汽车空调系统的节能研究Word文档下载推荐.docx
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其发展过程大致为：
单一取暖，单一制冷，冷暖一体，自动控制，微处理器控制五个阶段。
1.单一取暖阶段
1927年，在美国纽约市场上出现了第一台汽车空调装置，这种装置只能称之为“加热器”，只是在汽车车厢内增加了热量，能起到一定的保暖作用。
目前在寒冷的北欧，亚洲的北部地区仍在使用这种单一取暖功能的空调系统。
2.单一制冷阶段
1939年美国首先在轿车上安装机械式制冷空调，为世界汽车空调市场开辟了发展之路。
这种单一冷气装置只能在夏天使用，起降温作用。
这种单一制冷的空调系统目前仍在热带，亚热带地区使用。
3.冷暖一体化阶段
1954年，第一台冷暖一体化整体式汽车空调设备在美国Nash牌小客车上出现。
汽车空调才开始具有调控车内温度和湿度的功能。
目前这种空调系统已得到广泛使用。
4.自动控制阶段
人工控制冷暖一体化的空调系统增加了驾驶员的操作量，且不易实现最佳的调节效果。
因此人们就开始着手研究自动控制的汽车空调。
1964年，第一台自动控温的汽车空调在美国通用汽车公司凯迪拉克豪华轿车中出现。
这种空调系统可以预先设置温度，空调能自动地工作，将车内的温度控制在设定的范围内。
5.微处理器控制阶段
1973年美国和日本联合研究由微处理器控制的汽车空调系统，并在1977年用于轿车上。
相比于模拟控制的自动空调系统，微处理器控制的系统其功能提高了，并实现了空调运行与汽车运行的相关统一。
从而提高了汽车的整体性能和乘坐舒适性。
2.3.汽车空调工作环境及要求
汽车空调工作环境与室内空调有很大的区别，因而对其有特殊的要求。
[4]其特殊性有一下几方面：
（1）承受频繁的振动及冲击，因此汽车空调要求零部件有足够的强度和抗振能力，要求系统管路连接牢固，防泄漏能力强。
（2）空调的热负荷大，要求汽车空调制冷量大，降温药讯速。
（3）需要汽车发动机承担空调动力源，独立式汽车空调除外。
要求汽车空调效率要高，空调设备的大小选择和控制要合理既能满足制冷的需要又不会影响汽车的正常行驶。
（4）汽车结构空间有限，所以要求汽车空调结构紧凑，各部件的体积要小，重量轻。
2.4.汽车空调系统的基本组成
现代汽车基本已采用冷暖一体化的自动空调系统，这类自动空调系统由制冷系统、采暖系统、通风和空气温度调节系统、空气净化装置以及电子控制系统五个部分组成。
1.制冷系统
压缩机通过做功将车内的热量搬到空气中，制冷系统工作时通过制冷剂气态与液态的相互转换，进行吸热与放热的热循环过程，从而降低了车内空气的温度。
2.采暖系统
冬季空调系统利用发动机冷却水箱的余热、废弃余热或者利用燃烧器燃烧热，通过加热器加热空气，再通过风机进入车内，使车内温度升高。
3.通风和空气温度调节系统
在车内空气混浊，不流通时，通风系统可通过鼓风机、进风口风门、风道，将车外的新鲜空气引入车内，达到换气目的；
空气温度调节则是通过相应的控制开关控制进入的风量，并将冷风、热风、新鲜空气合理地混合，达到驾驶员设定的适宜的气流送入车内。
4.空气净化装置
当车内空气有大量尘埃、异味或其他有害气体时，可以通过空气净化装置使车内空气变得清新。
5.自动控制系统
控制系统由各种传感器、控制器及执行器组成，通过这些原器件来控制压缩机转速，节流阀开口大小，风速等，来实现车内温度风速的适宜性。
2.5.汽车空调的类型
不同通途，不同类型的汽车都有相应的空调系统，所以现代汽车空调有很多种结构类型。
其大致有以下几种。
1.按空调的功能分：
有单独功能的空调系统，要么只有制冷，要么只有取暖。
其系统是各自独立工作的相互之间互不干涉。
这类空调多用于大型客车和载货汽车上。
还有就是冷暖一体化的空调系统，制冷、取暖、通风都用一个风机一个风道，可在控制面板上对它进行控制。
这类空调多用于轿车上。
2.按压缩机的驱动方式分：
有独立式空调，该空调系统压缩机有专门的发动机来驱动，不和汽车共用发动机。
制冷量也非常大，工作稳定，成本高。
但此类空调质量大，多用于大型豪华大巴上。
还有就是非独立式空调，此类空调的压缩机与汽车共用发动机驱动力。
因此它的结构紧凑，但其制冷性能受汽车发动机工作的影响，工作稳定性较差。
多用于小型客车和轿车。
3.按开空调系统的调节方式分：
