4KW中型卡车空调制冷系统匹配设计_卡车空调系统的设计

4KW中型卡车空调制冷系统匹配设计由刀豆文库小编整理，希望给你工作、学习、生活带来方便，猜你可能喜欢“卡车空调系统的设计”。

4kw中型卡车空调制冷系统匹配设计

摘要：本文主要内容为汽车空调系统匹配设计。首先介绍了汽车空调的发展过程及其前景，并针对汽车空调的特点做了进一步详细的介绍。对其参数及制冷剂的使用也有简单概述。对设计题目2.9KW中型卡车空调制冷系统匹配来进行了详细的设计计算。进行卡车的冷负荷计算，确定其所需冷量，并据此确定制冷剂及卡车使用的压缩机。主要部分为空调系统匹配冷凝器与蒸发器，详细的阐述了冷凝器与蒸发器的设计计算，计算了传热系数和空气阻力损失并对其进行了校核，对整体结构也进行了可行的设计，并附上了尺寸图。蒸发器采用板翅式，是较为高效的换热器。计算了析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数，通过对传热系数和传热面积的计算，确定了尺寸，对其结构进行了设计，并附有具体尺寸图。

关键词：汽车空调，匹配设计，蒸发器，冷凝器。Abstract: Main content designs the main body of a book for automobile air-conditioning system mates.The proce having introduced development of automobile air-conditioning first and their prospect, and specifically for automobile air-conditioning characteristic has made further detailed introduction.To whose parameter and the refrigerant, sigmatism can't have a summary simple.The detailed design coming to have been in progre to the refrigerating system designing medium-sized examination questions 2.9 KW trucks air-conditioning matching secretly schemes against The load carrying out the truck cooling down secretly schemes against , ascertains compreion engine needed cold amounts , joined accordingly to ascertain the refrigerant and truck usage by whose.Major component condenser and evaporation implement mating for air-conditioning system, the design having set forth a condenser and having evaporated an implement detailedly secretly schemes against, core having calculated heat paage modulus and air drag lo and having carried out school on the person, the dimension having also carried out feasible design, and enclosing herewith on entirety structure pursues.Evaporating an implement adopt board wing style , is that the high-effect heat exchanger comparatively.Air has inclined surface heat paage modulus under the wet modulus and wet working condition having calculated Xi , has ascertained a dimension by the calculation to heat paage modulus and heat paage area, has carried out picture designing, and accompanying the concrete dimension on whose structure.Keywords: automotive air conditioner，matching，evaporator，condensator 绪论

汽车问世已有一百多年的历史。今天汽车的种类已有百余种，主要可分客车、轿车、货车、工程特种车等几大类，拖拉机和摩托车也属于汽车的派生物。汽车现已成为人们生活中的必需品，成为房间生活的延伸部分。对房间环境的要求同样延伸到汽车上，空调便是其中的一个重要内容。汽车空调就是移动建筑的空调。

汽车空调，就是随时对车厢内或驾驶室内空气的温度、湿度、流速、清洁度噪音等参数进行调节，将其控制在舒适的标准范围之内的技术。汽车空调是空气调节工程重要的分支之一，其工业产值仅次于房间空调而居第二位。汽车空调技术包括了降温、供热、除湿、通风、净化、调风速、防噪声等方面的技术，是空气调节中功能要求最全面的空调技术。

现代汽车空调的基本功能是改善驾驶员的工作环境、劳动条件和提高乘坐舒适性。所以，汽车空调不仅具有生产性空调的性质，而且具有舒适性空调的性质。汽车空调的服务对象都是车内的人，故偏重于舒适性的要求。舒适性是由人对车内的温度、湿度、空气流速、含氧量、有害气体含量、噪声、压力、气味、灰尘、细菌等参数指标的感受和反映决定的。现代汽车空调就是将车内空间的环境调到对人体最适宜的状态，创造良好的车内环境，保证安全行车，保护乘员的身体健康，利于乘员旅游观光、学习或休息。

1.1汽车空调技术的发展过程

汽车空调技术是随着汽车的普及而发展起来的。其发展过程经历了：单一取暖——单一冷气——冷暖合一——自动控制——微机控制等五个阶段。

单一取暖。1925年最早在美国出现利用汽车发动机的冷却水通过加热器取暖的方法。由加热器、风机和空气滤清器组成比较完整的供热系统到1927年才出现。欧洲在。1948年才使用取热系统，日本则迟至1954年才开始使用。目前，在寒冷的北欧、亚洲北部地区，汽车空调仍然使用单一供热系统。

