汽车空调系统匹配计算剖析.docx

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汽车空调系统匹配计算剖析

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LG—1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

汽车工业是我国的支柱产业之一，其发展必然会带动汽车空调产业的发展。

汽车空调作为空调技术在汽车上的应用，它能创造车室内热微环境的舒适性，保持车室内空气温度、湿度、流速、洁净度、噪声和余压等在热舒适的标准范围内，不仅有利于保护司乘人员的身心健康，提高其工作效率和生活质量，而且还对增加汽车行始安全性具有积极作用。

就世界上汽车空调技术发展的历史来看，其发展的速度也是惊人的。

1927年就诞生了较为简单的汽车空调装置，它只承担冬季向乘员供暖和为挡风玻璃除霜的任务。

直到1940年，由美国Packard公司生产出第一台装有制冷机的轿车。

1954年才真正将第一台冷暖一体化整体式设备安装在美国Nash牌小汽车上。

1964年，在Cadillac轿车中出现了第一台自动控温的汽车空调。

1979年，美国和日本共同推出了用微机控制的空调系统，实现了数字显示和最佳控制，标志着汽车空调已进入生产第四代产品的阶段。

汽车空调技术发展至今，其功能已日趋完善，能对车室进行制冷，采暖，通风换气，除霜（雾），空气净化等。

我国空调产业发长速度虽然较快，但是目前国内车用空调系统生产基本上仍是处于引进技术与开发、研究并举的阶段。

1.2 汽车空调的特点

汽车空调使用的特殊性，决定了它在结构、材料、安装、布置、设计、技术要求等方面与普通空调，如建筑物空调，有着较大的差别：

1）在动力源处理上，车用空调压缩机只能采用开启式的结构型式，这就带来空调系统轴封要求高，制冷剂容易泄漏的问题。

2）作为空调的对象，汽车车室容积狭小，人员密集，其热、湿负荷大，气流分布难以均匀，要求所选配的车用空调机组制冷量要大，能降温迅速。

3）当车用空调装置消耗汽车主发动机的动力时，必须考虑其对汽车动力也操纵性能的影响，也必须考虑车速变化幅度大或变化频繁，给空调系统制冷剂流量控制、制冷量控制、系统设计带来的影响。

4）汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备觉得空间极为有限，不仅对车用空调装置的外形、体积和质量要求较高，而且对其性能和选型也会带来影响。

5）汽车是运动中的物体，对汽车空调系统各组成部件的振动、噪声、安全、可靠等方面的技术要求严格。

6）车用空调装置的结构、外形和布置，必须考虑其对汽车底盘、车身 结构件及汽车行驶稳定性、安全性的影响。

第二章    课题的目的及现实意义

2.1 课题主要目的

本空调系统的国产化开发是按照浙江吉利轿车的要求进行系统仿制，本着通用性和互换性的原则而进行的。

本系统参照于日本威驰轿车空调系统，适用于小型轿车空调系统的研发。

压缩机总成的装配位置与原装系统相同，重新设计压缩机支架及涨紧机构，仍采用V型皮带轮。

风机、干燥器、电磁阀及各部件，位置和型号与威驰轿车原装系统选配相同。

管路走向及固定方式与原装基本相同，对接口尺寸按我公司标准做相应的修改。

第三章   吉利LG—1空调系统设计计算

3.1 汽车空调的工作原理

汽车空调系统采用的是蒸汽压缩式制冷循环，图3.1为其工作原理图。

图3.1  汽车空调系统工作原理

1—压缩机  2—排气管  3—冷凝器  4—风扇  5、7——高压液管  6—干燥储液器8—膨胀阀  9—低压液管  10—蒸发器  11—鼓风机  12—感温包  13—吸气管

汽车空调制冷循环主要由下列四个过程组成：

1）． 压缩过程, 低温抵压的制冷剂气体被压缩机吸入，并压缩成高温高压的制冷剂气体。

该过程的主要作用是压缩增压，以便气体液化。

这一过程是以消耗机械功作为补偿的。

在压缩过程中，制冷剂状态不发生变化，而温度、压力不断上升，形成过热气体。

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对微弛空调系统进行数据采集

本系统为仿制系统，外形尺寸于原装系统基本相当。

散热板及翅片示意图，由于为仿制所以测量尺寸不够精准，所以其各部分数据均

需要验算。

1、 蒸发器设计

散热板:

  宽Wt=58mm，高Ht=2.5mm，铝板厚δt=0.5mm。

可得:

内部流道尺寸  hH=Ht—2δt=1mm

                    Wh=Wt—2δt=57mm

翅片：

  宽度Wf=58mm，高度Hf=8mm，厚δt=0.1mm。

翅片角度αl=36º，间距Lf=2mm。

2、 冷凝器设计

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。

  3．其他部分由于本身没采用进口件，而且对于本公司来说主要是选配。

所以没有仿制微弛。

空调系统设计计算

3.3 空调系统热负荷计算

 为了消除车室内多余热量以维持温度恒定，所需要向车室内供应的冷量称为冷负荷。

为了消除车室内多余湿量以维持车室内相对湿度恒定，所需除去的湿量称为湿负荷。

汽车空调热湿负荷的计算，是确定送风量和正确选者空调装置的依据。

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。

轿车一般的工况条件：

     冷凝温度tc=63°，蒸发温度te=0°, 膨胀阀前制冷剂过冷温度△tsc =5°, 蒸发器出口制冷剂气体过热度△tsh=5,压缩机吸气温度ts=10°, 室外温度ti=35°, 室内温度t0=27°,轿车正常行驶速度ve=40km/h ,压缩机正常转速n=1800r/min.

太阳辐射热的确定

由于太阳照射，汽车车身温度升高，在温差的作用下，热量以导热方式传如车室内，太阳辐射是由直射或散射辐射构成，车体外表面由于太阳辐射而提高了温度，同时向外反射辐射热，因此，车体外表面所受的辐射强度按下式计算：

Q1=（IG+IS-IV）F= （IG+IS）F

其中  ——表面吸收系数，深色车体取 =0。

9，浅色车体取 =0。

4；

 IG——太阳直射辐射强度，取IG=1000W/m2

IS——太阳散射辐射强度，取IS=40W/m2

                IV——车体表面反射辐射强度，单位为W/m2

    F——车体外表面积，单位为m2，实测F=1.2m2

可将太阳辐射强度化成相当的温度形式，与室外空气温度叠加在一起，构成太阳辐射表面的综合温度tm。

对车身维护结构由太阳辐射和照射热对流换热两不部分热量组成：

                      Qt=[a（tm-t0）+（tm-ti）]*F

式中:

  Qt——太阳辐射及太阳照射得热量，单位为W；

a——室外空气与日照表面对流放热系数，单位为W/m2K

tm——日照表面的综和温度，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）, ε=0.9, I= IG+IS=1040 W, 因为 = 所以:

   =  + 

由于室内外温差不大，上式后项近似t  0，得：

           =  +  = +35=51.73℃

所以可得:

      =1145.58W。

玻璃窗渗入的热量Qb

太阳辐射通过玻璃窗时，一部分被玻璃吸收，提高了玻璃本身的温度，然后通过温差传热将热量导入车室内，另有大部分热量将通过玻璃直接射入车内，玻璃的渗入热量是由温差传热和辐射热两部分组成。

    = • （ - ）+ • • •         

    上式中， A－ 玻璃窗面积，A=2.63m2；

             K－ 玻璃窗的传热系数，K=6.4W/（m2K）；

             tB－ 玻璃外表面温度，取车室外温度，35℃；

             ti－车室外温度，27℃

             C—玻璃窗遮阳系数，C=0.6

              —非单层玻璃的校正系数， =1

        —通过单层玻璃的太阳辐射强度 

qb =   +    单位为（W/㎡）；

        —通过玻璃窗的太阳直射透射率，取 = 0.84

        —通过玻璃窗的太阳散射透射率，取 = 0.08

将以上各参数代入式        

可得:

                   Qb=1465.22W

制冷量的确定

Qg =（Qt + Qb）/70%=（1145.58+1465.22）/0.7=3729.7W

实际冷负荷

    Qs= kQg=1.05*3729.7

         =3916.19

故而，机组制冷量取Q0=4000W。

   即可 

压缩机的选配

   大部分汽车空调压缩机由发动机驱动，压缩机的转速与发动机呈一定的比例，在很大的范围内同步变化，再加上其固定是通过支架与发动机刚性的连接，工作条件非常的差，因此对汽车空调压缩机有比家用空调压缩机更高的要求。

汽车空调制冷系统对压缩机的要求：

1．在设计选用压缩机时，应能保证在极端情况下任能具令人满意的降温性能。

2．有良好的低温性能，在怠速和底速运转时，具有较大的制冷能力和效率。

3．降温速率要快，即成员进入车室后，在最短的时间内满足成员的舒适性要求。

4．压缩机内部运动机构应便于实现变排量控制。

5．压缩机要具有高温高压的保护性能。

6．压缩机在发动机室内的安装位置应便于拆卸和维修。

7．由于汽车经常在颠簸的道路上高速行驶，而且压缩机又通过支架与发动机或底盘刚性的连接，因此要求压缩机有良好的抗振性。

冷凝温度tc=63°，蒸发温度te=0°, 膨胀阀前制冷剂过冷温度△tsc =5°, 蒸发器出口制冷剂气体过热度△tsh=5,压缩机吸气温度ts=10°, 室外温度ti=35°, 室内温度t0=27°,轿车正常行驶速度ve=40km/h ,压缩机正常转速n=1800r/min.压缩机吸气管路的压降△PS=67.26KPa,压缩机排气管路压降△Pd=81KPa。

驾驶室热负荷Qh=3916.19W.

