汽车空调的作用

汽车空调的作用 第1章 前言 1.1本课题的研究意义及目的 汽车空调的作用已经是众所周知的， 尤其是随着地球表面气温的日益变暖， 人们对空调 的需求越来越迫切，对空调质量的要求越来越高了，不仅轿车和客车装有空调，现在不少工 程车和卡车上也装有空调装置。通过总结教学、设计、科研和维修经验以及搜集国内外资料 的基础上对本汽车空调系统进行设计， 从而使我更加深入地了解和掌握汽车空调的构造、 原 理、设计及一些实用维修技术的提高。 1.2国内汽车空调主要生产企业及其产品现状和发展趋势 在中国， 汽车空调业在1983年前基本上是一纸空白， 汽车空调基本上要靠进口组装， 1983 年以后， 少数企业开始从国外引进技术和生产设备， 从1986年开始不少地方和企业争上项目， 经过近20年的发展，国内汽车空调业在新品开发及合资合作方面均取得了比较大的突破。 在压缩机方面， 上海内燃机油泵厂于1988年12月与泰国正大集团合资成立上海易初通用 机器有限公司， 是国内最早批量生产汽车空调系统等系列产品的专业定点厂。 公司主要产品 有汽车空调系统，SE5，SE7，SE5V，SE7V，SP 系列等汽车空调压缩机、储液干燥器等产 品。89年起公司先后引进了日本三电 SD5系列空调压缩机制造技术和美国德尔福 V5系列空 调压缩机制造技术， 2001年， 上海易初通用机器有限公司又与日本三电公司在上海浦东合资 成立上海三电汽车空调有限公司， 生产日本三电公司七缸摇盘无级可变排量压缩机 SD7V16 和六缸摇盘无级可变排量压缩机 SD6V12， 目前已经形成了产品自主开发能力和年产80万套 汽车空调压缩机生产能力， 公司汽车空调压缩机及系统产品已达百余种， 2003企业实现销售 收入162482万元，同比增长35%。 湖南华达机械总厂于1992年引进日本杰克赛尔公司六缸斜盘 DKS 系列压缩机产品， 1994年双方又合资组建湖南华达-杰克赛尔汽车空调有限公司。HZC 主要生产经营 DKS-S 型、DKS-CH 型、DCW-17型汽车空调压缩机，具有年产30万台的生产能力。产品主要配套 一汽、二汽、重庆五十铃、郑州日产、福建东南等多家汽车生产厂家。 牡丹江汽车空调机厂于1994年引进韩国德尔公司五缸摇盘 V5系列无级可变排量压缩机 产品，今年又引进韩国德尔福公司十缸斜盘 SP 系列压缩机产品，公司的主导产品的 V-5系 列无级可变排量汽车空调压缩机是美国通用公司哈里森部八十年代末研制并与和韩国德尔 福汽车系统公司合作生产的许可证产品，V-5压缩机技术含量高结构合理性能优良，技术水 平在国内处于领先地位。公司从投产以来产销量逐年大幅度增加，1999年产销5万台，2000 年产销10万台，2005年将达产40万台。同时加大新产品开发力度，正在开发 SP-10小排量、 SP-21大排量、CVC 变排量压缩机和 ATC 电脑自动化空调，形成多品种、大批量的产品结 构。 此外，广州豪华汽车空调工业公司于1988年引进日本三电公司五缸摇盘 SD-510压缩机 产品，由于是重复引进，缺乏市场支持，加之广州标致汽车厂的解体而被迫停产。 广东粤海集团公司于1994年引进美国克莱斯勒公司淘汰的压缩机产品和设备。 由于该压 缩机产品技术落后，现在已基本处于瘫痪状态。上述引进或合资的企业，都是生产有国外技 术支持的产品， 国内也有不少厂家在吸收了国外压缩机产品技术的基础上， 开发研制了具有 自主知识产权的压缩机产品。 无锡市双鸟动力机械有限公司从1999年开始， 生产五缸和七缸 摇盘式压缩机，十缸斜盘式压缩机。2000年，上海奉天空调压缩机有限公司在合肥工业大学 的技术支持下，自行研制开发了涡旋式 AP 系列压缩机，南京奥特佳冷机有限公司在美国普 渡大学技术支持下，于2001年研制开发了 WXH 系列涡旋式压缩机，其排量可从60cm3,转 到250 cm3,转，适用于微型车到大客车空调装置中，今年计划产量为12万台。由于涡旋式 压缩机是公认的最先进的第四代汽车空调压缩机产品，国内许多企业都成功的研制出该产 品，如南京埃迪压缩机有限公司、广州万宝压缩机有限公司等。 大客车用压缩机的生产企业中国内产量较大的工厂主要是岳阳恒立制冷设备股份有限 公司和宁波欣晖制冷设备有限公司， 前者生产的是传统的曲柄连杆式压缩机， 后者生产的是 十缸斜盘式结构的压缩机。 其中岳阳恒立制冷设备股份有限公司是国内生产大中型客车 空调 机规模较大，品种较全，质量较优的企业。形成了年产大中型客车空调机5000台套，小轿车 空调30万套， 轻型车空调4000套的生产能力， 大中型客车空调机为国内数十家重点客车厂配 套，小轿车空调为上海大众公司桑塔纳轿车，武汉神龙公司富康轿车配套。 在大客车空调方面有湖南岳阳恒立制冷设备股份有限公司、空调国际(上海)有限公司 广东劲达集团公司、南京中冠汽车空调公司、广州精益汽车空调有限公司、四川华威强制冷 设备有限公司等形成一批初具规模的企业。 在汽车空调其它总成中， 也有形成一定规模和技术优势的专业生产厂。 如膨胀阀和贮液 器方面有浙江三花集团公司， 苏州新智机电工业公司。 在输氟胶管总成方面有南京汽车空调 胶管厂和长春康泰克大洋管件有限公司，在汽车空调风机 方面有上海日用电机厂， 江苏超力电器有限公司。 在空调系统操纵控制方面有杭州富阳广安 汽车电器有限公司等。 随着近两年汽车业尤其是轿车的快速增长， 汽车零部件行业也得到了飞速的发展， 汽车 空调作为提高汽车乘坐舒适性的一种重要部件已被广大汽车制造企业及消费者所认可， 目前 在国内，国产轿车空调装置率已接近100,，在其它车型上的装置率也在逐年提高，汽车空 调汽装置已成为汽车中具有举足轻重的功能部件。 随之而来， 国内汽车空调生产企业的产销 量也在快速增长，据不完全统计，2003年，全国共生产汽车空调610万套，销售255万套，分 别比2002年增长32.60%和41.70%。 汽车空调的发展方向主要体现在以下几个方面: (1)提高舒适性 当前大部分汽车空调采用的是制冷与采暖分开的两套独立的系统， 控制上没有达到精确 的量化水平，只能冬天开采暖，夏天开制冷，温度差不多就可以了。到了湿度大的冷天开暖 气只会使人感觉浑身潮湿，闷的慌，这就需要开制冷来除湿。至于要换气，也大多是要打开 门窗。随着人们生活水平的提高，对舒适性会提出更高的要求，因此以后的空调将是更加舒 适的，全功能的，自动调节，使温度、湿度、空气新鲜度能同时达到要求。 (2)更趋自动化 最早的汽车空调是由一个加热器、 一套通风系统和一个空气过滤器组成的。 控制系统也 是很简单的，手动控制，凭人的感觉来调节开关。因而温度、湿度及风量难以控制。随着电 脑技术的日益发展，逐渐应用在汽车空调上，再加上各种先进的控制方法的应用，也使汽车 空调的控制效果日趋完善， 性能充分发挥出来。 它利用多个传感装置感知车内及外界的状态， 将信息传递给中央芯片进行处理， 得出系统最佳运行模式， 并控制运行。 使得无论何种天气， 车内始终保持最佳舒适状况。 (3)注重环保 早期的汽车空调制冷剂都是用 R12， 通称氟利昂， 它们都属卤代物， 分子中含有氯元素。 众所周知，氟利昂在高空受紫外线照射催化分离出的氯原子与臭氧发生反应，生成氧气。近 些年已经发现大气层存在臭氧层空洞， 这与空调业广泛使用氨利昂有直接关系。 1987年签署 的《蒙特利尔公约》要求限制使用氟利昂，并逐步禁用，1992年更进一步提出了对氟利昂的 禁用期提前。目前公认的氟利昂替代物是 R134a，它对臭氧基本没有破坏作用。华友公司在 成立之初就意识到了环保的重要性，所生产的汽车空调都是采用 R134a 的环保型空调。 (4)小型节能 车上空间有限， 空调装置占用的空间越大， 给人的空间就越少， 使人感觉压抑， 不舒服。 因此空调装置会不断改进设计、加工工艺，以使其体积缩小，效能不减。而目前冷凝器、蒸 发器方面，老的管片式换热器正在逐渐被高效的管带式、平行流式所代替。新型压缩机的出 现，也使得高效节能的空调成为可能。 1.3市场需求分析 目前中国的汽车空调市场刚刚起步， 相对竞争白热化的家用空调， 汽车空调还是未开发 的处女地。据统计，目前世界汽车在欧美、日本等地已经相对饱和，但中国小型汽车的年增 长速度达到30%。不言而喻，汽车市场具有如此快速的增长率，汽车空调势必将同时快速增 长。同时，到目前为止，中国的车用空调压缩机部分还完全依赖于进口，汽车用空调的本土 化制造生产将成为空调行业新的利润增长点。 据了解，国内众多空调器生产厂家对车载空调市场垂涎已久，美的、海尔、格力等国内 空调产业巨头也正在研制相关部件产品的开发生产。 可以预见， 作为未来空调厂家追逐的新 利润源，车载空调的市场争夺战不日将打响。 2004年，国内汽车产销将达到 500万辆，轿车将达到270万辆左右，伴随着轿车产销的高 增长和其它车型的迅猛发展， 国内汽车空调业的销量增长幅度会比较大， 全年的增长幅度在 35%以上，市场需求将超过330万套，同时，生产汽车空调的生产企业也会增多，2004年生 产汽车空调的企业达到260家以上，企业之间的竞争会进一步加剧。 1.4汽车空调的性能评价指标 (1)温度指标 温度指标是最重要的一个指标。人感到最舒服的温度是20-28?，超过28?，人就会觉 得燥热。超过40?，即为有害温度，会对人体健康造成损害。低于14?，人就会感到“冷”。 当温度下降到0?时，会造成冻伤。因此，空调应控制车内温度夏天在25?，冬天在18?， 以保证驾驶员正常操作，防止发生事故，保证乘员在舒适的状况下旅行。 (2)湿度指标 湿度的指标用相对湿度来表示。 因为人觉得最舒适的相对湿度在50%-70%， 所以汽车空 调的湿度参数要求控制在此范围内。 (3)空气的清新度 由于车内空间小，乘员密度大，在密闭的空间内极易产生缺氧和二氧化碳浓度过高。汽 车发动机废气中的一氧化碳和道路上的粉尘， 野外有毒的花粉都容易进入车厢内， 造成车内 空气混浊，影响加成人员身体健康。这样汽车空调必须具有对车内空气进行过滤的功能，以 保证车内空气的清新度。 (4)除霜功能 由于有时汽车内外温度相差太大，会在玻璃上出现雾式霜，影响司机的视线，所以汽车 空调必须由除霜功能。 (5)操作简单、容易、稳定 汽车空调必须做到不增加驾驶员的劳动强度，不影响驾驶员的正常驾驶。 .5汽车空调系统随着电子技术和汽车技术的发展而不断完善，其发展过程可以概括为以 下五个阶段 (1)单一暖风系统 即利用房间取暖的方法。1925年首先在美国出现利用汽车冷却液通过加热器的方法取 暖。到1927年发展到具有加热器、鼓风机和空气滤清器等比较完整的供热系统。在寒冷的北 欧、亚洲北部地区，目前仍然使用单一暖风系统。 (2)单一制冷系统 1939年，由美国通用汽车帕克公司(PACKARD)首先在轿车上安装机械制冷降温的空调 系统，成为汽车空调系统的先驱。在热带、亚热带地区，目前仍然使用单一制冷系统。 (3)冷暖一体化空调系统 1954年美国通用汽车公司， 首先在纳什(NASH)牌轿车上安装了冷暖一体化的空调系统， 汽车空调系统才基本上具有调节控制车内温度、湿度的功能。随着汽车空调技术的改进，目 前的冷暖一体空调基本上具有降温、除湿、通风、过滤、除霜等功能。这种方式是目前使用 量最大的一种形式。 (4)自动控制的汽车空调系统 冷暖一体化空调系统需要人工操纵， 增加了驾驶员的工作量， 同时控制质量也不太理想。 