凝器设设计冷凝器选选用平行流式式，散热层多多孔扁管和翅翅片结构尺寸寸：翅片宽度度16mm，高高度8mm，厚度度0.1355mm，翅片片间距1.55mm，百叶叶窗角度277，扁管外壁壁面高度2mmm，宽度16mmm，分4个个流层，扁管管数目依次是是14-9-7-5。取取迎面风速44.5m/ss。 3其其他部分由于于本身没采用用进口件，而而且对于本公公司来说主要要是选配。所所以没有仿制制微弛。 空调系统设计计计算3.3 空调系统热热负荷计算 为了消除车车室内多余热热量以维持温温度恒定，所所需要向车室室内供应的冷冷量称为冷负负荷。为了消消除车室内多多余湿量以维维持车室内相相对湿度恒定定，所需除去去的湿量称为为湿负荷。汽汽车空调热湿湿负荷的计算算，是确定送送风量和正确确选者空调装装置的依据。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k=1.05的修正系数。 轿车一般的工况况条件： 冷凝凝温度tc=63°，蒸蒸发温度tee=0°, 膨胀阀前制制冷剂过冷温温度tsc =55°, 蒸发发器出口制冷冷剂气体过热热度tsh=55,压缩机吸吸气温度tss=10°, 室外温度度ti=355°, 室内内温度t0=27°,轿轿车正常行驶驶速度ve=40km/h ,压缩缩机正常转速速n=18000r/miin. 太阳辐射热的确确定由于太阳阳照射，汽车车车身温度升升高，在温差差的作用下，热热量以导热方方式传如车室室内，太阳辐辐射是由直射射或散射辐射射构成，车体体外表面由于于太阳辐射而而提高了温度度，同时向外外反射辐射热热，因此，车车体外表面所所受的辐射强强度按下式计计算：Q1=（IG+IIS-IV）FF= （IGG+IS）FF其中 表面吸收收系数，深色色车体取 =0。9，浅浅色车体取 =0。4； IG太阳直射辐辐射强度，取取IG=10000W/mm2IS太阳散射辐辐射强度，取取IS=400W/m2 IV车车体表面反射射辐射强度，单单位为W/mm2 F车体体外表面积，单单位为m2，实实测F=1.2m2 可将太阳辐射强强度化成相当当的温度形式式，与室外空空气温度叠加加在一起，构构成太阳辐射射表面的综合合温度tm。对对车身维护结结构由太阳辐辐射和照射热热对流换热两两不部分热量量组成： Qt=aa（tm-tt0）+（ttm-ti）*F式中: Qt太阳辐射射及太阳照射射得热量，单单位为W；aa室外空空气与日照表表面对流放热热系数，单位位为W/m22Ktm日照表面的的综和温度，单单位为°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： =1.163（4 +12 ） Wc是汽车行驶速度，可以采用40km/h计算：代入上式得: a=51.15W/(m2k) 取K=4.8 W /（K）, =0.99, I= IG+ISS=10400 W, 因因为 = 所所以: = + 由于室内外外温差不大，上上式后项近似似t 0，得得： = + = +35=551.73所以可得: =11445.58WW。 玻璃窗渗入的热热量Qb太阳阳辐射通过玻玻璃窗时，一一部分被玻璃璃吸收，提高高了玻璃本身身的温度，然然后通过温差差传热将热量量导入车室内内，另有大部部分热量将通通过玻璃直接接射入车内，玻玻璃的渗入热热量是由温差差传热和辐射射热两部分组组成。 = （ - ）+ 上上式中， AA 玻璃窗窗面积，A=2.63mm2； K 玻璃窗的的传热系数，KK=6.4WW/(m2KK)； tB 玻玻璃外表面温温度，取车室室外温度，335； tii车室外温温度，27 C玻璃窗遮阳阳系数，C=0.6 非单单层玻璃的校校正系数， =1 通过单层层玻璃的太阳阳辐射强度 qb = + 单位为为（W/）； 通通过玻璃窗的的太阳直射透透射率，取 = 0.884 通过玻璃窗窗的太阳散射射透射率，取取 = 0.08将以上上各参数代入入式 可可得: Qb=11465.222W制冷量量的确定Qgg =（Qtt + Qbb）/70%=（11445.58+1465.22）/00.7=37729.7WW实际冷负荷荷 QQs= kQQg=1.005*37229.7 =39916.199故而，机组组制冷量取QQ0=40000W。 即可 压缩机的选配 大部分分汽车空调压压缩机由发动动机驱动，压压缩机的转速速与发动机呈呈一定的比例例，在很大的的范围内同步步变化，再加加上其固定是是通过支架与与发动机刚性性的连接，工工作条件非常常的差，因此此对汽车空调调压缩机有比比家用空调压压缩机更高的的要求。汽车车空调制冷系系统对压缩机机的要求：11在设计选选用压缩机时时，应能保证证在极端情况况下任能具令令人满意的降降温性能。22有良好的的低温性能，在在怠速和底速速运转时，具具有较大的制制冷能力和效效率。3降降温速率要快快，即成员进进入车室后，在在最短的时间间内满足成员员的舒适性要要求。