有手动调节的空调系统，此类空调要由驾驶员通过控制面板上的功能键完成对车内温度、风速、风向的调节。
目前这类空调还用于大多数汽车上。
另一类就是自动控制空调系统，它由电子控制器根据相关传感器的电信号，自动对车内温度、风速、风向进行调节。
可以实现全面的、全方位的最佳的调节。
而却自动控制空调系统又分模拟控制和微机控制两种，现代汽车越来越多地采用微机控制的自动空调系统。
2.6.汽车空调的特点
汽车是使用于道路运输用的，所以汽车常年置于太阳，风雪之中，隔热措施也是有限的；
汽车行驶时还有大量风进入车内，造成车内热负荷增大；
汽车行驶速度也是变化无常的，很难保证空调系统的稳定运行。
因此汽车空调比室内空调工作环境恶劣得多。
其具体的工作特点有如下几点：
1.在夏季时，由于汽车内部空间较小，一直受阳光照射，并且还受地面的辐射热，发动机辐射热和人体的散热。
因此汽车空调的热负荷是非常大的。
2.汽车空调的制冷压缩机是不能用电力做动力的，它是靠发动力来驱动的，因此在汽车行驶路况不同的情况下，压缩机转速等会受一定影响。
汽车行驶速度快，制冷量就大；
低速时制冷量就小，特别是轿车空调。
同时对汽车的加速性能等也造成相关影响。
3.由于汽车是“移动的房间”所以空间紧凑，空调装置布置起来比较困难，因此各种汽车空调部件的通用性较差。
4.汽车内乘员所占空间比较大，加上座椅等的高低不同的布置，直接影响了车内风速和温度的分布均匀性。
从而一定程度上影响了人的舒适性。
5.大多数汽车的冷凝器都位于发动机水箱前，因此受水箱辐射热的影响，冷凝效果较差。
导致冷凝压力偏高。
6.当汽车在颠簸不平的道路上行驶时，振动厉害，空调系统的连接管路接口处容易松动，从而产生制冷剂泄漏的现象。
7.汽车空调制冷系统中制冷剂的循环流量变化范围大，给设计带来一些困难。
2.7.汽车空调的发展方向
1.向全自动化方向发展，目前在汽车上使用的冷暖一体化空调手动控制还占多数，车内的温度，风速，风量等还得靠人的感觉来调节。
这样很难达到最佳状态。
随着人们对汽车舒适性要求的进一步提高和微机控制技术的进一步成熟，汽车空调自动控制技术会更加完善，其应用也将迅速普及。
2.空调系统智能化，为提高汽车的舒适性和安全性，汽车空调在微机化控制的基础上，进一步向着智能化方向发展。
除了能分析判断车内空气的温度、湿度、清新度等参数并自动将车内的空气调整到人体感觉最适宜的状态外，还能根据车内外的温差自动控制空调相关系统工作，以防止汽车玻璃窗上产生雾影响驾驶员视线。
3.高效节能、小型轻量化，部件结构更加紧凑、效率更高、系统布局更合理，是汽车空调高效节能、小型轻量化的关键。
在压缩机方面，目前大量采用的往复式压缩机将逐渐被制冷效率更高的涡旋式压缩机所取代。
冷凝器发面，将采用换热效率更高的平流式，蒸发器采用层流式，散热翅片采用超级条缝片。
在制冷管路方面，通过优化设计使管路更加合理。
4.采用新空调技术，现在汽车空调基本上都是采用蒸汽式压缩，也可以研究通过其他制冷方式来设计汽车空调系统。
如氧化物制冷、固体吸附制冷、吸收式制冷等汽车空调系统，充分利用发动机余热或冷却液的热量来驱动制冷系统，以达到节能的目的。
第3章汽车空调系统设计
3.1.汽车空调系统设计参数确定
车体总容积92m3，车的长10.7m，宽2.48m，高3.47m的大型空调客车。
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。
制冷工况：
蒸发温度为tk=0℃，冷凝温度为te=63℃，过冷温度t4=57℃，吸气温度t1=10℃，环境温度t0=35℃,压缩机正常转速n=1800r/min。
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%。
以上海市龙港快线B同类型的金龙客车KLQ6920E3为例，其具体参数见表1，外观见图1。
表1整车技术参数
整车技术参数
型号:
KLQ6920E3
外形尺寸长×
宽×
高（mm）:
10700x2480x3470
最大总质量（kg）
15000
座位数
45+1+1（23-49）
底盘型号
KLQ6113R
最高车速（km/h）
115
最大爬坡度（％）
20
制动距离（满载、30km/h）（m）
≤10
限定条件下燃料消耗量（L/100km）
发动机型号
锡柴的道依茨7140CC）
最大功率/转速[KW（ps）/rpm]