1964年美国通用汽车公司将自动控制的汽车空调系统安装在卡迪拉克轿车上。 这种自动空调 系统只要预先设定所需的温度， 空调系统就能自动地在设定的温度范围内工作， 达到调节车 室内空气的目的。 (5)微机控制的汽车空调系统 1973年美国通用汽车公司和日本五十铃汽车公司一起联合研究微机控制的汽车空调系 统， 1977年同时安装在各自生产的汽车上。 微机控制的汽车空调系统功能增加， 显示数字化。 微机根据车内外的环境条件， 控制空调系统的工作， 实现了空调运行与汽车运行的相关统一， 极大地提高了调节效果，节约了燃料，从而提高了汽车的整体性能和最佳的舒适性。 空调起动与否，对汽车的动力性和经济性的影响完全不一样。在动力性方面，汽车从静 止起步加速到某一速度时， 使用空调的汽车总有一种反应迟滞的感觉， 完全失去了不用空调 时的那种爽快。 不过在高速行驶时倒感觉不出来。 在经济性方面则表现为使用空调较不用空 调时的油耗明显增大。 1.6设计主要 内容 财务内部控制制度的内容财务内部控制制度的内容人员招聘与配置的内容项目成本控制的内容消防安全演练内容 (1)设计环境与其相关的参数 车内设计参数:夏季车内舒适温度为27?，冬季温度为16?; 车外设计参数:以郑州城市为例，车体总容积60m3，车的长12m，宽2.5m，高2m 的中 型空调客车的公交车。根据7月1日太阳辐射统计资料显示:气温为35?，正午12时以40km/h 的车速往正南方向行制冷工况:蒸发温度为零摄氏度，冷凝温度为六十摄氏度，过冷温度为 五摄氏度，过热温度为五摄氏度。 (2)热负荷计算和四大部件的选择 大约新风负荷占30%，车身围护结构传热占30%以上，人体热负荷超过20%，而太阳辐 射及玻璃传热只占10%;因此若减少热负荷应以改善车身隔热为主。 系统形式:离合器热力膨胀阀系统(CCTXV 系统)F 型 压缩机:BOCK FKX50/660K 型压缩机 冷凝器:9.1 m2×0.16/1 冷凝风机:LNF242A(4台) 6000m3/h 蒸发器:7.6m2 ×0.65 /2 蒸发风机:2HF292(4台) 4000m3/h 热力膨胀阀:选用两个 TDEN5.8型。 (3)系统的匹配 汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题， 是在成本经济预算与运行经济预算， 以及汽 车动力配置 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 允许的条件下， 如何使汽车空调系统各组成部件， 特别是对系统性能起主要 决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况(设计工况)匹配 得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并 且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。 压缩机的匹配、 冷凝器总成的 匹配、蒸发器总成的匹配、热力膨胀阀与压缩机、冷凝器、蒸发器组成的匹配。 (4)风道设计、风机选型及降噪技术 经过处理的送风和回风都必须通过风道才能进入和离开车室， 而且车内的送、 回风量能 否达到要求， 则完全取决于风道系统的压力分布以及风机在该系统中的平衡工作点。 所以风 道布置将直接影响车内的气流组织和空调效果。同时，空气在风道内流动所损失的能量，是 靠风机消耗电能予以补偿的，所以风道布置也直接影响汽车空调系统的经济性。 (5)管道布置 由此可知，有的车用空调制造商为了节省吸气管路的制造成本采用较小直径的吸气管 道，致使其中制冷剂流动阻力增大，是得不偿失的，也是不可取得，一般来说，在压缩机选 型时，压缩机制造商都在压缩机的产品使用说明书中指明了压缩机的吸、排气接管的尺寸， 按照其规定设计吸、排气接管比较合理。 (6)城市公交客车空调的试验规范与 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 的依据 城市公交客车空调的试验规范与标准，可参考中华人民共和国建设部2001年4月20日发 布，2001年10月1日开始实施的中华人民共和国城镇建设行业标准:CJ/T 134—2001《城市 公交空调客车空调系统技术条件》 国家机械工业局在2000年11月6日发布的汽车空调行业标 ， 准:QC/T 658—2000《汽车空调整车降温性能试验方法》 。 第2章 工作环境 2.1车内设计参数 (1)从实验分析的资料显示可知，夏季车内舒适温度为27?，冬季温度为16?; (2)车内外温差，夏季取8?; (3)车内垂直方向的温差，根据研究和调查资料证明:夏季头部温度低于足部温度1? 左右;冬季低于足部约(4,6)?。 (4)车内相对湿度夏季取 φB=50% ; (5)空气流速影响人体和保温。实验表明，车内流速以(0.15,0.4)m/s 为宜。夏季 取上限值，冬季取下限。 (6)根据人体卫生要求，空气中二氧化碳含量不能超过0.1%，氧气含量控制在(18, 20.7)% 。为此，每人应有(20,25)m3/h 的新鲜空气量。考虑到一般车内连续停留时间 不会太久，汽车制冷机容量不可能太大，过多的新鲜空气将消耗过多的空调能量，因此计算 时，汽车车内新鲜空气量的下限可定为11m3/h，或占全部通风量10% 。 2.2车外设计参数 以郑州城市为例，车体总容积60m3，车的长12m，宽2.5m，高2m 的中型空调客车的公 交车。根据7月1日太阳辐射统计资料显示:气温为35?，正午12时以40km/h 的车速往正南 方向行驶，车室内温度27?。大约新风负荷占30%，车身围护结构传热占30%以上，人体热 负荷超过20%， 而太阳辐射及玻璃传热只占10%; 因此若减少热负荷应以改善车身隔热为主。 第3章 热负荷计算 热负荷具体计算数值得数在下表均以列出 分类 部位 车顶 风道 左侧围 右侧围 前围 围护结构导 热量 后围 发机室 地板 门 门窗穿透 热桥 总计 3.291 1.558 0.648 0.532 0.132 0.098 0.580 1.238 0.385 0.550 9.012 负荷 35.8% 17.29% 7.19% 5.9% 1.46% 1.09% 6.44% 13.74% 4.27% 6.10% 100% 30.30% 按高于环境20?计 占总% 备注 车顶除风道处的部分 玻璃传热 零件放热 2.998 3.14 10.08% 1.06% 按所有门窗缝隙宽1mm 计， 每 米 5m /h 。 参 考 缝 隙 1.5mm，每米10m /h。缝隙 3mm，每米17m /h 按 60 静 坐 时 计 ， 人 均 3 3 3 漏风热 2.611 8.78% 人体热 6.304 21.20% 418kJ/h 计，实际公交人数 远大于该值。 按标准要求11m /h?人计， 3 新风热 总计 8.501 29.311 28.58% 实际值受公交车门开启影 响 100% 3.1新风量与新风负荷 新风量下限可取11m3/(h?人)取 K 玻=5.5) —玻璃对太阳辐射热的吸收系数(一般 ;ρ 取 ρ=0.08) ;S—遮阳修正系数;I—车窗外表面的太阳辐射强度;IS—车窗外表面的太阳散 射辐射强度，IS=30,40×4.18kJ/(m2?h) ;U —车窗的太阳辐射量;F′玻阳面车窗面积;F 玻—车窗总面积。 3.7新风热 在汽车空调设计及其热负荷计算中， 新风量的确定是比较困难的， 新风的传入有两个途 径，一是门窗缝隙，二是新风系统。门窗缝隙实际上每辆车子都不同，只能通过大量的实验 才能确定。不同的缝隙位置，由于其所处的风压不同进风量是不同的。对于没有换气机构的 车子，车身缝隙起到了部分自然换气的作用。 (1)新风量的确定:由实验测的新风量11m3/h; (2)新风热 QV 的计算:QV=Vρ(iH-iB) 式中:ρ —空气的密度;TH=35?时，ρ=1.146kg/m3 iH、iB—车内外空气的焓值。 3.8乘员人体散发的热量 一般资料介绍司机可按522.5kJ/(人?h)计，乘员按418 kJ/(人?h)计 QP=100N N —乘员总数 3.9发动机传入的热量 QE=KFFF1(TF1-TB) 式中:F1—指主发动机，KF—按多层均匀平面计算; KF=1/(1/ +?δ/λ+1/αB) 式中:αF —发动机侧的壁面对流换热系数，一般取 αF =10; TF —发动机室的空气温度。 3.10其它 考虑到车体预冷、冷风管道渗入热，车内零件吸热，车内电机等发热元件的热量等消耗 的冷量。 QM=3594.89(kJ/h) QT=KUL(T1-T3) QBi=aBiFBi(TBi-TB) FBiaBi=376.2kJ/(h??) BBi=?CG 主要零部件的比热容与重量 G 之乘积，求得。 第4章 系统形式及隔热材料 4.1制冷剂循环控制系统 按制冷剂循环控制系统有三种形式，即离合器热力膨胀阀系统(CCTXV 系统) ，膨胀 阀 — 吸气节流阀系统(TXV—STV 系统) ，离合器节流管系统(CCOT 系统) 。后两种只 用于轿车，所以我们选用离合器热力膨胀阀系统(CCTXV 系统) 。 离合器热力膨胀阀系统(CCTXV 系统) 。大多数车型都采用这种方式。它由热力膨胀 阀控制蒸发压力，当蒸发器热负荷增加或蒸发压力增加时，膨胀阀开度增大，使流量增加， 制冷量也增加。当流量过多，蒸发压力过低，使蒸发器表面结霜时，通过恒温器使离合器脱 开，压缩机停转，待结霜融化，蒸发器温度升高时，离合器又接通，压缩机重新运转。这种 系统由压缩机，冷凝器，贮液器，膨胀阀，蒸发器组成。膨胀阀有 F 型和 H 型两种，如下 图所示。 4.2送风方式的确定 (1)直吹式 空调风(冷或热)直接空调器吹出，其结构比较简单，风阻损失小，但送风不均匀。一 般轿车、货车、中小型汽车常采用这种方式; (2)风道式 空调风通过车内风道送出。这种方式比较均匀，风可送至重要的部分(如头部、足部) ， 但零件增加，风道阻力增加，因此送风机功率要加大。主要用于大中型客车。 风道送风口布置的原则冷风出口布置在上面(尽可能在车顶下) ，暖风出口布置在下面 (尽量在地板上) ，以满足“头凉足暖”的要求，即要有上、下两层风道。 风道式又可分为两侧送风道和中央送风道两种。 两侧风道布置在车顶转角处， 一般不占 用有效空间，对乘员起立和行走影响不大，但要求车窗框离车顶有一定距离。对于车窗框离 车顶距离很近的车辆不宜采用紧贴车壁 的侧风道。 中央送风道的优点正好相反， 为不影响乘 员行走，必须做得很扁。 所以我们采用两侧式风道送风，本次主要考虑制冷系统。 4.3车内的气流组织 车内气流组织除与送风口的位置有关外，还与送风口的构造形式、尺寸、送风温度、速 度和气流方向有关。按送、回风口的相互关系和气流组织形式一般有以下几种:上送风下回 风;上送风上回风;中送风中回风及下送风下回风。 各种气流流型的特点如下: (1)上送风下回风气流流型 用于独立整体型， 独立式分散型和非独立式底置型制冷设备的客车。 此方式的送风较容 易与室内空气充分混合，易于形成均匀的温度场和速度场、能够采用较大的温差、从而降低 送风量，有实践经验知，送风速度可取2,5m/s。 (2)中送风中回风气流流型 适用于轿车、小型客车。因为这些发动机前置，制冷设备大多安装在发动机处和驾驶区 仪表台处，此方式具有明显的节能效果。 