4压压缩机内部运运动机构应便便于实现变排排量控制。55压缩机要要具有高温高高压的保护性性能。6压压缩机在发动动机室内的安安装位置应便便于拆卸和维维修。7由由于汽车经常常在颠簸的道道路上高速行行驶，而且压压缩机又通过过支架与发动动机或底盘刚刚性的连接，因因此要求压缩缩机有良好的的抗振性。 冷凝温度tc=63°，蒸蒸发温度tee=0°, 膨胀阀前制制冷剂过冷温温度tsc =5°, 蒸蒸发器出口制制冷剂气体过过热度tsh=55,压缩机吸吸气温度tss=10°, 室外温度度ti=355°, 室内内温度t0=27°,轿轿车正常行驶驶速度ve=40km/h ,压缩缩机正常转速速n=18000r/miin.压缩机机吸气管路的的压降PS=677.26KPPa,压缩机机排气管路压压降Pd=811KPa。驾驾驶室热负荷荷Qh=39916.199W.1 确定压缩机机的的排气压压力，吸气压压力，排气比比焓及温度（11） 根据制制冷剂的蒸发发温度te和和冷凝温度ttc，查表HHFC1344a饱和状态态下的热力性性质表，得其其蒸发压力的的冷凝压力分分别为：Pee=292.82Kpaa ， Pc=18803.9KKpa（2） 额定空调工工况压缩机的的排气压力，认认为高于制冷冷剂的冷凝压压力81Kppa即：Pdd=PC+Pd=18803.9+81=18884.9KKPa。（3） 压压缩机的吸气气压力认为低低于制冷剂的的蒸发压力667.26KKPa即：PPs=PePd=2922.82667.26=225.556KPa。（4） 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=407.952KJ/Kg，比体积s=0.098914m3/Kg，比熵SS=1.7822KJ/(KgK)。（5） 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=455.813 KJ/Kg。（6） 额定空调工况下压缩机的指示效率i为：i=Te/Tc+bte=(5+273.15)/(60+273.15)+0.002×0=0.835（7） 额定工况下，压缩机的排气比焓为：hd=hs+（hdshs）/i=407.952+（455.813407.952）×0.835=447.916 KJ/Kg。（8） 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=87.10。2 计算额定空调工况制冷系统所需制冷量。（1） 根据以知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度t4/为：t4/=tctsc=635=58。（2） 蒸发器出口制冷剂气体温度为：t1=te+tsc=5+5=10。（3） 按t4/查表有：蒸发器进口制冷剂比焓h5/=279.312 KJ/Kg，按t1和Pe查表有：蒸发器出口制冷剂比焓h1=404.40 KJ/Kg。（4） 在额定空调工况下，蒸发器的单位制冷量qe,s为：qe,s=h1h5/=404.40279.312=125.1 KJ/Kg。（5） 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=1.1×Qh=1.1×3488.2W=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（1） 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=3.837/125.1=0.03067Kg/s。（2） 额定空调工况下压缩机的单位质量制冷量qe,c为： qe,c=h1/h5/=420.434279.312=141.122 KJ/Kg。 （3） 额定空调工况下压缩机的单位体积制冷量qv,c为： qv,c= qe,c/s=141.122/0.081233=1737.250KJ/m3。 （4） 对于稳态过程，制冷系统中各组成部件的制冷剂质量流量应当一致，因而额定空调工况压缩机的制冷剂质量流量应为：qm,c=qm,s=0.03067Kg/s。该工况压缩机所需制冷量Qe,c= qe,c×qm,c=141.122×0.03067=4.328KW。4 将额定空调工况下压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量（1） 压缩机的测试工况条件：制冷剂冷凝温度tc,t=60;制冷剂的蒸发温度te,t=5;膨胀阀前制冷剂液体过冷度tsc,t=0;压缩机的吸气温度ts,t=t1/=20;压缩机的转速n=1800r/min;压缩机吸气管路压降PS=67.26Kpa;压缩机排气管路的压降Pd=81Kpa。（2） 根据制冷剂的蒸发温度te,t和冷凝温度tc,t，查表得测试工况下，制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为Pe,t=349.63KPa。