1、关于汽车空调的选型计算（二）目前已知进口干度为 0.3，出口过热，因此平均干度do=（0.3+1.0）/2=0.65由此，可计算其余参数的平均值。动力黏度 core 的平均值为core=/r+（1-）/1-1=0.65/11.446+（1-0.65）/266.78 -1=17.212 kg/（ms）每一散热板制冷剂质量流量qmr,eq= qmr/11=0.042/11=3.818210-3 kg/s散热板内孔的制冷剂质量流速 qmr,A为qmr,A= qmr,eq/（1/4D2h，r）=0.0038182/3.1416/4（3.726510-3）2 kg/（m2s） = 350.077kg/（
2、m2s）雷诺数 Recore为Recore= qmr,ADh，r/core=350.0773.726510-3/（17.21210-6）=75794干度平均值为do=0.49+627 Recore-0.83=0.49+62775794-0.83=0.54587由上面的计算可以看到，制冷剂干度从 0.30.545871 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 =0.417，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均匀紊流工况的 L
3、ockhart-Martinelli数 Xtt和关联系数F（Xtt）分别为Xtt =（1-）/1-W/2（l/v）0.5（v/l）n/2=（1-0.417）/0.4171-0.3/2（1285.86/15.712）0.5（11.446/266.78）0.3/2=7.5F（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 l为L=Aqmr，A（1-）Dh/l-hqmr，A（1-）cP1 = 0.341350.077（1-0.417）3.726510-3/266.7810-6-0.3350.07
4、（1-0.417）13532.2 W/（m2s）= 7966.028 W/（m2s）制冷剂两相流的表面传热系数 r 为r=LPRl0.296F（Xtt）=7966.0283.9680.2961.0151 W/（m2s）=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）/v=（350.0773.726510-3）/（11.44610-6）=113950Prv=0.8471av=（Nuv）/Dh，r=（5072212.03410-3）W/（m3k）=1638 W/（m3k）（3）干燥点之后的两
5、相区 取 =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/（m2s） ，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/（m3k）=7950 W/（m3k）最后，平均表面传热系数可为r =（1216028%+795052%+163820%）W/（m3k）=7866 W/（m3k）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 （m3k
6、）/W，则传热系数 k为k=1/（1/r）Aa/Ar+ra+1/aeq，a= 1/（1/7866）0.706555/0.113+0.0003+ 1/323.3 W/（m3k）=238.777 W/（m3k）对于对数平均温差为tm=（Tal-Ta2）/ln（Ta1-Te）/（Ta2-Te）=（27-7.25）/ 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
7、对数平均温差之积预乘上一个修整因子，=0.65，则所需总传热面积（以外表面为基准）A0 为A0=Qe/（4k）=29311/（4238.77712.6555）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=71.9810-3则空气侧阻力损失 Pa 为Pa=4 WF/Dh，av2a，max=471.9810-30.065/（2.79210-3）
8、1.10255.872Pa=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
9、力降 PTXV 为PTXV= Pc- Pe- P1- P2=1681- 349.63-66-65.67=1200kPa=12bar5.4.2 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/k410152025修正系数1.001.081.131.191.25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
10、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=14.52kw5.4.3 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=16.8kw14.52kw，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
11、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
12、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/T1342001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
13、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
14、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 7002400r/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
15、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
16、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
17、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
18、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，