上送风上回风气流流型。适用顶置型和内装型空调设备的客车。顶置型的冷凝器，蒸发 器是安装在车顶外部， 内装型的蒸发器是安装在车顶的内部， 因此需要采用上送风和上回风 的气流组织形式。 4.4隔热保温材料 汽车的空调性能(效果)好坏主要由两个因素决定: (1) 空调装置的性能(制冷或采暖能力、气流组织) ; (2) 汽车车体的隔热保温及密封性。 由此可见车体的隔热保温性能对空调效果有一定影响。 除玻璃的隔热性能外， 金属壳体 部分的隔热保温效果主要靠隔热保温材料解决对置于车体外的热交换器(主要指蒸发器箱 体)及送风管道，隔热保温材料也是很重要的，车内的送风管道，尤其是布置在汽车顶部的 冷管道 新风负荷 Qx=qv，xρ(hW-hn)=11×1.2×103×(95-53)/3600 式中:qv，x—新风量(包括有组织的送风和漏风) (m3/s) ρ —空气密度(kg/m3) 1.2×103 kg/m3 hW—车外新风状态比焓(kJ/kg) 95 kJ/kg(查图附图二) hn—车内空气状态比焓(kJ/kg) 53 kJ/kg(查图附图二) 3.2车身壁面的传热过程 空调汽车的车身壁面除门窗玻璃以外，一般由外板，隔热层，内饰板组成，壁面传热的 基本公式如下: Q=KF ?T 式中:K—壁面传热系数;F—传热面积;?T—传热温差 3.3车身壁面传热系数 K 值 具有关资料显示:利用圆热流法和热场畸变法计算，后者(热场畸变法)更接近实际， 圆热流计算结果略偏小，偏差不大于10%。 具有关试验和计算表明:轿车的传热系数 K 一般在(16.3,17.1)kJ/(m2?h??) ;对于 隔热较好的大客车，K 值一般在(16.3,17.1)kJ/(m2?h??) 。 所以，我们取 K=13 kJ/(m2?h??) 。 3.4日照表面综合温度 前面提到车身传热过程是不太考虑太阳辐射热的影响，传热温差?T 仅仅是车外气温与 车内温度之差。事实上由于太阳辐射，将使车身壁面温度升高很多，此部分热量也将传入车 内，构成车身热负荷的一部分。 (1)由于车内外空气温差，通过车身外表面以对流换热方式从大气中所得的热量: Q1=FK(TH-TB) 。 (2)车身外表面从太阳辐射中吸收的热量:Q2=FK(TC-TH) 。 总热量为 Q=Q1+Q2=FK(TC-TB) 3.5通过车身壁面传入的热量 车身结构各部分不同，实际计算是分别进行的; QC+QB=(Q 顶+Q 侧+Q 地)α Q 顶=F 顶 K 顶(TC 顶-TB) Q 侧=F 侧 K 侧(TC 侧-TB) =(F′侧 K′侧+F 门窗框 K 门窗框+F 前围 K 前围+„) (TC 侧-TB) Q 地=F 地 K 地(TC 地-TB)=QC 式中:α —修正系数，根据简化过程度取 α =1.2,1.4。 3.6通过门窗玻璃传入的热量 考虑到太阳辐射，传入热量由两部分组成: QG=QG1+QG2 (1)由于车内外温差而传入的热量(QG1) ; QG1=K 玻 F 玻(TH-TB) (2)由于太阳辐射通过玻璃传入热量(QG2) QG2=(?ν+ραBU/αH)S， U=F′玻 I+(F 玻-F′玻)IS 式中:? —太阳辐射通过玻璃的透入导数(一般取 ?=0.84) 玻—玻璃窗的传热系数 ;K (一般(指金属管) ，若没有隔热层，则容易在管外凝露滴水，弄脏乘员衣物，而且由于风 到阻力将产生明显噪音。 汽车是高速运动的物体，对隔热保温材料的抗震能力、粘附牢度、隔震、隔音性能提出 较高要求;汽车车厢内人员密度较大，呼吸造成的水蒸气较多，人员不宜疏散，又要求得保 温材料吸湿性小、 安全、 不着火; 汽车要求它的所有零部件重量都要尽可能小， 以减小油耗; 对于发动机罩的隔热材料还要求耐热性好;汽车还要求隔热保温材料不发霉、无毒、无味、 便于施工， 价格便宜等等。因此要选用合理的隔热保温材料。 第5章 部件的计算及选择 5.1压缩机 汽车空调压缩机是汽车制冷系统的心脏， 是推动制冷系统中不断循环的动力来源， 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。 微型及小型汽车空调，由于空间尺寸，发动机功率小，比较注意压缩机的效率、外形尺 寸及功耗。例如奥托微型车采用精工滑片压缩机和7B10压缩机。微型车空调压缩机排量一 般在80,100cm3/r 之间。 中、高档轿车及小型面包车，采用150,250cm3/r 排量的压缩机。中、高档现在普遍采 用变排量压缩机，如上海大众公司生产的 PASSAT 轿车采用7SBH 变排量压缩机，上海通用 公司生产的 BUIK 轿车采用 V5变排量压缩机。 中、大型客车采用排量为400,775cm3/r 的活塞压缩机，也有采用两台小排量压缩机并 联系统的。如杰克赛尔(ZEXEL)DL-15，DL-16，DL-33，DL-34和 CL-11型大客车，采用 两台排量为313cm3/r 的 DKS-32型压缩机并联系统，电装(DENSO)车用空调也采用两台排 量为300cm3/r 的10P30B 压缩机并联系统。 总的来说目前最大量采用的各种旋转斜盘式和摆动式压缩机(如上图所示) 。蜗旋压缩 机由于其自身的优点，及加工问题的解决必将成为很有发展前途的车用空调压缩机 。 5.1.1确定排气压力，吸气压力，排气比焓及排气温度。 (1)根据制冷剂的蒸发温度 Te 和冷凝温度 TC，查 HFC134a 饱和状态下的热力性质图 表(附图二) ，的其蒸发压力和冷凝压力分别为 Pe=349.63kPa;Pc=1681.30kPa; ( 2) 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+?Pd=1681.30+81=1762.30kPa; ( 3 ) 压 缩 机 的 吸 气 压 力 ， 认 为 低 于 制 冷 剂 的 蒸 发 压 力 67.26kPa, 即 Ps=Pe-?Ps =349.63-67.26=282.37kPa; (4)根据 Ps 和 Ts， 查 HFC134a 过热蒸汽的热力性质图表(附图二) 得压缩机吸气 ， 口制冷剂的比焓 hs=420.434kJ/kg， 比体积 vs=0.081233m3/kg， 比熵 ss=1.8063 kJ/kg; (5)根据 Pd 和 ss，查 HFC134a 过热蒸气的热力性质图表(附图二) ，得压缩机等比熵 压缩终了的制冷剂比焓 hd,s=463.813 kJ/kg; (6)额定空调工况压缩机的指示效率 ?i 为 ?i=Te/Tc+bTe=(5+273.15)/(60+273.15)+0.002×5=0.845 (7)额定空调工况压缩机的排气比焓 hd 为 hd=hs+(hd,s-hs)/ ?i =420.434+(463.813-420.434)/0.845=471.770kJ/kg (8)根据 Pd 和 hd，查 HFC134a 过热蒸气的热力性质图表(附图二) ，得额定空调工 况压缩机的排气温度 Td=97.10?。 5.1.2计算额定空调工况制冷系统所需要制冷量 (1)根据已知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度 T4′=Tc-?Tsc=60-5=55? (2)蒸发器出口制冷剂气体温度 T1为 T1=Te+?Tsh=5+10=15?; (3)按 T4′查 HFC134a 饱和状态下的热力性质图表(附图二) ，得蒸发器进口制冷剂比 焓 h5′= h4′=279.312KJ/kg。按 T1和 Pe 查 HFC134a 饱和状态下的热力性质图表(附图二) ， 得蒸发器出口制冷剂比焓 h1=409.501 kJ/kg; (4)在额定空调工况，蒸发器的单位质量制冷量(即系统的单位质量制冷量)qe,s 为 qe,s=h1-h5′=409.501-279.312=130.189 kJ/kg; (5)稳态工况，制冷系统所需制冷量应当与车厢热负荷平衡，计算时应留一定量的余 量，设该余量为10%， 则制冷量 Qe，s=1.1×Qh=1.1×26.428=29.071kw; 5.1.3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=29.071/130.189=0.2233kg/s (2)额定空调工况压缩机的单位质量制冷量 qe,c 为 qe,c=h1″-h5′=420.434-279.312=141.122 kJ/g (3)额定空调工况压缩机的单位体积制冷量 qv,c 为 qv,c=qe,c/vs=141.122/0.081233=1737.250k/m3 (4)对于稳态过程，制冷系统组成部件内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=0.2233kg/s。该工况压缩机所需制冷量 Qe，c 为 Qe，c=qe,cqm=141.122×0.2233=31.512kw; 5.1.4将额定空调工况压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量 (1)压缩机测试工况的条件，制冷剂的冷凝温度 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;压缩机吸气管路的压降?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 HFC134a 饱和状态下的热力性质图 表(附图二) 得测试工况制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为 Pe，t = 349.63kPa、Pc， t=1681.30kPa。 压缩机的吸气压力 Ps，t=Pe，t+?Ps，t= 349.63-67.26=282.37kPa; 压缩机的排气压力 Pd，t=Pc，t+?Pd =1681.30+81=1762.30kPa。 (3)根据 Ts,t 和 Ps,t，查 HFC134a 饱和状态下的热力性质图表(附图二) ，得压缩机 测 试 工 况 的 吸 气 比 焓 hs,t=415.833kJ/kg ， 吸 气 比 体 积 vs,t=0.079484m3/kg ， 吸 气 比 熵 ss,t=1.79.74kJ/(kg?k) 。 (4)根据膨胀阀前制冷剂液体温度 T4=Tc，t-?Tsc，t=60?，查 HFC134a 饱和状态下 的热力性质图表(附图二) ，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 为 qe,t=hs,t-h4=415.833-287.397=128.436kJ/kg (6)测试工况压缩机的单位体积制冷量 qv,t 为 qv,t=qe,t/vs,t=128.436/0.079484=1615.87219kJ/m3 (7)由于额定空调工况和测试工况的冷凝压力(冷凝温度) 、蒸发压力(蒸发温度) 、 排气压力以及吸气压力均可相同，则两种工况的压缩机输气系数也认为都相同即 λt=λc。于 是，所选压缩机在测试工况所需制冷量 Qe，t 应为 Qe，t=Qe，c(λt/λc) (qv,t/qv1) =31.512×1×(1615.872/1737.25)=29.311kw。 