162（240）/2200
最大扭矩/转速（N.m/rpm）
950/1400-1600
排量（ml）
7140
图1车辆实物图
3.2.汽车空调热负荷计算
在汽车空调负荷计算中有两种理论计算方法[10]：
第一种：
Q总=Q1+Q2+Q3+Q4+Q5+Q6+Q7+Q8
其中Q总——汽车空调的总负荷
Q1——通过车顶以及车侧壁传入车内的热量
Q2——通过车体玻璃表面以对流方式进入车内的热量
Q3——通过车体玻璃以辐射方式进入车内的热量
Q4——通过地板以热传导进入车内的热量
Q5——从发动机侧以热传导方式进入车内的热量
Q6——空调机风机产生的热量
Q7——车内驾驶员及乘客散发的热量
Q8——通过新风漏热带进车内的热量
虽然此方法计算得出的数据较准确，但由于运用的公式繁琐，使用数据较多，不方便计算所以采用下面一种方法计算大巴车的热负荷。
龙港快线类的大巴车，属于长途客运性质，不同于城市公交车，它起动，停车次数少，开关门以及乘客上下车也很少。
鉴于对该车型材料具体门窗面积等参数的资料缺乏，不能按上述方法进行计算，所以下面有第二种制冷量计算方法。
此方法所得值比方法一计算值少许偏大，但比经验估算值要准确一点。
它的制冷量计算公式：
Q1=（A1×
N×
0.82+A2×
V×
0.1+A3×
S×
0.08）×
A4×
A5
Q1——客车空调所需制冷量
A1——乘员制冷因素值，具体见表2；
N——额定乘员人数；
A2——车内空间制冷因素值，6m以上车型为553W/m3
V——车内空间体积，m3；
A3——太阳辐射制冷因素值，6m以上车型为1190W/m2
S——车型所有门窗玻璃面积总和，㎡；
A4——车型密封保温效果因素值，见表3；
A5——气候条件因素值，见表4。
表2乘员制冷因素值
乘员人数
乘员制冷因素值
（W/人）
16~30
600
31~37
575
38~47
550
48~55
515
56~65
500
66~80
480
80以上
450
表3车辆密封保温效果因素值
车辆密封情况
保温效果因素值
玻璃钢车顶，填充厚度大于20mm的隔热材料，地板及侧围保温良好，玻璃窗车门密封良好
1
薄钢板外蒙皮，但车顶与侧围隔热采用整体发泡，厚度大于20mm，地板隔热良好，玻璃窗车门密封良好
薄钢板外蒙皮，填充厚度大于20mm的隔热材料，地板隔热一般，活动窗玻璃，车门密封一般
1.03
内外蒙皮间隔热层小于20mm，地板隔热较差，活动窗玻璃，车门密封一般
1.08
内外蒙皮无隔热层，密封情况差
1.20
表4气候条件因素值
地理位置
寒冷区
0.94
干热区
湿热区、极热区、常热区
1.04
此车型可坐乘客45人，外加驾驶员和副驾驶2人。
总人数N=47人；
所以由表一取
A1=550W/人；
此大巴车全长10.7m所以取A2=553W/人，A3=1190W/人；
车体总容积V=92m3车体所有玻璃门窗面积S有效=k.s，其中k=0.5
，所以S有效=59㎡；
此车型外表材料为薄钢板外蒙皮，但车顶与侧围隔热采用整体发泡，厚度大于20mm，地板隔热良好，玻璃窗车门密封良好，所以取
；
上海属于湿热地区所以
。
对于客车的车内空间体积，可以按经验值估算，V有效=V.k，k=0.4，所以V有效=36.8m3[12]
将上述取值带入计算式二里面有：
V有效×
S有效×
=（550×
47×
0.82+553×
36.8×
0.1+1190×
59×
1×
=30kW
3.3.汽车空调压缩机选型
3.3.1.循环状态参数确定
由于上述计算值已经有所偏大，所以制冷量的值就不需要再进行修正。
目前汽车空调或家用空调大部分还是用的R134a制冷剂，其部分热力性质如下表5，压焓图数值参考见图2。
表5R134a的热物理性质
沸点（101.3kpa）
℃
-26.1
临界温度
101.1
临界压力
kpa
4066.6
液体密度
kg/m&
sup3;
1188.1
饱和蒸气压（25℃）
kPa
661.9
汽化热/蒸发潜热（沸点下，1atm）
kJ/kg
216
图2R134压焓图
根据大巴车空调工况，得出其压焓图如图3所示，各状态点的参数如表6所示
表6各循环状态点参数
状态号
参数
单位
数值
t1
v1
h1
m3/kg
10
0.058163
357.96
2
t2
h2
94.3
401.07
2s
t2s
h2s
80
389
4
t4
h4
57