Pc,t=1681.30KPa。压缩机吸气压力Pst=pe,tPS,t=349.6367.26=282.37KPa.压缩机的排气压力Pd,t=Pc,t+Pd=1681.30+81=176230KPa。（3） 根据ts,t和Pst，查表有压缩机测试工况下吸气比焓hst=415.833 KJ/Kg，吸气比体积st=0.079484m3/Kg。吸气比熵Ss,t=1.79074KJ/(KgK)。（4） 根据膨胀阀前制冷剂液体温度t4=tc,ttsc,t=60，查表得膨胀阀前制冷剂液体比焓h4=287.397 KJ/Kg。（5） 测试工况压缩机的单位质量制冷量：qe.t=hs.th4=415.833287.397=128.436 KJ/Kg。（6） 测试工况压缩机单位体积制冷量qv,t为：qv,t=qct/st=128.436/0.079484=1615.872 KJ/m3。（7） 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：t=c。于是所选压缩机在测试工况下所需制冷量是：Qe,t=Qe,c(t/c）（qv,t/qv,c）=4.328×1615.875/1737.25=4.026KW。5 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=4.026/128.436=0.03135Kg/s。6 确定测试工况下压缩机所需轴功率（1） 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=458.190 KJ/Kg， 制冷剂温度td,s=85.94。（2） 测试工况下压缩机单位等比熵压缩功Wts,t为：Wts,t=hd,shs,t=458.190415.833=42.357 KJ/Kg。（3） 测试工况下压缩机的理论等比熵功率Pts,t为： Pts,t= Wts,tqm,t=42.357×0.03135=1.328KW。（4） 测试工况压缩机指示效率i,t为： i,t=Te,t/Tc,t+bte,t=（5+273.15）/（60+273.15）+0.002×5=0.845。（5） 测试工况压缩机指示功率Pi,t为： Pi,t= Pts,t/i,t=1.328/0.845=1.572KW。（6） 测试工况下压缩机摩擦功率Pm,t为： Pm,t=1.3089D2SinPm×10-5=1.3089×(35×10-3) ×6×1800×0.50×105×10-5=0.595KW。（7） 测试工况下，压缩机所需轴功率Pe,t为： Pe,t= Pi,t +Pm,t=1.572+0.595=2.167KW。7 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=4.026KW，qm,t=0.03135Kg/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。8 SE5H14压缩机的校核空调系统工作的PH图： 压缩机理论排量量qvt=1138cm33/r，n=1800rr/min。有有qvth=138×11800×660/10003=14.904m33/h。压缩缩机的输气系系数取=00.72.则则有实际排气气量qvr=qvtth=0.772×14.904=110.7m33/h。查表得得：压缩机标标况下比体积积1=0.069355m3/Kgg，以及空调调系统各比焓焓为：h1=413.22 KJ/KKg，h2ss=443.5 KJ/Kg，h33/=2799.3 KJJ/Kg。即即有压缩机的的质量流量qqmr=qvvr/1=10.7/0.069935=1554.3Kgg/h。实际循循环制冷量QQe=qm（hh1h3）=154.33×（4133.2 2279.3）/3600=5.74KKW。压缩机机的功率Pee=qmr（hh2sh11）/(36600im) i指示效效率 取取0.78 m机机械效率 取0.922 Pe=1154.3××（443.54133.2）/（33600×00.78×00.92）=1.8066KW实际制制冷系数=Qe/Pee=5.744/1.8006=3.1189 选选定压缩机根根据压缩机的的校核计算，有有压缩机气缸缸容积Vcyy=550ccm3;理论论排气量Vtth=1388cm3/rr；制冷量可可达Qet=5.74KKW>4.0026KW；质量输气量量qmr,tt=0.04425Kg/s>0.003135 Kg/s；压缩机的轴轴功率Pe,t=1.8806<2.167KWW。 