5.1.5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=29.311/128.436=0.2282kg/s 5.1.6确定测试工况压缩机所需的轴功率 (1)根据 Pd，t 和 Ss，t，查 HFC134a 饱和状态下的热力性质图表(附图二) ，得压缩 机等比熵压缩终了的制冷剂比焓 hd,s=458.190kJ/kg。制冷剂温度 Td,s=85.94?。 (2)测试工况压缩机的单位等熵理论功 Wts，t 为 Wts,t=hd,s-hs,t=458.190-415.883=42.357kJ/kg (3)测试工况压缩机的理论等比熵功率 Pts,t 为 Pts,t=Wts,tqm,t=42.357×0.2282=9.6664kw (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)测试工况压缩机的摩擦功率 Pm,t 为 Pm,t=1.3089×D2sinPm×10-5 =1.3089×(60×10-3)2×(39×10-3)×6×1800 ×0.50×105×10-5=0.992kw (6)测试工况压缩机的指示功率 Pi,t 为 Pi,t=Pts，t/ ?i，t=9.6664/0.845=11.40kw (7)测试工况压缩机所需的轴功率 Pe，t 为 Pe,t=Pi，t+Pm，t=11.440+0.992=12.432kw 5.1.7根据压缩机转速 n 的指定值和 Qe，t、Pe，t、qm，t 的计算，选择压缩机 根据经验， Qe,t=293.11kw 和 qm,t=0.2282kg/s 时， 当 压缩机的气缸工作容积大约650cm3 左右， 可供选配的车用空调压缩机有: BOCK FKX40/655K 型， BOCK FK50/650K 型， BOCK FKX50/660K 型，BITZER 4NFCY 型等，综合考虑各压缩机的性能、质量、价格诸多因素， 假定选压缩机的型号为 BOCK FKX50/660K 型，查其产品使用说明书，当 n=1800r/min 时， 在测试工况的参数如下:气缸容积 Vcy=660cm3;理论排气量 Vth=71.45m3/h;制冷量可达 Qe,t=30.9kw ,29.311kw;质量输气量可达 qmr,t=0.2437kg/s,0.2282kg/s;压缩机轴功率 Pe,t=12.34kw ,12.432kw。 结果表明，BOCK FKX50/660K 型压缩机的制冷量、质量输气两均大于计算结果，压缩 机轴功率小于计算结果，完全满足系统运行的要求，是能与指定的车用空调系统匹配的。 5.2冷凝器 采用制冷剂为 HFC134a 的空气冷却式冷凝器。要求换热量 Qc=29311W。制冷剂有5? 过冷，已知压缩机在 Te=5?及 Tc=60?时排气温度 Td=85?，空气进风温度 Tal=35?。 5.2.1确定制冷剂和空气流量 根据 Tc=60?和排气温度 Td=85?，以及冷凝液有5?过冷。查 HFC134a 饱和状态下的 热力性质图表(附图二)，可得排气比焓 hd=456.5kJ/kg，过冷液体比焓 hsc=278.7kJ/kg，于 ， 是制冷剂的质量流量 qm,r 为 qm,r=Qc/(hd-hsc)=29740/(456.5-278.7)×1000=0.2kg/s 取进口的空气温差 Ta2-Ta1=12?，则空气的体积流量 qv,a 为 qv,a=Qc/ρacP，a(Ta2-Ta1)=29740/1.1378×1.0076×103×12m3/s=2.1m3/s 5.2.2结构初步规划 冷凝器选用平行流式结构， 多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构型式及尺寸如图所示: 翅 片宽度 WF=16mm;翅片 高度 hF=8.1mm;翅片厚度 δF=0.135mm，翅片间距 PF=1.4mm;百 叶窗间距 PL=1.1mm;百叶窗长度 lL=6.5mm;百叶窗角度 αL=27?;多孔扁管分四个内孔， 每个内空高度为2mm;宽度为3.35mm，扁管外壁面高度为3mm，宽度 WT=16mm，分三个 流程，扁管数目依次为12、8、5。取迎面风速为 va=6m/s。 根据初步规划(如上图所示) ，可计算下列参数: (1)每米管长扁管内表面积 Ar 为 Ar=[2×(2+3.35)×10-3] ×4m2/m=4.28×10-2m2/m (2)每米管长扁管外表面积 Ab,a 为 Ab,a=2×(16+3)×10-3m3/m=3.8×10-3m2/m (3)每米管长翅片表面积 Af，a 为 Af，a=2×8.1×10-3×16×10-3×1/(1.4×0.001)m2/m=0.1851m2/m (4)每米管长总外表面积 Aa 为 Aa=Ab，a+Af，a=3.8×10-2(m2/m)+0.185(m2/m)=0.223(m2/m) (5)百叶窗高度 hL 为 hL=0.5×PL×tanaL=(0.5×1.1×tan27?)mm=0.2802mm (6)扁管内孔水力直径 Dn，r 为 Dn，r=(4×2×3.35)/[2×(2+3.35)]mm=2.5047mm (7)翅片通道水力直径 Dh，a 为 Dh，a=[2×(1.4-0.135)×(8.1-0.135)]/[(1.4-0.135)+(8.1-0.135)]mm=2.183mm 5.2.3空气侧表面传热系数 aa 最小截面处风速 va,max 为 va,max=[6×1.4×(8.1+3)]/[(1.4-0.2802-0.135)×(8.1-0.135)]m/s=11.8m/s 按空气进出口温度的平均值 Ta=(Ta1+Ta2)/2=(35+47)/2=41?，查取空气的密度 ρ=1.1025kg/m3，动力黏度 μ=19.2×10-6kg/(m?s) ;热导率 λ=2.7×10-2W/(m?k) ;普朗特数 Pr=0.699，并计算出雷诺数 Re，传热因子 J，努塞尔数 Nu 及空气侧表面传热系数 aa; Rea=(ρva,maxPL)/μ=(1.1025×11.8×1.1×10-3)/(19.2×10-6)=745 J=0.249×7450.42×0.28020.33(6.5/8.1)1.1×8.10.26=1.548×10-2 Nu =JReaPr1/3=0.01548×745×0.6991/3=7.735 aa= Nuλ/PL=7.735×2.78×10-2/(1.1×10-3)=195.5W/(m2?k) 5.2.4制冷剂侧表面传热系数 ar 根据 Tc=60?，查 HFC134a 饱和状态下的热力性质图表(附图二)和热物理性质图， 可以求得: 液态制冷剂的密度 ρ1=1/(0.94775×10-3)kg/m3=1055.13kg/m3 气态制冷剂的密度 ρv=1/(11.538×10-3)kg/m3=86.67kg/m3 液态制冷剂的动力粘度 μ1=135.35×10-6kg/(m?s) 液态制冷剂的导热率 λ1=66.64×10-3 W/(m?k) 液态制冷剂的普朗特数 PrL=v1/a1=(0.128×10-6)/(0.0385×10-6)=3.3325 冷凝器中，由于制冷剂进口过冷，因此计算制冷剂当量流量时，取平均干度 χ=0.5，于 是当量制冷剂质量流量 qmr,eq 为 qmr,eq=[(1-0.5)+0.5×1055.13/86.67]0.5×0.056243kg/s=0.1443kg/s (1)第一流程的参数计算 单一内孔当量制冷剂质量流量 q'mr,eq 为 q'mr,eq= qmr,eq/(4×12)=0.1443/48=3.007×10-3kg/s Reeq，r= [(q'mr,eq×)/(πD2h1r/4)]/ μL=(4 q'mr,eq)/(πDh1rμL) =(4×3.007×10-3)/(π2.5047×10-3×135.35×10-6)=11293 Nu=0.0265 Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×112930.8×3.33250.333=69.118 制冷剂侧表面传热系数 ar 为 ar=(Nuλ1)/Dh1r=(69.118×66.64×10-3)/(2.5047×10-3)=1839W/(m2?k) (2)第二流程的参数计算，其方法与第一流程一样。 当量制冷剂质量流量 q'mr,eq 为 q'mr,eq= qmr,eq/(4×8)=0.1443/32=4.511×10-3kg/s Reeq，r= [(q'mr,eq×)/(πD2h1r/4)]/ μL=(4 q'mr,eq)/(πDh1rμL) =(4×4.511×10-3)/(π2.5047×10-3×135.35×10-6)=16942 Nu=0.0265 Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×169420.8×3.33250.333=95.61 制冷剂侧表面传热系数 ar 为 ar=(Nuλ1)/Dh1r=(95.61×66.64×10-3)/(2.5047×10-3)=2544W/(m2?k) (3)用同样的方法可获得第三流程的参数。 当量制冷剂质量流量 q'mr,eq 为 q'mr,eq= qmr,eq/(4×5)=0.1443/20=7.217×10-3kg/s Reeq，r= [(q'mr,eq×)/(πD2h1r/4)]/ μL=(4 q'mr,eq)/(πDh1rμL) =(4×7.217×10-3)/(π2.5047×10-3×135.35×10-6)=27107 Nu=0.0265 Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×271070.8×3.33250.333=139.25 制冷剂侧表面传热系数 ar 为 ar=(Nuλ1)/Dh1r=(139.25×66.64×10-3)/(2.5047×10-3)=1839W/(m2?k) (4)由于制冷剂侧三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 ār 为 ār=(1839×12×10-3+2544×8×10-3+3705×10-3)/[(12+8+5)×10-3 ]W/(m2?k)=2438 W/ (m2?k) 5.2.5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=0.0003 (m2?k)/W，则传热系数 k 为 k=1/(1/ār?Aa/Ar+ra+1/aa)=1/[1/2438×02231/(428×10-3)+0.0003+1/1955] W/(m2?k) =132.4 W/(m2?k) 对数平均温差为 ? tm=(Ta2-TaL)/ln[(Tc-TaL)/(Tc-Ta2)]=12/ ln[(60-35)/(60-47)]?=22.94? 所以所需传热面积(以外表面为基准)A0为 A0=Qc/k? tm=29740/(132.4×22.94)=9.1m2 所需扁管长度为 L= A0/(Aa×25)=9.1/(0.2231×25)=1.6m 取 L=1.6m。 