256
5
x5
0.37
t0
h0
351.495
图3循环状态点
3.3.2.循环热力计算[4]
单位制冷量q0=h0－h4=95.495kJ/kg
制冷量Q1=30kW=30000×
3600÷
1000=108000kJ/h
制冷剂循环量G=Q1/q0=1130.9kg/h
取压缩机等熵效率ŋs=0.72，则：
h2=h1+（h2s-h1）÷
ŋs=401.07kJ/kg
单位压缩功W1=h2-h1=43.11kJ/kg
压缩功N=G×
W1=48753.1W
取输气系数λ=0.7.从而压缩机排气量可得：
Vh=1.67×
104×
（Q1×
v1÷
q0÷
n÷
λ）=871.8cm3/r
3.3.3.压缩机选配
根据排气量Vh=871.8cm3/r，可选比泽尔品牌的6NFC（Y）型压缩机，其理论排量由转速的不同在781.48cm3/r~1616.6cm3/r，满足排量要求，压缩机理论制冷量在该题目要求工况下Q=32kW>
Q1=30kW。
3.4.膨胀阀的选型
系统制冷量Q1=30kW，即30000/3300=9冷吨，所以可选用容量为10冷吨的膨胀阀。
根据系统制冷量Q1=30000/1.163=25795.35kcal/h>
6000kcal/h，故选用外平衡式热力膨胀阀。
可选用艾默生TCL-E10-HC-5FT型号的膨胀阀。
3.5.蒸发器的设计
3.5.1.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%。
当地大气压力PB=101.32kPa，蒸发温度0℃，要求制冷Q1=30kW。
3.5.2.几何参数选定
选ф20×
0.35的内螺纹紫铜管，翅片厚度δf=0.2mm的铝片，片距Sf=2.2mm，横向管中心距S1=35mm，排间距为S2=40mm，管子呈正三角形叉排，管排数为4，图4所示为翅片管结构示意图。
其单排管子简图如图5。
图4结构图
图5管内部简图
根据以上条件进行结构尺寸计算：
翅片根部外径db=d0+2δf=20.4mm
翅片管当量直径deq=4（S1-db）（Sf-δf）÷
2（S1-db+Sf-δf）
=4（35-20.4）（2.2-0.2）÷
2（35-20.4+2.2-0.2）
=3.518mm
管内径di=d0-2δ=19.3mm
管平均直径dm=（di+d0）/2=19.65mm
单位管长管子平均面积fm=dmπ=0.0617m2/m
单位管长管子内表面积fi=πdi=0.061m2/m
单位管长的翅片面积ff=2（S1S2-πdb2/4）÷
Sf×
10-3
=2（35×
40-3.14×
20.42÷
4）÷
2.2×
=0.9757m2/m
单位管长管子外表面积fb=πdb（Sf-δf）÷
=3.14×
20.4×
（2.2-0.2）×
=0.1281m2/m
单位管长管子总外表面积ft=ff+fb=0.9757+0.1281=1.104m2/m
翅化系数β=ft/fi=1.104/0.061=18.09
迎风面积比λ=Amin/Af=（Sf-δf）（S1-db）÷
S1Sf=0.379
3.5.3.求出空气在蒸发器内的状态变化过程
由给定的进出风参数查湿空气的焓-湿图得出：
i1=60kJ/kg，i2=32.5kJ/kg，
d1=12.3g/kg，d2=8.9g/kg。
在湿空气焓-湿图上连接空气进出口状态点1和2，并延长与饱和空气线交于W点，如图6所示的参数是iw=29.0kJ/kg，dw=7.51g/kg。
图6焓湿图
在蒸发器中的平均焓为：
im=iw+（i1-i2）÷
ln
=41.6kJ/kg
在焓湿图上由过程线1-2与im=41.6kJ/kg线的交点得出：
tm=17.5℃，dm=9.4g/kg。
由此可以得出析湿系数ε=1+2.46×
（dm-dw）÷
（tm-tw）=1.62
3.5.4.循环空气量计算
Gda=Q0÷
（i1-i2）×
3600=3927.3kg/h
进口状态干空气比容v1=RaT1（1+0.0016d1）÷
PB=0.872m3/kg
所以空气体积流量为：
Va=Gdav1=3424.6m3/h
3.5.5.空气侧换热系数计算
1.空气侧干换热系数a0的计算：
取迎面风速wf=2.5m/
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