结果表明，在考考虑压缩机吸吸气管路和排排气管路压力力损失的条件件下，所选SSE5H144型压缩机的的制冷量、质质量输气量均均大于计算结结果，压缩机机轴功率小于于计算结果，完完全满足系统统运行要求，是是能与所指定定的车用空调调系统相匹配配的 冷凝器与蒸发器器冷凝器和蒸蒸发器是汽车车空调系统中中两个重要的的部件。他们们的作用是实实现两种不同同温度流体之之间的热量交交换。由于汽汽车空调系统统安装在汽车车上，其载荷荷和空间要求求是极其苛刻刻的。因此，研研究高效率的的换热器，紧紧凑换热器的的结构，使之之强化传热，降降低热阻，提提高传热效率率，提高单位位体积的传热热面积。达到到小型轻量化化的目的极为为重要的，也也是有现实意意义的。同时时，冷凝器和和蒸发器作为为汽车空调装装置中的两个个部件。他们们和系统其他他部件之间是是相互关联，相相互制约。11冷凝器的的作用和基本本要求：冷凝凝器是将压缩缩机的高温高高压过热制冷冷剂蒸汽，通通过金属管壁壁和翅片放出出热量给冷凝凝器外的空气气，从而使过过热气态制冷冷剂冷凝成高高温高压的液液体的换热设设备。在冷凝凝器中，制冷冷剂放热大体体上可分为三三个阶段，即即过热，两相相和过冷。如如图，过热和和过冷阶段制制冷剂处于单单相状态，发发生的显热交交换；而在两两相阶段，制制冷剂发生集集态变化，即即冷凝，属于于潜热交换。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=1.5*6896.6=10344.9W，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0.135mm，翅片间距1.5mm，百叶窗角度27，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4.5m/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=5，已知压缩机在te=5及tc=63时的排气温度 =85，空气进风温度 = =46。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。 1） 确定制冷冷剂和空气流流量 根据tc=60和排气温度度 =85，以及冷凝凝液体有5过冷，查HHFC1344a热力性质质表，可得排排气比焓 =456.55kJ/kgg，过冷液体体比焓 =2278.7kkJ/kg，于于是制冷剂的的质量流量 为 取进出口的的空气温差 ，则空气的的体积流量 为 2） 结构初步步规划 冷凝器选选用平行流结结构，多孔扁扁管截面与百百叶窗翅片的的结构形式及及尺寸如下：翅片宽度 ，翅片高度度 ，翅片厚厚度 ，翅片片间距 ；百百叶窗间距 ，百叶窗长长度 ，百叶叶窗角度 ；多孔扁管分分七个孔，每每个内孔高度度为 ，宽度度为 ，扁管管外壁面高度度为 = ，宽宽度 ，分为为五个流程，扁扁管数目依次次为22、111、6、44、4。取迎迎面风速为44.5m/ss。据该初步步规划，可计计算下列参数数：) 每米管管长扁管内表表面积 为 ) 每米管管长扁管外表表面积 为 ) 每米管管长翅片表面面积 为 ) 每米管管长总外表面面积 为 ) 百叶窗窗高度 为 ) 扁管内内孔水力直径径 为 ) 翅片通通道水力直径径 为 3） 空气侧表表面传热系数数 根据已知条条件，最小截截面处风速 为 按空气进出出口温度的平平均值 查取空气的的密度 动力力粘度u=119.2×110-6kgg/（m.ss）、热导率率 =2.777×10-2W/（mm.k）、普普朗特数Prr=0.6999， 及及空气侧表面面传热系数 ： 4） 制冷剂侧侧表面传热系系数 根据ttc=60，查HFCC134a饱和和状态下的热热力性质表和和热物理性质质图，可以求求得：液态制制冷剂的密度度 气态制冷冷剂的密度 液态制冷剂剂的动力粘度度 液态制冷冷剂的热导率率 液态制冷冷剂的普朗特特数 冷凝器器中，由于制制冷剂进口过过热而出口过过冷，因此计计算制冷剂当当量质量流量量时，取平均均干度 ，于于是当量制冷冷剂质量流量量 为 )第一流程的的参数计算单单一内孔当量量制冷剂质量量流量 为 制冷剂侧表表面传热系数数 为 )第二流程的的参数计算当当量制冷剂质质量流量 为为： 制冷剂侧表表面传热系数数 为 )第三流程的的参数计算当当量制冷剂质质量流量 为为： 制冷剂侧表表面传热系数数 为 ）第四流程程的参数计算算当量制冷剂剂质量流量 为： 制冷剂侧表表面传热系数数 为 ）第五流程的的参数计算当当量制冷剂质质量流量 为为： 制冷剂侧表表面传热系数数 为 ）由于制冷冷剂侧四个流流程的表面传传热系数不一一样，传热面面积也不同，因因此必须按面面积百分比计计算其平均值值。平均表面面传热系数 为： =16449.2/（mm2K） 5）计算扁管长长度如果忽略略管壁热阻及及接触热阻，忽忽略制冷剂侧侧污垢热阻，忽忽略空气侧污污垢热阻，取取空气侧污垢垢热阻 ，则则传热系数KK为 因为对数平平均温差经验验公式是在标标准工况下得得出的，而此此处是非标工工况，考虑到到工况温度高高，散热条件件差等因素，此此处使用标况况下的经验公公式，使用修修正系数来减减小误差： 取修正系数数 =0.77，则 所以所需传传热面积（以以外表面为基基准） 为 m2所以所所需扁管长度度L为L= 考虑到空间间尺寸允许和和工况条件，取取L=0.6610m。 