5.2.6校正空气流量 按迎风面积和进风面风速计算空气体积流量 qva 为 qva=va(3+8.1)×10-3×25L=6×11.1×10-3×25×0.550m3/s=11m3/s 与第一步按热平衡关系计算出的11.8 m3/s 相对误差不大，不再重算。 5.2.7计算空气侧阻力损失 ?=5.47RePL0.72hL0.37(lL/hF)0.89PL0.2hF0.23 =5.47× 7450.72× 0.28020.37×(6.5/8.1)0.891.10.28.10.23 =64.4524×10-3 则空气侧阻力损失? Pa 为 ? Pa=4 ??WF/Dh，a?ρa?v2a，max =4×64.4524×10-3×0.016/(2.183×10-3)×1.1025×11.82Pa =253.5 Pa 最后根据空气阻力和风量选择风机。 5.3蒸发器 要求夏季提供29311W 的制冷量，由系统热力计算得出。采用制冷剂 R134a 时，制冷剂 循环量 qmr=0.042kg/s。此时，蒸发温度为2?，我们取蒸发器进风温度:干球温度27?，湿 球温度19.5?。 5.3.1计算制冷剂进出口参数 由制冷量和制冷剂循环量，可求出制冷剂进出口比焓差? hr 为 ? hr =hr2-hr1=Qe/qmr=29311/0.042KJ/kg=142.85 kJ/kg 取制冷剂进口干度 χ=0.3， 则根据蒸发温度查 HFC134a 的 lgP-h 图， hr1=261.624 kJ/kg， 有 于是制冷剂出口比焓值 hr2为 hr2= hr1+ ? hr=142.85+261.624=404.48J/kg 同时可计算出蒸发器出口制冷剂温度为 tr2=7.98?，过热度为5.98?。 5.3.2初步规划 散热板及翅片与百叶窗尺寸 翅片:宽度 WF=65mm，高度 hF=7.9mm，厚度 δF=0.1mm，间距 PF=1.8mm; 百叶窗间距 PL=1.1mm，百叶窗长度 lL=6.8mm，百叶窗角度 αL=37?。 散热板:宽度 WT=65mm，高度 hT=3.0mm，厚度 δT=0.5mm，边缘宽3.4mm，内部隔 热板宽3.7mm。由此可计算出内部流道尺寸 hH，WH 分别为 hH=hT-2δT= ( 3.0-2×0.5 ) mm=2.0mm WH=WT-2×3.4-3.7=65-2×3.4-3.7mm=54.5mm (1)每米散热板内表面积 Ar 为 Ar=2(hH+ WH)=2(2+54.5)×10-3m2/m=113×10-3 m2/m (2)每米散热板外表面积 Ab,a 为 Ab,a=2(hT+ WT)=2×(3+65)×10-3 m2/m=136×10-3 m2/m (3)每米散热板长迎风面积 Aface 为 hT+hF=(3+7.9)×10-3 m2/m=10.9×10-3 (4)每米散热板长翅片面积 Af，a 为 Af，a=2×7.9×10-3×65×10-3×1/(1.8×0.001)m2/m=570.555×10-3 m2/m (5)每米散热板长总外表面积 Aa 为 Aa= Ab,a+ Af，a=136×10-3+570.555×10-3 m2/m=706.555×10-3 m2/m (6)肋通系数 a a= Aa/ Aface=706.555×10-3/0.0109=64.822 (7)百叶窗高度 hc 为 hc=0.5PLtanαL=0.5×1.1×10-3×tan37?mm=414.455×10-3mm (8)散热板内孔水力直径 Dh，r 为 Dh，r=(4 hH?WH/2)/[2?(hH+ WH/2)] =(4×2×54.5/2)/[2×(2+54.5/2)]mm=3.7265mm 5.3.3干工况下空气侧表面传热系数计算 选取迎面风速 va=5m/s，根据已知条件，求最小截面处风速为 va,max=va{[PF×10-3(hF+hT)×10-3]/[(PF-hc-δF) (hF-δF)×10-6]} =5× {[1.8×10-3(7.9+3)×10-3]/[(1.8-0.414455-0.1) ×(7.9-0.1)×10-6]}=9.78kg/s 按空气进出口温度的平均值 Ta=20?，查取空气的密度 ρ=1.205kg/m3，动力黏度 μ=18.1×10-6 kg/(m?s) ，热导率 λ=2.59×10-2 W/(m?k) ，普朗特数 Pr=0.703等物理性质，并 计算出空气侧的雷诺数，传热因子 J，努塞尔数 Nu，表面传热系数 aa。 Rea=ρva,maxPL/μ=1.205×5.87×1.1×10-3/(18.1×10-6)=430 J=0.249RPL-0.42hL0.33(lL/hF)1.1hF0.26 =0.249×430-0.42×0.4144550.33(6.8/7.9)1.1×7.90.26=0.0211698 Nu =JReaPr1/3=0.0211698×430×0.7031/3=8.092 aa= Nuλ/PL=8.092×2.59×10-2/(1.1×10-3)=190.524W/(???) 5.3.4计算析湿 系数与湿工况下空气侧表面系数 设定出风温度为干球温度7.25?，湿球温度6.5?，则比焓为21.575kJ/kg(干) ，同时已 知蒸发器进风温度为:干球温度27?，湿球温度为19.5?，比焓为55.6kJ/ kg(干) 。 求出析湿系数 ξ= ha1-ha2) (ta1-ta2) (55.6-21.575) ( /[cP,a ]= /[1.015252× 27-7.25) ( ]=1.6969 于是，湿球工况下空气侧表面传热系数 aeq,a 为 aeq,a=ξaa=1.6969×190.524 W/(m2?k)=323.3 W/(m2?k) 5.3.5初估迎风面积和总传热面积 (1)计算干空气流量 qm,a 为 qm,a=Qe/(ha1-ha2)= 29311/(55.6-21.575)=0.8kg/s (2)计算干迎风面积 Aface，o 为 Aface，o=qm，a/ρva=0.8/(1.205×3)m2=234×10-3 m2 (3)计算以外表面为基准的总传热面积 A0为 A0=a Aface，o=64.822×0.234=15.1683 m2 (4)计算散热板长度 lT。一共22块散热板，分两个流程，每个流程11块散热板，则 lT= Aface，o/[(hT+hF)×22]=0.234/[(0.003+0.0079)×22]=0.976m 取 lT=1m。 5.3.6计算制冷剂侧表面传热系数 由 te=2?，查 HFC134a 饱和状态下的热力性质图表(附图二)及热物性图，可得: 液态制冷剂的密度 ρL=1/(0.77769×10-3)kg/m3=1285.86kg/m3 液态制冷剂的动力粘度 μ1=266.78×10-6 液态制冷剂的普朗特数 PrL=v1/a1=(0.2075×10-6)/(0.0523×10-6)=3.968 气态制冷剂的导热率 λv=12.034×10-3 W/(m?k) 气态制冷剂的密度 ρv=1/(63.645×10-3)kg/m3=15.712kg/m3 目前已知进口干度为0.3，出口过热，因此平均干度 χdo=(0.3+1.0)/2=0.65 由此，可计算其余参数的平均值。动力黏度 μcore 的平均值为 μcore=[χ/μr+(1-χ)/μ1]-1=[0.65/11.446+(1-0.65)/266.78] -1=17.212 kg/(m?s) 每一散热板制冷剂质量流量 qmr,eq'= qmr/11=0.042/11=3.8182×10-3 kg/s 散热板内孔的制冷剂质量流速 qmr,A 为 qmr,A= qmr,eq'/(1/4?π?D2h，r)=0.0038182/[3.1416/4× (3.7265×10-3)2] kg/(m2?s) = 350.077kg/(m2?s) 雷诺数 Recore 为 Recore= qmr,A?Dh，r/μcore=350.077×3.7265×10-3/(17.212×10-6)=75794 干度平均值为 χdo=0.49+627 Recore-0.83=0.49+627×75794-0.83=0.54587 由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0.3,0.54587,1变化，后还有过热蒸气区。因此 很难准确估计每一阶段所占的百分比，只能凭经验估计。在此，取过热蒸气区为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占52%。 (1)干燥点之前的两相区，取 χ=0.417，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均匀紊流 工况的 Lockhart-Martinelli 数 Xtt 和关联系数 F(Xtt)分别为 Xtt =[(1-χ)/χ]1-W/2(ρl/ρv)0.5(μv/μl)n/2 =[(1-0.417)/0.417]1-0.3/2(1285.86/15.712)0.5(11.446/266.78)0.3/2=7.5 F(Xtt)=(1+2.30/ Xtt2)0.374=(1+2.30/7.5)0.374=1.0151 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 αl 为 αL=A[qmr，A(1-χ)Dh/μl]-hqmr，A(1-χ)cP1 = 0.341[350.077 (1-0.417) 3.7265×10-3/266.78×10-6]-0.3×350.07× (1-0.417) 13532.2 W/ (m2?s) = 7966.028 W/(m2?s) 制冷剂两相流的表面传热系数 αr 为 αr=αLPRl0.296F(Xtt) =7966.028×3.9680.296×1.0151 W/(m2?s)=12160 (2)过热区 制冷剂侧的雷诺数 Reeq，r，普朗特数 Prv，努塞尔数 Nu，表面传热系 数 av 分别为 Reeq，r= (qmr，ADh，r)/μv=(350.077×3.7265×10-3)/(11.446×10-6)=113950 Prv=0.8471 av=(Nu×λv)/Dh，r=(50722×12.034×10-3)W/(m3?k)=1638 W/(m3?k) (3)干燥点之后的两相区 取 χ=0.766，则把 Xd0=0.5458带入干燥点之前的两相换 热公式，计算得 ad0=11165 W/(m2?s) ，于是 ar 为 ar=av+{1-[(X-Xd0)/(1-Xd0)]1.5}×(ad0-av) = 1638+{1-[(0.766-0.54587)/(1-0.54587)]1.5}×(11165-1638)W/(m3?k)=7950 W/ (m3?k) 最后，平均表面传热系数可为 ār =(12160×28%+7950×52%+1638×20%)W/(m3?k)=7866 W/(m3?k) 5.3.7计算总传热系数及传热面积 如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=0.0003 (m3?k)/W，则传热系数 k 为 k=1/[ 1/ār) ( Aa/Ar+ra+1/aeq， 1/[ 1/7866) a]= ( 0.706555/0.113+0.0003+ 1/323.3] W/ m3?k) ( =238.777 W/(m3?k) 对于对数平均温差为 ? tm= (Tal-Ta2) (Ta1-Te) Ta2-Te) (27-7.25) ln{ /ln{ ( / }= / (27-2) 7.25-2) ?