1． 确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度

（1） 根据制冷剂的蒸发温度te和冷凝温度tc，查表HFC134a饱和状态下的热力性质表，得其蒸发压力的冷凝压力分别为：

Pe=292.82Kpa    ， Pc=1803.9Kpa

（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=1803.9+81=1884.9KPa。

（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—△Pd=292.82—67.26=225.56KPa。

（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υs=0.098914m3/Kg，比熵SS=1.7822KJ/（Kg•K）。

（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ηi为：

ηi=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+（hds—hs）/ηi=407.952+（455.813—407.952）×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/=tc—△tsc=63℃—5℃=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=h1—h5/=404.40—279.312=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=3837W

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/=420.434—279.312=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/υs=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,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=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υst=0.079484m3/Kg。

吸气比熵Ss,t=1.79074KJ/（Kg•K）。

（4） 根据膨胀阀前制冷剂液体温度t4=tc,t—△tsc,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.t—h4=415.833—287.397=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/υst=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：

λt=λc。

于是所选压缩机在测试工况下所需制冷量是：

Qe,t=Qe,c（λt/λc）（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,s—hs,t=458.190—415.833=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,t•qm,t=42.357×0.03135=1.328KW。

（4） 测试工况压缩机指示效率ηi,t为：

          ηi,t=Te,t/Tc,t+b•te,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/ηi,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P—H图：

压缩机理论排量qvt=138cm3/r，n=1800r/min。

有qvth=138×1800×60/1003=14.904m3/h。

压缩机的输气系数取λ=0.72.

则有实际排气量qvr=λ•qvth=0.72×14.904=10.7m3/h。

查表得：

压缩机标况下比体积υ1=0.06935m3/Kg，以及空调系统各比焓为：

h1=413.2 KJ/Kg，h2s=443.5 KJ/Kg，h3/=279.3 KJ/Kg。

即有压缩机的质量流量qmr=qvr/υ1=10.7/0.06935=154.3Kg/h。

实际循环制冷量Qe=qm（h1—h3）=154.3×（413.2 —279.3）/3600=5.74KW。

压缩机的功率Pe=qmr（h2s—h1）/（3600ηiηm）

            ηi—指示效率   取0.78

            ηm—机械效率  取0.92

      Pe=154.3×（443.5—413.2）/（3600×0.78×0.92）=1.806KW

实际制冷系数ε=Qe/Pe=5.74/1.806=3.18

9． 选定压缩机

根据压缩机的校核计算，有压缩机气缸容积Vcy=550cm3;理论排气量Vth=138cm3/r；制冷量可达Qet=5.74KW>4.026KW；质量输气量qmr,t=0.0425Kg/s>0.03135 Kg/s；压缩机的轴功率Pe,t=1.806<2.167KW。

结果表明，在考虑压缩机吸气管路和排气管路压力损失的条件下，所选SE5H14型压缩机的制冷量、质量输气量均大于计算结果，压缩机轴功率小于计算结果，完全满足系统运行要求，是能与所指定的车用空调系统相匹配的 

冷凝器与蒸发器

冷凝器和蒸发器是汽车空调系统中两个重要的部件。

他们的作用是实现两种不同温度流体之间的热量交换。

由于汽车空调系统安装在汽车上，其载荷和空间要求是极其苛刻的。

因此，研究高效率的换热器，紧凑换热器的结构，使之强化传热，降低热阻，提高传热效率，提高单位体积的传热面积。

达到小型轻量化的目的极为重要的，也是有现实意义的。

同时，冷凝器和蒸发器作为汽车空调装置中的两个部件。

他们和系统其他部件之间是相互关联，相互制约。

1．冷凝器的作用和基本要求：

冷凝器是将压缩机的高温高压过热制冷剂蒸汽，通过金属管壁和翅片放出热量给冷凝器外的空气，从而使过热气态制冷剂冷凝成高温高压的液体的换热设备。

在冷凝器中，制冷剂放热大体上可分为三个阶段，即过热，两相和过冷。

如图，过热和过冷阶段制冷剂处于单相状态，发生的显热交换；而在两相阶段，制冷剂发生集态变化，即冷凝，属于潜热交换。

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