单一冷气。即汽车空调只有夏天降温的功能。1939年首先应用在轿车上。二次世界大战后的美国经济迅速发展，特别是美国石油产地——西南部的得克萨斯州的炎热天气，急需大量的冷气车，使单一降温的空调汽车得以迅速地发展起来。欧洲、日本到1957年才加装这种单一冷气的轿车。单一降温的方法目前仍 3 然在热带、亚热带地区使用。例如，广东、海南岛使用的空调出租汽车，大部分只有制冷降温功能。

1954年出现了冷暖一体化汽车空调。其最大特点是同时具有冷调、热调功能。至此汽车空调才基本上具有调节控制车内温度、湿度的功能。目前的冷暖一体化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方式。但是冷暖一体化汽车空调需要人工操纵，这显然增加了驾驶人员的工作量，同时控制质量也不太理想。

因此自从冷暖一体化出现后，人们就着手研究自动控制的汽车空调，并于1964年首先安装在凯迪莱克.牌轿车上，紧接着通用、福特、克莱斯勒三大汽车公司竞相在各自的高级轿车上安装自动空调。日本、欧洲到1972年也在高级的轿车上装上自动空调。例如，目前的高级皇冠牌、世纪牌、总统牌、德国的奔驰牌、奥迪牌等。这种自动空调装置，只要预先设好温度，机器就能自动地在设定的温度范围内工作。空调器根据传感器检测到车内、车外环境的温度信息，自动地指挥空调器各部件工作，达到控制车内温度和其他功能的目的。目前，大部分的中、高级轿车，高级大巴，都安装自动空调。

1977年又发展了微型计算机控制的汽车空调。微机控制的汽车空调功能增加，显示数字化，冷、暖、通风三位一体化。由电脑按照车内外的环境所需，实现微调化。通过电脑控制，实现了空调运行与汽车运行的相关统一，极大地提高了制冷效果，节约了燃料，从而提高了汽车的整体性能和获得最佳的舒适性。

目前微机控制的空调都装在高级轿车上，例如通用的骑士牌，福特公司的林肯、马克牌，丰田汽车的凌志，本田的雅阁、奔驰．500，三菱大客车Bs712D型等。

从1971年开始，中国长春一汽在红旗牌轿车上安装上了空调器，上海也于21世纪80年代初在上海牌轿车上安装上了国产空调器。

1.2汽车空调制冷剂的使用

汽车空调原来使用氟里昂12(R12)作制冷剂。近来，由于发现氟里昂12(R12)是破坏大气臭氧层的主要物质之一而被禁用：从1990年起欧美各国在汽车空调上进行了从R12向R134a转换的试验工作，从1991年起开始在新车上试装R134a空调器；到1994年底，欧洲和日本的空调新车已全部转换成R134a空调器；而 4 美国于1994年在95％新车上安装了R134a空调器，从1996年1月起在100％空调新车上装用R134a空调器。我国从1994年开始在桑塔纳轿车(新车型)上试装了国产R134a空调器，从2000年1月起，我国的全部新车不准使用R12空调器。

1.3汽车空调的空气参数

1.3.1温度

在汽车空调的指标中，最重要的参数是温度。人感到最舒服的温度是24～28℃。温度超过28℃，人就会觉得燥热，温度越高，越觉得头昏脑胀，精神集中不起来，思维迟钝，容易造成事故；超过40℃，称为有害温度，对身体的健康会造成损害；温度低于14℃，人就会感觉到“冷”，温度越低，越觉得手脚动作僵硬，不能灵活操作机器，当温度下降到0℃时，会产生冻伤。