6） 校核空气气流量按迎风风面积和迎面面风速计算空空气体积流量量 为 与第一步按按热平衡关系系计算出的11.22900m3/s的的相对误差不不到4%，不不再重算。 7） 计算空气气侧阻力损失失 则空气侧阻阻力损失 为为 最后，根据据空气阻力和和风量选择风风机。蒸发器器的结构和性性能 蒸发发器的作用是是将经过截流流降压后的液液态制冷剂在在蒸发器内沸沸腾气化，吸吸收蒸发器周周围的空气的的热量而降温温，风机再将将冷风吹到车车室内，达到到降温的目的的。由于汽车车车厢内空间间小，对空调调器的尺寸有有很大的限制制，为此要求求空调器（主主要是蒸发器器）具有制冷冷效率高，尺尺寸小，重量量轻的特点。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 ，相对湿度51%； 出口空气状态参数：干球温度12 ，相对湿度90%。 制冷剂循环量 0.042kg/s。蒸发器的设计较核计算:1） 每米散热板长内表面积 =2（ + ）=116×10-3 /m；2） 每米散热板长外表面积 =2（ + ）=121×10-3 /m；3） 每米散热板长迎风面积Aface= + =10.5×10-3 /m；4） 每米散热板长翅片表面积为 =2×8×10-3 ×58×10-3 × =464×10-3 /m；5） 每米散热器长总外表面积 = + =121×10-3 +464×10-3 =585×10-3 /m；6） 肋通系数 = = =55.7147） 百叶窗高度 为 =0.5 tan =0.5×1.2×10-3 ×tan36°=0.4368） 散热板内孔水力直径 为 = = 2.859） 翅片通道水力直径 为 3.063；10） 干工况下空气侧表面传热系数计算，选取迎面风速 =2.5m/s，根据已知条件，求得最小截面处风速 为 =4.78kg/s按空气进出口温度平均值 20，查空气的密度 1.205 kg/m3，动力粘度 18.1×10-6 kg/(ms),热传导率 2.59×10-2 W/(MK),普朗特数 =0.703，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 ： 11） 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27，相对湿度51%，则比焓为60.5kJ/kg；同时蒸发器出风口温度为干球12，相对湿度90%，则比焓为30.5 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 =1.005 w/（g）。将前面计算的数据代入上式，可得： 1.6969于是湿工况下空气侧表面传热系数 =323.312） 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,aQe/(ha1- ha1)= =0.133 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=aAface,o=3.29m2 计算散热板长度lT块数NlT*N> =4.02 13） 计算制冷剂侧的表面的传热系数，由 =5，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 =1277.15kg/ m3液态制冷剂的动力粘度 =270.3×10-6 kg/ms液态制冷剂的普朗特数 气态制冷剂的动气粘度 =11.175×10-6 kg/ms气态制冷剂的热导率 =12.22×10-3 mW/(mK)目前已知制冷剂进口干度为0.3，出口过热，因此平均干度 0.650由此，可计算其余参数的平均值。动力粘度的平均值为 =17.212×10-6 kg/ms每一散热板制冷剂质量流量 4.2×10-3 kg/s散热板内孔的制冷剂质量流速 570.27kg/s雷诺数 101484干度平均值 =0.5338由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0.30.53381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%。)干燥点之前的两相区 取干度 0.417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 7.5 1.10151 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 ） 过热