=12.655? ( / } 由于板翅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系数低于计算结果。综合两个方面的考虑，传热系 数与对数平均温差之积预乘上一个修整因子， ψ=0.65， 则所需总传热面积 (以外表面为基准) A0为 A0=Qe/(4k)=29311/(4×238.777×12.6555)m2=14.9m2 与前面计算出15.167m2的相对误差不大 5.3.8计算空气侧阻力损失?Pa 空气侧摩擦阻力因子 ? 为 ?=5.47RePL0.72hL0.37(lL/hF)0.89PL0.2hF0.23 =5.47× 4300.72× 0.4144550.37×(6.8/7.9)0.891.10.27.90.23 =71.98×10-3 则空气侧阻力损失? Pa 为 ? Pa=4 ??WF/Dh，a?ρ?v2a，max =4×71.98×10-3×0.065/(2.792×10-3)×1.1025×5.872Pa =278.313 Pa 最后根据空气阻力和风量选择风机。 5.4膨胀阀 丹佛斯(DANFOSS)TDEN 型膨胀阀适用于 HFC134a 制冷剂。其选型方法是根据给定 的工况，膨胀阀两端的压力降和蒸发器的负荷，经制冷剂液体过冷度修正后，查该型号的技 术手册。 5.4.1确定 TDEN 型热力膨胀阀两端的压力降根据所给定的工况 系统中制冷剂液体流经管路、管弯头、干燥过滤器、视液镜、电磁阀等部件，其压降之 和设为? P1=66kPa 多流程供液的蒸发器前需安装液体分配器，其压降设为? P2=65.67kPa。 由于整个系统压力平衡，则有 Pe=Pc-? PTXV-? P1-? P2 于是，热力膨胀阀端的压力降? PTXV 为 ? PTXV= Pc- Pe-? P1-? P2=1681- 349.63-66-65.67=1200kPa=12bar 5.4.2蒸发器负荷的过冷修正 根据丹佛斯(DANFOSS)TDEN 型膨胀阀的技术手册规定，当热力膨胀阀前的制冷剂 液体过冷度偏离4k 时，蒸发器的制冷量必须进行修正。修正方法是将所需制冷量除以下表 所给的修正系数得到修正的蒸发器制冷量。 丹佛斯(DANFOSS)TDEN 型膨胀阀的制冷剂液体过冷度修正系数 液体过冷度? tsc/k 修正系数 4 1.00 10 1.08 15 1.13 20 1.19 25 1.25 在阀前的制冷剂液体过冷度为? tsc=5?，修正系数为1.013，则修正蒸发器制冷量 Qe， s'为 Qe，s'=29.311kw/1.013=28.9kw 则每只蒸发器的修正制冷量 Qe，s″为 Qe，s″=28.9kw/2=14.52kw 5.4.3根据? PTXV、te、Qe，s″确定应匹配的热力膨胀阀容量 由于热力膨胀阀的制冷量，必须等于或稍大于修正后的蒸发器制冷量，因而可按? PTXV=12bar，te=5?，Qe，s″=16.8kw,14.52kw，在丹佛斯(DANFOSS)TDEN 型膨胀阀 的技术手册的有关参数中，查到 TDEN5.8 能够满足整个制冷系统匹配的要求，因此，选 用两个 TDEN5.8型。 第6章 空调系统的性能匹配 汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题， 是在成本经济预算与运行经济预算， 以及汽 车动力配置方案允许的条件下， 如何使汽车空调系统各组成部件， 特别是对系统性能起主要 决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况(设计工况)匹配 得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并 且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。 汽车空调系统图 1压缩机;2高压软管;3冷凝器;4 冷却风扇;5 干燥储液器; 6高压软管;7 膨胀阀;8蒸发器;9风机;10吸气管。 6.1压缩机的匹配 从系统匹配和成本经济、运行经济角度考虑，车用空调系统在额定运行工况(通常把该 工况作为设计工况)应选配多大容量，多少输入功率，多高转速的车用空调压缩机，这是汽 车空调系统设计在完成空调负荷计算后首要解决的问题为此， 必须进行车用空调压缩机的选 型计算，包括设计工况计算和变负荷工况计算。 6.1.1车用空调压缩机选配的依据 当车身结构确定后， 车用空调系统设计的第一个任务， 就是进行车厢空调负荷的设计计 算。 一般空调负荷计算， 包括额定工况和最大负荷工况的负荷计算空调负荷计算的结果是车 用空调压缩机选配的依据。 额定工况是指有关行业标准所规定的车用空调系统运行工况。如 CJ/T134—2001《城市 公交 空调系统技术条件》规定，城市公交空调客车空调系统的额定运行条件是:冷凝器总成 的环境温度为35?，相对湿度为60%;蒸发器总成进风的干球温度为?28?，湿球温度为 19.5?。有时，设计工况也可以按所设计车辆在当地经常运行的条件综合考虑来确定，但须 按有关行业标准所规定的车用空调系统运行工况加以校核。 额定工况必须确定的参数有: 冷 凝器总成环境气象参数，蒸发器出口制冷剂过热度，压缩机吸气管路的压力降等。 最大负荷工况是指车用空调系统按额定工况设计好后， 在特定运行条件下， 所能达到的 具有最大制冷能力的运行工况。 一般当汽车在环境温度较高的烈日下长时间暴晒后， 车用空 调系统刚起动时刻的运行工况， 就属这一特定运行工况。 最大负荷工况的参数也包括上述额 定工况的各项参数。 6.1.2压缩机与发动机的传动比及压缩机转速的确定 在非独立式车用空调系统中， 压缩机都是由主发动机通过离合器的吸合和带传动系统来 驱动。 压缩机的转速与主发动机的直接有关， 两者之间的传动比除与主发动机的转速有关外， 主要取决于压缩机的最高连续转速。 传动比的确定， 对于非独立式车用空调系统制冷性能的 发挥和压缩机工作的可靠性至关重要。汽车发动机的转速范围比较宽，一般在700, 2400r/min 之间，汽车在停驶(发动机怠速传动)和低速状态时，发动机转速低空调的转速 也低会造成空调系统的制冷能力不足。汽车高速行驶时，发动机和压缩机的转速较高、空调 制冷能力强劲、压缩机的耗能也高，对于安排非独立车用空调机组的城市公交空调客车，采 用循环离合器控制制冷系统运行时， 这一影响尤其明显。 因为这类空调客车需要的制冷量较 大，一般都是安装一台活塞式车用空调压缩机，由于它受到往复运动结构特点的限制，只能 以较大的传动比来提高其转速， 主要是防止发动机一旦高速运转时， 导致压缩机因转速超出 极限范围而损坏。 由上述可知， 采用循环离合器控制方式控制制冷系统运行的非独立式车用空调系统， 其 压缩机在额定空调工况转速的确定，须考虑发动机与压缩机之间的传动方式和它们的传动 比。比如，汽车在正常行驶状态下，当发动机转速为1440r/min 时，若传动比为1:1.25，则 压缩机的转速就可达到1800r/min。 6.1.3压缩机与冷凝器、蒸发器的性能匹配 压缩机作为制冷系统的一个组成部件， 其上游部件是蒸发器总成。 下游部件是冷凝器总 成。它们之间的性能是相互影响的，当蒸发器内制冷剂蒸发温度 Te(或压缩机吸气压力 Ps) 变化时，压缩机的输气量会变化，而压缩机制冷量 Qe，c、制冷剂冷凝温度 tc 都会变化。 因此，在选配或设计冷凝器和蒸发器时，应当与所选配的压缩机性能相匹配，并且三者性能 要综合考虑，才能充分发挥各个部件的作用。 6.2冷凝器总成的匹配 冷凝器总成，从系统匹配角度来讲，所关心的是冷凝器总成的整个性能，不仅包含冷凝 器的换热性能，而且包括冷凝器与冷凝器风机、风道的空气流来匹配性能，冷凝器总成与压 缩机、蒸发器总成的匹配性能。 6.3蒸发器总成的匹配 蒸发器总成，从系统匹配角度来讲，所关心的是蒸发器总成的整个性能，不仅包含蒸发 器的换热性能，而且包括蒸发器与蒸发器风机、风道的空气流来匹配性能，蒸发器总成与压 缩机、冷凝器总成的匹配性能与接流机构(如热力膨胀阀) 。制冷剂分配器的匹配性能，从 整车空调效果的角度来考虑， 甚至还包括蒸发器总成与车室内风道设计， 风口布置的匹配性 能。这就需要在蒸发器总成的风机选配时，风机的风量确定，不仅要考虑蒸发器总成中风道 的阻力特性，好要考虑车室内风道的阻力特性。 6.4热力膨胀阀与压缩机、冷凝器、蒸发器组成的匹配 上面讨论压缩机、冷凝器总成、蒸发器总成三部件匹配时有一个前提条件，即假定热力 膨胀阀的容量适应系统在规定工况范围内的运行需要， 能够调节进入蒸发器的制冷剂流量所 润湿，但若热力膨胀阀的容量匹配不合理的，比如配置的热力膨胀阀容量偏小时，就会出现 热力膨胀阀对蒸发器总成的供液不足， 此时换热器的总传热系数将下降， 除了配置的热力膨 胀阀容量偏小这一情况以外， 还可能由于充注入系统的制冷剂量太少， 或由于液体管道内摩 擦产生的压力降过高， 或由于膨胀阀阀门和蒸发器的位置比冷凝器高 (如在内置式非独立车 用空调系统中) ，使进入膨胀阀的液体中含有制冷剂蒸气而导致对蒸发器的供液不足。当冷 凝器的环境温度较低时， 也很容易发生车用空调冷凝器 中制冷剂冷凝温度下降得很低， 致使 膨胀阀两端的压差不够大， 导致蒸发器供液不足。 这些情况最终导致蒸发温度和蒸发压力过 低，制冷剂流量大为减小。 由此可知，热力膨胀阀的容量匹配不可忽视，而且热力膨胀阀的容量除与压缩机、冷凝 器、 蒸发器三部件匹配情况有关外， 还与系统中管系的配置， 蒸发器的位置等情况密切相关。 制冷剂在管路系统与干燥过滤器、视液镜、电磁阀、液体分配器等配件和换热器中的流动阻 力，一定要估算得符合实际，才能使热力膨胀阀的容量匹配得合理。 热力膨胀阀容量的匹配方法，须根据有关的标准和所选热力膨胀阀产品的技术要求而 定。 第7章 风道设计、风机选型及降噪技术 7.1风道设计 经过处理的送风和回风都必须通过风道才能进入和离开车室， 而且车内的送、 回风量能 否达到要求， 则完全取决于风道系统的压力分布以及风机在该系统中的平衡工作点。 所以风 道布置将直接影响车内的气流组织和空调效果。同时，空气在风道内流动所损失的能量，是 靠风机消耗电能予以补偿的，所以风到布置也直接影响汽车空调系(如下图和附图一所示) 7.1.1车空调风管的选择 (1)风管材料及断面选择 风管用材料应表面光洁，质量轻，安装方便，并有足够的强度、刚度、且抗腐蚀、寿命 长、价格低廉。 一般汽车空调多用厚度为0.75 ,1.2mm 的薄钢板，铝合金，镀锌薄钢板或塑料(聚氯 乙烯)板制造。新型汽车空调系统还有采用玻璃纤维板风道。它对空调管道保温、消声起到 良好的效果。 汽车空调系统选用的风管，主要有矩形和圆形两种截面。矩形风管高度低，容易与汽车 构造配合安装，但加工制作和保温较困难。圆形风管管道阻力小，保温方便。随着城市公交 车的大力发展，对城市公交车的要求越来越高。 