1.3.2湿度

汽车空调的第二个指标是湿度。湿度用相对湿度来表示。人觉得最舒适的相对湿度在50％～70％。在这种湿度的环境中，人会觉得心情舒畅，感觉皮肤特别光滑、柔嫩。湿度过高，人会觉得闷，这是由于人体皮肤的水分不能蒸发，干扰了人的正常新陈代谢过程。例如，天快要下雨时，由于空气湿度太大，人会觉得闷热，情绪不稳。在温度为24℃，相对湿度为100％时，人们会感到不如温度为32℃、相对湿度．50％时舒适。相反，环境的湿度太小，人的皮肤会发痒。这是由于湿度太小，皮肤表面和衣服都较干燥，它们之间(特别是化纤衣服)摩擦产生静电的缘故。冬天，气候干燥，皮肤缺水而干裂(不是冻裂)。所以汽车空调要求车内的湿度参数控制在50％～70％的范围内。

1.3.3清新度

汽车空调的第三个指标是空气的清新度。由于车内空间小，乘员密度大，全封闭空间的空气极易造成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室内，造成车内空气浑浊，严重影响乘员的身体健康。汽车空调必须具有补充足够新鲜空气的功能，必须具有对车内的空气进行过滤吸附的功能，以保证车内空气的清新度。

1.3.4除霜

汽车空调的特殊要求是除霜(除雾)功能。当车内和车外温度相差太大时，在 5 挡风玻璃上会出现雾或霜，影响司机的视线，此时就应该除霜：

此外，汽车空调还要求操作简单、方便、稳定，保证不增加司机的劳动强度，不影响司机的正常驾驶。

试验证明，人在夏天和冬天的舒适参数是有区别的；头部的舒适温度比足部的要低1．5～2℃。现代汽车空调要求工作区内空气流速在0．2 m／s左右。空调都希望有上凉、下暖的环境，来适应入体各部分对舒适环境的不同要求。

1.4汽车空调的特点与特殊要求

汽车空调是房间空调的延续，但与房间空调相比较，汽车空调又有着许多特殊的要求和特点：

(1)汽车是交通运输工具，可看作是能移动的特殊建筑物。与固定建筑物相比，其容积狭小，人员密集，车身的热工性能又比建筑物差得多。因此汽车的热湿负荷远比一般的建筑物大，且气流分布难以均匀，因此对汽车空调要求制冷量要大，降温要迅速。

(2)车辆行驶时汽车空调要承受剧烈而频繁的振动与冲击。这要求汽车空调的零部件应有足够的强度和抗震能力，接头牢固并防漏。汽车空调制冷系统极容易发生制冷剂的泄漏，所以各部件的连接要牢固，要经常检查系统内制冷剂的量。统计表明，汽车空调因制冷剂泄漏而引起空调故障的约占全部故障的80％，而且泄漏率很高。

(3)汽车空调不便于用电力作为动力源，一般采用蒸气压缩式制冷，压缩机由发动机驱动，其制冷能力随车速和负荷不同变化很大。汽车在怠速或慢速行驶时，制冷能力小，而这时恰恰需要大制冷量，造成供不应求。反之，在正常或高速行驶时，转速高，制冷能力剧增，而需求量却相对减小，又形成供大于求的状况。这是明显的矛盾，要求设备选择和控制要合理。设备选择过大，能满足怠速 和慢速时要求，但对设备造价、安装位置和能源利用率等均不利；若选择得小，又满足不了要求。

(4)汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备的空间极为有限，因此对空调装置的体积和重量有限制，要求汽车空调结构紧凑，能在有限的空间顺利安装，而且安装了空调后，不至于使汽车增重太多，影响其他性能。现代汽车空调由于采用了全铝、薄壁结构、多元平流式冷凝器及多缸化新型压缩机，其重量已经比 6 20世纪60年代下降了50％，是原始汽车空调重量的l／4，今后还将进一步减轻，而制冷能力却比60年代增加50％。

(5)工作时系统中的冷媒(制冷剂)流量变化幅度大，使设计困难。由于压缩机直接由车上的发动机带动，而发动机的转速的变化司从600 r／min变到4000 r／min，压缩机转速与发动机转速成正比，因而转速变化也高达7倍，这样对系统的流量控制、冷量控制、系统设计都带来困难。

(6)冷凝温度高。对于轿车、货车、小型旅行车等大多数车辆，冷凝器置于汽车水箱前面，通风、冷却效果受发动机水箱辐射热、汽车行驶速度、路面尘土污染的影响，尤其在汽车怠速或爬坡时，不仅冷凝温度及冷凝压力异常升高，而且影响汽车发动机水箱的散热。即使装在汽车车身侧面的冷凝器，冷却条件也不很理想。

(7)空调装置要消耗一定动力，汽车发动机动力有限。因此，必须考虑空调装置对汽车动力、操纵性能的影响。轿车、轻型汽车、中小型客车及工程机械车空调所需的动力和驱动汽车的动力都来自同一发动机，这种空调系统叫非独立式空调系统；对于大型客车和豪华型大中客车，由于所需制冷量和暖气量大，一般采用专用发动机驱动制冷压缩机和设立独立的取暖设备，故称之为独立式空调系统。对于非独立式空调系统，会影响汽车的动力性能，但比独立式在设备成本和运行成本上都经济。汽车安装了非独立式空调后，耗油量平均增加10％～20％(和汽车的速度有关)，发动机的输出功率减少10％～12％。

(8)空调装置是安装在汽车上，它必须美观且与车身的内饰统一、协调，以保持整车的完美。

综上所述，对汽车空调提出了许多专门课题，值得人们去深入探讨、研究。

1.5汽车空调主要总成的发展

汽车空调的发展历史并不算长，比汽车的出现整整晚了半个世纪，但其发展速度却是惊人的。现在美国、日本生产的所有小轿车中，90％以上都装备空调；欧洲由于气温较低，最初空调车发展较慢，但近些年来却发展很快，与亚洲一样持续保持着高速增长趋势。

汽车空调从采暖开始，时至今日，在空调设备上已经经历过不断的更新。以压缩机为例，它就经历了以往复活塞立式压缩机为代表的第一代产品，相继发展 7 出第二代的斜盘式、摇板式和径向辐射式压缩机。第三代的旋叶式、滚动活塞式、三角转子式压缩机。在20世纪80年代出现的涡旋式压缩机可谓是第四代产品。近些年变容量压缩机的出现，又开辟了新的方向。汽车空调系统控制技术的发展尤为突出，由于微型电子计算机技术用到汽车空调装置上，把汽车空调技术推到了一个新的高度。

汽车工业是国民经济的支柱产业，也逐渐成为我国的支柱产业之一。由于历史原因，我国汽车工业早期主要发展载货汽车，汽车空调技术一直处于空白状态。在20世纪60年代，曾经有利用汽车发动机排气的余热来取暖的供热系统，并在60～70年代生产的北京吉普车和北方的一些长途客车上应用。东风牌汽车则应 用水暖式供热。20世纪80年代初期，我国从日本购进降温用汽车制冷系统，装在我国生产的红旗、上海等小轿车上，发展成单一的降温汽车空调。现在自动空调、微机控制的空调已经应用在高级轿车和豪华大客车上。特别是20世纪80年代中后期，我国第一汽车制造厂以及上海、北京、湖南、广州、佛山、阳江等地分别从日本、德国引进先进的空调生产线和空调技术，使我国的汽车空调快步接近世界先进水平，为发展我国的汽车空调打下良好的坚实的基础。但是我国汽车空调技术的研究、开发目前仍然处于相对落后状态，应该引起各方面的重视。2 空调系统整体规划及冷热负荷的计算

2.1 设计任务4KW货车空调系统匹配

货车安装空调的主要目的是改善劳动条件，提高行车安全性和劳动效率。其安装空调是以降低驾驶室的温度为主。近年来人们对车辆性能的要求越来越高，货车内的空调系统也普遍采用冷暖一体的设计，进一步改善劳动环境，提高车辆性能和市场竞争力。

货车发动机装在驾驶室内，驾驶室玻璃大。因此发动机传入的热和太阳辐射热量很大。即空调系统的热负荷很大；同时，货车的运行条件较差，要求空调系统的防震性能要好。

2.2 设计计算工况及整体规划

冷凝温度tk=63℃,蒸发温度t0=0℃，过冷温度t4=57℃，吸气温度t1=10℃，室外温度ta=46℃，室内温度ti =27℃，压缩机额定转速n=1800r/min.采用直连式驱动，蒸发器置于仪表盘下方，空冷式冷凝器置于发动机水箱前。用冷却风机进行强迫对流换热。冷凝器采用平行流式，蒸发器采用板翅式。