图(a)所示的冷风道就是为城市而设计的，该公交车一般采用底置式空调，由于底置 式空调同时考虑到总布置问题， 侧冷风道采用弯曲形式， 同时上部与车内水平冷风道接口处 断面逐渐变大以降低风速，减小气流损失，在车正前上顶设置一出风口供驾驶用，由于该种 冷风道断面较大，加之空调制冷量较大，深受用户欢迎。 图(b)所示的冷风道也是为城市公交车而设计的。考虑到站立乘客较多，该车冷风道 在下部设出风口的情况下，在侧面水平方向又设了出风口，这样站立乘客可直接接受冷气， 效果较好。 经综合考虑，本设计选用图(b) 。 (3)汽车空调风管的风速选择 汽车空调风管的风速应根据系统布置、送风量、风管结构及送风噪声要求等因素而定。 表所示为汽车空调风管的风速选择。 汽车空调风管的风速选择 频率在1000HZ 时车内允 许压级/dB 40 ,60 60以上 总管和支管 6 ,8 7 ,12 风速/(m/s) 无送风、回风口的支管 5 ,7 6 ,8 有送风、回风口的支管 3 ,5 3 ,6 7.1.2汽车风管的保温 为了减小空气在风道输送过程中的冷、 热量损失以及防止低温的风道表面温度较高的环 境下结露，汽车空调中的风管都要保温。 保温材料目前使用的种类很多。如聚苯乙烯泡沫塑料等，它们的导热系数大多在0.12 (W/m??)以内。通过保温层管壁的传热系数与管壁间有空气流动，影响保温效果。 当风道布置在室外时， 要做好防雨防潮措施， 以及防止室外噪声随风道传入车内的措施。 7.1.3阻力计算 本风道设计有关参数参照相似车型;风道内空气的流动阻力包括摩擦阻力和局部阻力 (1)摩擦阻力 力系数 λ 为0.15，再计算风道的水利半径 Rs=A/P=ab/2(a+b)=0.05m，矩形风道当量直 径 Dv=4Rs=0.2m。工程上用等流量当量直径较为方便。工程设计手册中有线算图，计算时 可为参考。 ?Pm=λ?l?ρ?v2/(8?Rs)=4.4Pa (2)局部阻力 a、百叶窗口 16个 ZA=12.2Pa b、变径弯头(90?) 2个局部阻力系数 ξ 为0.91 c、分叉三通 (F2/F1=0.8) ，管段的局部阻力系数 ξ 为0.2，对应总流速4.5m/s Z=27.45Pa 管 道 总 阻 力 大 约 为 40Pa ， 考 虑 到 安 全 因 素 ， 安 全 因 素 增 加 15% 则 风 机 所 需 要 40×1.15=46Pa 再加上蒸发器所需278.313Pa 的压力，确定总的所需送风量为4000m3/h。 7.2降噪技术 7.2.1风管内的空气阻力和改进风管结构 对一定的送风系 统，风机转速愈小、风压愈低，则风机噪声也愈低;在保证车室换气量 的条件下，总送风量不必选过大，以利于降低风管内空气流速和减小风管空气流动阻力，风 管内空气流动产生噪声，主要由于边界层产生涡流及其涡流区的压力和流速的变化;另外， 气流遇到障碍物和风管内表面粗糙也引起气流噪声。 因此， 风管内的空气流速不宜选择过大; 对风管弯头、三通管接头、变截面过度段、调节风门等应作成流线型、渐缩型或设置导流叶 片，以减小气流阻力和避免引起气流的涡流。 7.2.2风管之间的连接结构 在通风系统的吸、 排风口及空气分配器与风管之间应设置适当长度的喇叭管， 而在空气 分配器出风口尽可能增加出风格栅面积或装置导风叶片等，以减小空气动力噪声。 由于风机的振动，当风速和风压变化时，会引起风管振动而产生噪声。为此，除了在风 机进、出口设置减振软管外，在风管穿过车壁的部位也应以软管相连接，并避免风管与车壁 直接刚性接触，以减少风管振动传给车壁。 7.3风机的选择 风机的选型表 名称 冷凝风机 蒸发风机 型号 LNF242A 2HF292 数量 4台 4台 所需压力损失 253.5Pa 324.313Pa 总的送风量 6000 m /h 4000m3/h 3 第8章 管道布置及要求 8.1管道的布置 当冷凝器位置高于压缩机， 而且冷凝器的环境温度高于压缩机的环境温度时， 排气管在 离开压缩机后先下一段再向上，并且，在排气管中设置单向阀当压缩机的竖向长度超过8m 时，应根据其排气管的竖向长度，在靠近压缩机的管段，则不允许出现呈下凹形状的“液囊” 弯管。 8.2管路的设计布置 高压液体管应按可能遇到的最低冷凝压力和相应的最大制冷量进行设计， 选择合适的管 径，以保证膨胀阀前后一定的压力差。同时，还应避免在水平的管路上弯成向上凸起的“气 囊”，低压液体管应能保证冷却盘管各并联通道供液均匀，并且能保证回油。 8.3吸气管 在顶置式大客车非独立空调中，吸气管路都比较长，有的达8m，如果不注意吸气管路 的阻力特性影响，使制冷系统的制冷量明显下降。难以达到设计所预期的效果。 由此可知，有的车用空调制造商为了节省吸气管路的制造成本采用较小直径的吸气管 道，致使其中制冷剂流动阻力增大，是得不偿失的，也是不可取得，一般来说，在压缩机选 型时，压缩机制造商都在压缩机的产品使用说明书中指明了压缩机的吸、排气接管的尺寸， 按照其规定设计吸、排气接管比较合理。 在管路设计方面，还要注意系统中的回油，这也是影响系统运行安全可靠方面的问题。 除了应严格按照压缩机产品说明书要求的润滑油加注量， 加注与制冷剂相匹配的润滑油外在 管路设计和布置时，应考虑如何使制冷剂中携带的冷冻油容易返回到压缩机中来。 吸气管路布置的注意事项如下: (1)在车用空调系统中，一般蒸发器的安排位置都在压缩机之上，应在蒸发器的上部 设计成一个倒 U 形弯，以防压缩机停车时流体流入压缩机而引起压缩机再起动时的液击。 (2)为防止由于润滑油加注过多所造成的液击事故，对这类车用空调系统，可在吸气管道 出口段安装—油分离器让多余的润滑油留在油分离器中，不至于进入压缩机造成液击。 (3)在系统中只有单台压缩机时，其吸气管道入口处不能装设 U 形集油弯管，因有了集油 弯管，停机后再起动时，会有大量的油进入压缩机，可能产生液击现象。 第9章 空调系统的配置要求和试验规范与标准 城市公交客车空调的试验规范与标准，可参考中华人民共和国建设部2001年4月20日发 布，2001年10月1日开始实施的中华人民共和国城镇建设行业标准:CJ/T 134—2001《城市 公交空调客车空调系统技术条件》 国家机械工业局在2000年11月6日发布的汽车空调行业标 ， 准:QC/T 658—2000《汽车空调整车降温性能试验方法》 。 9.1城市公交空调客车的运行特点 城市公交空调客车与城镇间长途运输空调客车相比，有如下不同的运行特点: (1)城市公交空调客车的车速较慢，一般在20km/h 左右。 (2)车站距离较短，车速变化频繁，怠速状态较多。 (3)车门开启频繁，车内乘员的密度和流动性较大。 (4)运行环境恶劣，运行时间较长，有的达18h。 9.2城市公交空调客车制冷系统的配置及其与车身结构匹配的要求 城市公交空调客车的运 行特点， 要求其制冷系统具有车速慢时， 仍有较大的能满足乘员 舒适性需求的空调制冷量，因此，CJ/T 134—2001《城市公交空调客车空调系统技术条件》 对其制冷系统的工作，要求在制冷系统运行后的30min 内，能达到如下性能: (1)出厂新客车的车内外平均温度差必须大于7?,在用车的车内外平均温度差必须大 于5?，而且当车厢外环境温度部高于38?时，车厢内的最高温度不允许超过30?。 (2) 在车辆纵向轴线上， 距车辆前、 后挡风玻璃各1.5m 和车辆中部三个离地板上方1.2m 处的位置，所测的温度最大温差不超过3?。 (3)出厂新客车，在单人与二人座椅纵向中心和多人座椅均分两点所处的纵向垂直截 面上，沿垂直方向距坐垫表面上方635mm 处与沿水平方向距靠背250mm 的交点处，以及同 一纵向垂直截面内， 距地板上方50mm 处， 所测定的乘员头部温度应低于其足部温度2,5?。 (4)风道各出风口的风量应基本均匀，风速应不大于6m/s，也不小于3 m/s。为达到上 述制冷效果， 必须对城市公交空调客车的空调系统配置及车厢围护结构的隔热性能与密封性 能提出更高要求。 结果中的大值作为配置依 在制冷系统配置方面， 标准规定必须按照两种计算方法计算， 据，选择制冷设备的容量。其一时按单位车厢容积装机制冷量计算，非独立式机组每1m3车 厢容积需590,630W 制冷量，独立式机组每1 m3车厢容积需550,590W 制冷量;其二是按额 定乘员数人均装机制冷量计算，每个额定乘员需530W 制冷量。额定乘员数按车厢内座位数 加上每1 m3走道面积站3个乘员计算。蒸发器风机风量匹配则按额定乘员数人均装机冷风量 80 m3/h 计算。必须注意的是，鉴于各国制冷设备标定容量依据的测试条件不一致，所选择 的制冷设备，其标定的容量最大值应不低于按 QC/T 656—2000《汽车空调制冷装置性能要 求》行业标准测定的额定制冷量的93,，否则仍会达不到制冷系统配置的要求。 所有上述制冷系统的配置还须受以下噪音指标的约束: (1)在怠速状态时 车内辅助发动机或汽车发动机与压缩机安装处的上方， 以及车顶回风口或换气设备处的 噪音不大于74dB(A);车外辅助发动机或汽车发动机处的噪音不大于84 dB(A)。 (2)在车速为30时 独立机组的车内噪音不大于80 dB(A);非独立机组的车内噪音不大于84dB(A)。在车厢 围护结构的隔热性能方面， 空调车的车身结构应采取有效可靠的隔热保温措施， 必须选择热 导率小[小于0.038W/(m?k)]的隔热材料和隔热结构，在车厢体的关键部位，如车厢顶部(尤 其时车厢左右两侧的顶部) 、车厢地板(尤其是发动机顶部的地板)和热桥部位等处，加强 隔热保温。衡量车厢围护结构隔热保温能力的标准是:在夏季，降温能力达到30min 关闭制 冷装置后，客车保持原30km/h 的车速继续运动，车厢内气温上升到与外界气温相差1?的时 间不小于10min 在车厢围护结构的密封性能方面，必须注意车门门缝、车窗门缝、地板上维护与检查孔 板的接缝，以及前围板的接缝等处的密封结构，保证其密封的质量。密封性能应符合国家标 准 GB/T 12478—1990《客车防尘密封性试验方法》 、GB/T 12480—1990《客车防雨密封性试 验方法》的规定。 9.3城市公交空调客车采暖系统的配置及其车身结构匹配的要求 在采暖系统的配置方面， 要求暖风装置提供的采暖热量， 必须使温带型空调客车的车内 温度，在升温能力测试开始后30min 内达到15?以上;亚热带型空调客车在升温能力测试开 始后30min 内车内温度达到12?以上、驾驶员足下温度达到15?以上。为此温带型空调客车 应按额定乘员数人均采暖热量520W 以上来选择采暖设备的容量，按额定乘员数人均暖风量 不小于20m3/h 来选择暖风机的容量;亚热带型空调客车，应按额定乘员数人均采暖热量 460W 以上来选择采暖设备的容量， 按额定乘员数人均暖风量不小于15m3/h 来选择暖风机的 容量。所有采用加热器的采暖系统，都应符合有关的规定，如 QC/T 634—2000《汽车水暖 式暖风装置》等规定。 对于暖风管道布置及其雨车身结构的匹配，则应达到以下要求: (1)采暖系统启动后的30min 内在车辆纵向轴线上，距车辆前、后的挡风玻璃各1.5m 和车辆中部三个离地板上方400mm 处的位置，所测得的最大温差不得超过5?。 (2)出厂新客车，在单人与二人座椅纵向中心和多人座椅均分两点所处的纵向垂直截 面上，沿垂直方向距坐垫表面上方635mm 与沿水平方向距靠背250mm 的交 点处，以及同一 纵向垂直截面内，及地板上方50mm 处，采暖系统启动后30min 内，所测定的乘员头部温度 应低于足部温度2,5?。 (3)暖风管道出风口的风量应基本均匀，最大风量不大于4m/s，且不能直接吹向乘员 的身体部位。 暖风管道应有隔热层， 凡乘员容易触到的暖风管道表面温度和暖风出口温度不 得大于50?。 采暖系统对车身结构隔热保温性能与密封性能的要求， 与制冷系统的要求相同。 衡量车 身围护结构隔热保温能力的标准是:在冬季，升温能力试验进行到第30min，关闭暖风装置 后，客车保持原车速(20km/h)继续运行，车厢内温度下降到与外界气温相差1?的时间不 小于10min。 采暖系统所有设备的配置还应受其工作噪音的制约， 即在客车停驶、 仅采暖系统和通风 装置工作时，工作噪音不得大于75dB(A) 。 9.4城市公交空调客车通风换气装置的配置 城市公交空调客车由于密封性能较好， 为保证车厢内的空气的洁净度和舒适度， 在制冷 系统和采暖系统都不工作的季节，能向车厢内不断输送新鲜空气，应设置通风换气装置。它 可以由安装在车厢顶部的两台通风换气扇组成， 也可以通过空调系统中， 具有蒸发器风机转 速单独控制功能和新风门调节功能的控制系统， 与调节机构跟风道系统联合组成。 不管哪一 种通风换气装置，其配置都应达到如下性能要求:最大装机通风换气量，应大于按额定乘员 数人均新风量10m3/h 的计算结果。而且在通风换气设备满负荷工作时，车内气流速度不能 大于0.5m/s。在停车及发动机不工作时，通风换气装置处的车内噪音不能大于65dB(A) 。 9.5城市公交空调客车空调系统的整车性能试验，包括制冷系统、采暖系统、通风换气 装置和除霜系统实验。 (1)制冷系统性能试验 试验应在晴天少云、有日光直射、气温不低于30?、风速小于5m/s 的气候条件下进行， 在用车(出厂新车使用一年后的城市公交空调客车)可以空车进行试验，出厂新车则应乘坐 不小于额定乘员数80,的乘员， 并使城市公交空调客车保持在30km/h 的速度行驶才能进行。 不管新车还是在用车，车辆在试验前都必须在日光下停车，门窗全开，使车内外温度平衡后 才可进行试验。试验开始后，要求车辆必须全部关闭门窗，开启空调机，并全部打开各出风 口 ，独 立式空 调制 冷装置 开至 最高档 ，非独 立式 空调 装置的 压缩机 转速 稳定 在最高 (1800?100)r/min,风机开最高档，所有可调风口处于最大出风位置。 风量与风速可用带集风罩的风速仪进行测量，应在开机10min 后的5min 内， 记录 混凝土 养护记录下载土方回填监理旁站记录免费下载集备记录下载集备记录下载集备记录下载 所有 风口的平均出风口风速并计算总出风量。 噪音的测量应在无顶棚的空旷场地上进行， 在测量中心点25m 半径范围内不应有较大的 反射物， 测量场地本底噪声不得大于65dB (A) 车外噪声测量中心点距压缩机组中心点5m， 。 距车厢地板高度1m，测点与机组间除本车车身外应无其他遮挡物。车内噪声测试点有三点: 在压缩机组中心位置的地板上方1.2m 处，回风口中心的车厢地板上方1.2处，客车纵向对称 中心平面内的地板上方1.2m 处。车内外的测量点重复测量两遍，记录每次测量的结果，取 平均值。 降温能力试验时，按前述要求的测点位置布置温度与湿度测点。在空调运转后的前 10min，每隔2min 记录一次，以后每隔5min 记录一次车内各点及回风口温度，直至30min 结束。与此同时，测量空调机组出风口(最靠近机组出风口的风道出风口)及回风口(距回 风口平面距离200mm 的纵、横向轴线中心)的干、湿球温度，记录在数据记录表中。 保温能力试验，按前述是在降温能力进行到第30min 时关闭制冷装置，并使汽车继续保 持原速(30km/h)运动的条件下进行的，每隔2min 测量记录一次车内温度，至第40min 为 止。 (2)采暖系统性能试验 试验应在环境温度,15,,5?、风速不得大于5m/s、晴天或阴天的气候条件下进行。 试验前汽车必须露天停放，并且门窗全开，使车内外温度平衡。试验时，新车乘员不少于额 定乘员数的80,，在用车可以空车进行试验。 风速与风量测量时，应关闭客车门窗，暖风装置开最高档(对于余热式暖风装置，发动 机在额定转速下) ，开机10min 后的5min 内，记录所有出风口的平均速度，并计算总出风量。 噪声测量时，应停驶客车、关闭所有门窗、暖风装置开最高档(对于余热式暖风装置， 发动机在额定转速下) ，在暖风装置中心位置的地板上方1.2m 处，客车纵向对称中心平面内 的地板上方1.2m 处选择三点，重复测 量两次，记录平均值。 升温测量时，应将测量点布置在车辆纵向轴线上，距车辆前、后挡风玻璃各1.5m 和车 辆中部三个离地板上方400m 处的位置上。在用车的车辆处于怠速状态，关闭所有的门窗和 除霜门口，独立式暖风装置开至最高档，非独立式暖风装置的发动机最高转速稳定在 1800r/min 左右，暖风装置也开至最高档。出厂新车除满足这些外，还应要求车内乘员数不 少于额定乘员数的80,，并且客车应保持在201km/h 的车速状态下行驶。试验时，在暖风装 置运行后的前10min，每隔2min 记录一次，以后每隔5min 记录一次车内各点的温度，直至 30min 结束。 新车保温能力测量， 紧接在升温能力测量后进行， 即当升温能力试验进行到第30min 时， 将暖风装置关闭， 而客车仍继续保持20km/h 的车速行驶， 每隔2min 测量记录一次车内温度， 至第40min 为止。 (3)通风换气性能试验 通风换气性能试验主要是测定通风换气量、 车内气流速度和通风换气装置除的噪声。 通 风皇权测量时，应把测定布置在换气扇出风口三个面积相等的同心圆环各自的面积等分线， 与相互垂直的两条直径线的交点上，总共有12个测点(图12-5)在紧贴换气扇出风口的平面 上，或在换气扇出风口临时安装的、断面尺寸与风口相同、长度为500,1000m 的短管出口 平面上，用风速仪测出各点的风速。然后，取各测点测试数据的算术平均值，作为换气扇的 出口风速。单台换气扇的送风量即可由下式求出: qv=3600pR2qP 式中 qv—单台换气扇的送风量(m3/h) R—换气扇出风口半径(m) qP—各测点风速的算术平均值(m/s) 对于空调系统中具有蒸发器风机转速单独控制功能和新风门调节功能的通风换气装置， 其通风换气量的测量方法，与制冷系统性能测试时风量与风速的测量方法相同。 车内气流速度测量时， 应关闭客车门窗， 当换气扇启动第10min 时， 在车辆纵向轴线上， 距车辆前、后挡风玻璃各1.5m 和车辆中部三个离地板上方1.2m 时，开始测量各点车内气流 速度，但不要直接接受换气扇出风的影响。 通风换气扇装置除的噪声的测量点，应在距离换气装置中心500m 除，测量时，换气装 置开最高档。 (4)除霜系统性能试验 除霜系统实验的目的是检查和测试空调客车在严寒条件下使用时， 前挡风玻璃除霜装置 的技术性能。 除霜系统性能实验应在无日光照射、气温为-15,-10?、风速不大于5m/s 的气候条件下 进行。实验车辆应处于良好的技术状态，其除霜装置应调整到最大工作状态，利用采暖热风 除霜的暖风装置应工作正常。实验道路应是平坦、硬实、无积雪、车流少的公路。实验仪器 除测量范围为-50,50?、最小为0.5?的多点温度计、可暂停式秒表、综合气象仪、风速仪、 发动机转速表、照相机、描绘除霜图形的特种笔外，还需要造霜用的喷枪、其喷嘴直径为 1.7mm、工作压力为(350?20)kPa，液流量为395ml/min、距喷嘴200mm 处形成喷射锥直径 为1.7mm、工作压力为(300?50)mm。 实验前后分别用综合气象仪测试大气温度、湿度、气压和风速、风向，取算术平均值作 为外界环境平均气候参数，并将数据记录在表中。实验前，需打开客车所有门窗，使车内外 温度平衡，还需用含甲醇的酒精或其他类似去污剂，清除前挡风玻璃内外表面上的油污，待 干后用清洗剂进一步擦拭，最后再用干棉布擦净。 实验时，在规定的环境温度下，关闭所有门窗，用喷枪以(350?20)kPa 的工作压力， 使前挡风玻璃整个外表面生成0.44g/cm3的均匀冰霜融化至最低能见度时，客车开始行驶， 随着除霜面积的增大，逐步提高行驶速度。行驶过程中，每隔5min 在前挡风玻璃内表面， 描绘一次除霜面积踪迹图或拍摄照片，记录驾驶区上、中、下部位温度及驾驶员对视野的反 应。与此同时，测量各除霜喷口的风速。实验进行40min 后或除霜面积达到稳定状态时，即 可结束实验。 附图一 车外顶置式空调器的主要部件及位置 附图二 压焓图 结 论 在12m 长的公交客车上本次只做了制冷系统的工作， 采用了冷暖和一的结构， 通过空气 混合来调整湿度， 根据冷风量了热风量的比例进行混合来达到冬暖夏凉的温度、 湿度及空气 新鲜度的调节。汽车空调系统大量采用工程塑料。以减轻自重，如加热器壳体、风机 壳体、 风道等。蒸发器采用了管带式、冷凝器用了平行流式结构，热交换效率高、结构合理、性能 先进，为驾驶员和乘员提供舒服的工作环境，能够满足使用要求。 制冷设备的与其采暖设备的相对安装采用组合式，因为结构简单、成本低。 制冷设备设计:a、压缩机 压缩机型式分为曲柄连杆式、斜盘式、摇盘式、旋叶式、 螺杆式、滚动活塞式、容积窝旋式等。曲柄连杆式压缩机是开发应用最早的，结构可靠，维 修方便。 摇盘式压缩机结构紧凑， 外形尺寸小， 质量轻， 近年来被广泛采用。 本车选用 BOCK FKX50/660K 型压缩机。b、冷凝器 采用全铝管管带式冷凝器，散热效果好、生产率高。c、 蒸发器 采用全铝管管带式蒸发器，工艺性好，能够达到性能要求。d、膨胀阀 为内均 压式温式膨胀阀。 保护装置 当制冷系统的工作出现不正常时， e、 压力、 温度过高或过低， 为了不引起那个部件或设备发生损坏，就需要在系统中安装保护装置。 (在本次设计中没有 具体选型) 汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题， 是在成本经济预算与运行经济预算， 以及汽 车动力配置方案允许的条件下， 如何使汽车空调系统各组成部件， 特别是对系统性能起主要 决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况(设计工况)匹配 得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并 且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。 参考文献 《汽车空调技术》 方贵银 李辉 1999 机械工业出版社 《汽车空调》 郝军 2001 机械工业出版社 《制冷原理》 吴业正 2002 西安交通大学出版社 《工程热力学》 何雅玲 第三版 西安交通大学出版社 《空气调节》 邢振禧 2001 中国商业出版社 《传热学》 杨世铭 陶文铨 第三版 高等教育出版社 《汽车空调实用技术》 阙雄才 陈江平 2002 机械工业出版社 《全国通用风道设计手册》 1995 中国建筑工业出版社 《全国通用风道设计图表》 1995 中国建筑工业出版社 《中型汽车空调设计》 报告 软件系统测试报告下载sgs报告如何下载关于路面塌陷情况报告535n,sgs报告怎么下载竣工报告下载 宋晓梅 2003 长春汽车研究所 《汽车空调原理与维修》 2002 西安交通大学出版社 《客车车身设计》 2003 机械工业出版社 中国汽车网站的有关信息 2006 网络信息 1