2.3 冷热负荷计算

太阳辐射及太阳照射得热量Qt 可将太阳辐射强度化成相当的温度形式，与室外的空气温度叠加在一起，构成太阳照射表面的综合温度tm。对车内传热可由下式计算：

Qt=FK(tm-ti).日照表面综合温度tm的近似计算公式：

Ita

tmK式中，为表面灰度取≈0.90；

为室外空气与日照表面对流换热系数。单位为W/（m2·k）；

K为车身维护结构对室内的传热系数。取K=4.8 W/（m2·k）；

ti为车室内设计温度取27℃； ta为车室外设计温度取46℃；

F为车体外表面积，单位为㎡，实测约为6.5㎡；

综合表面辐射强度I=IG+IS=940w/㎡；

表面对流换热损失系数a，采用近似计算（车速c=60km/h）； a1.163(412c)51.172W/(m2k)

将各参数代入计算得Qt=1064.3W。

玻璃窗渗入热量Qb 太阳辐射通过玻璃窗时，一部分被吸收，提高了玻璃的温度。然后通过温差将热量传入车内；另有一大部分辐射热将通过玻璃窗直接射入室内。比例窗的渗入热量，由温差传热和辐射传热两部分组成。

Qb=A·K(tb-ti)+C·A·qb·； 式中，A为玻璃面积，实测约为3.8㎡；

K为玻璃窗传热系数，取K=6.4 W/（m2·k）； tb为玻璃温度，取车室外温度； C为玻璃窗的遮阳系数，C=0.5；

为非单层玻璃校正系数，取=1； qb为通过单层玻璃的太阳辐射强度，qb=GIGSIS。单位为W/㎡；

G为透过玻璃的太阳直射透射率，取G=0.70；

S为透过玻璃的太阳散射透射率，取S=0.08；

将以上参数代入得Qb=1422W。

人体散热量Qm Qm=175+116（n-1）

式中，175为驾驶员的散热量，116为乘客的散热量，n为成员总数n=4； 代入得 Qm=523W。新风热量Qa Qa=G（hH-hB）

式中，G为进入车室内的新风量G=20m2/h;

为空气的密度，值为1016kg/m3；

hH，hB分别为车外空气和车内空气的焓值。差值35kJ/kg； 代入得

Qa=209W。

发动机室传入热量Qe

Qe=KF（t-ti）.式中，K为发动机通过车室传入热的传热系数；

F为传热面积，取KF=5W/℃； T为发动机室温度，t=70℃； 代入得，Qe=215W。

其他仪器及电子设备换热量 Qq=100W。

则计算冷负荷Qg=Qt +Qb+ Qm + Qa +Qe+ Qq=3433W.取设计冷量为 Q0=4000W。

2.4 小 结

本章重点为冷负荷的计算。它是整个设计的基础，确定了冷负荷，才能够选择适当的制冷剂，合适的压缩机。并进行热力计算。计算的结果与设计题目符合的非常好，说明计算准确，符合事实。在此基础上就可进行整体的规划和设计计算。热力计算

3.1 制冷循环热力计算

根据汽车空调名义工况下的状态参数，查R134a热力性质表和图得各工作点热力状态，t0=0℃ P0=2.85102kpa h0=397.53kJ/kg t1=10℃ v1=0.072㎡/kg h1=406.4kJ/kg t2s=78℃ h2s=446.16kJ/kg

t2=89.55 P2=18.1102kpa h2=461.6kJ/kg t4=57℃ h4=284.05 kJ/kg

图3.1 汽车空调制冷循环lgP-h图

3.2 制冷剂的热力计算

单位质量制冷量:

q0=h0-h4=113.48 kJ/kg 单位容积制冷量:

qv=q0/v1=1576.11kJ/m3 单位指示功:

i=h2-h1=55.27 kJ/kg 单位冷凝热:

qk=h2-h4=177.59 kJ/kg 制冷剂质量流量:

qm=Q0/q0=35.2510-3kg/s

压缩机理论排量:

qh=qmv1/=2.98103m3/s(压缩机输气系数=0.85)制冷系数:

i=q0/i=2.053 卡诺循环制冷系数: c=T0/(T4-T0)=4.336 热力完善度:

=i/c=0.474

3.3 压缩机的选择与热力计算

选择压缩机标准转速 1800r/min。排量为 3.0103m3/s 实际质量流量：

qm=qn’/vi=27.5710-3kg/s实际制冷量:

Q0=qm·q0=4.01kw 冷凝器负荷:

Qk= qm·qk=6.26kw

压缩机输入轴功率:

Pe=qmi/m=2.16kw(m=0.9)能效比COP:

COP= Q0/ Pe=1.85 冷凝器的设计计算

设计制冷剂为Rl34a的空气冷却式冷凝器。要求换热量Qk=6260W，冷凝液有5℃过冷，已知压缩机在t。=0℃及tc=63℃时排气温度td=90℃，空气进风温度T=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。

4.1确定制冷剂和空气流量

根据tc=63℃和排气温度td=90℃，以及冷凝液有5℃过冷，查Rl34a热力性质表，可得排气比焓hd=461.64kJ／kg，过冷液体比焓hsc=284.05kJ／kg，于是制冷剂的质量流量qm.r为,qm,rQc62603.52102kg/s

hdhsc461.64284.05取进出口的空气温差ta2-ta1=8℃，则空气的体积流量qv.a为,qv,a Qc62600.713

acp,a(ta2ta1)1.0931.00510384.2 结构初步规划

冷凝器选用平流式结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构型式及尺寸如图4.1所示：

图4.1 多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构型式及尺寸示意图

a)多孔扁截面与翅片的正视图及其结构参数

b)多孔扁管截面与百叶窗翅片的侧视图及其结构参数

c)百叶窗翅片的横截面及其结构参数

翅片宽度WF=20mm，翅片高度hF=8.1mm，翅片厚度F=0.135mm，翅片间距PF=1.4mm；百叶窗间距PL=1.1mm,百叶窗长度lL=6.5ram,百叶窗角度aL=27°；多孔扁管分五个内孔，每个内孔高度为2mm，宽度为3.35mm，扁管外壁面高度为3mm，宽度T=20mm，分三个流程，扁管数目依次为12、8、5。取迎面风速为va= 4.5m／s。

据该初步规划，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]×5m2／m=5.35×10-2 m2／m 2)每米管长扁管外表面积Ab.a为: 15

Ab.a=2×(20+2)×10-3m／m=4.6×10-2 m2／m 3)每米管长翅片表面积Af.a为

Af.a=2×8.1×10-3×20×10-3×4)每米管长总外表面积Aa为

Aa=Ab.a+ Af.a=4.6×10-2(m2／m)+0.232(m2／m)=0.278(m2／m)5)百叶窗高度hL为

h L=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=

1m2／m=0.232 m2／m

1.40.001423.35mm2.5047mm

223.357)翅片通道水力直径Dh.a为

21.40.1358.10.135

Dh.a=mm2.183mm

1.40.1358.10.135

4.3 空气侧表面传热系数aa

根据已知条件，最小截面处风速Va.max为

Va,max4.5[1.4(8.13)]m/s7.84m/s

(1.40.2802)(8.10.135)按空气进出口温度的平均值

ta=(ta1+ta2)／2=(46+54)℃／2=50℃，查取空气的密度=1.093kg／m3、动力粘度=19.6×10-6kg／(m·s)、热导率=2.83×10-2W／(m·k)、普朗特常数Pr=0.698，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。

Reva,maxPL480 6.51.1)8.10.261.69102 8.1j0.2494800.420.28020.33(NujReaPr137.204 Nu7.2042.831022aa185.4W/(mk)3PL1.110

4.4 制冷剂侧表面传热系数ar

根据tc=63℃，查R134a饱和状态下的热力性质表和热物理性质图，可以求得： 液态制冷剂的密度:

l1036.16kg/m3

194.97kg/m3 气态制冷剂的密度:

v0.01053液态制冷剂的动力粘度: 135.35106kg/(ms)液态制冷剂的热导率:

166.64103w/(mk)液态制冷剂的普朗特数: Prlv13.3325 a1冷凝器中．由干制冷剂进口过热而出口过冷，因此计算制冷剂当量质最流量时，取平均干度=0.7125。于是当量制冷剂质量流量qmr.eq为，1036.160.5]0.03466kg/s0.0984kg/s

qmr.eq[(10.7125)0.712594.974.4.1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：

'

qmr,eqqmr,eq4120.0984kg/s2.05kg/s 48雷诺数Reeq.r为，q'mr.eqDh.rD2h.r4q'mr.eq42.0510347818.6

Reeq.r=36lDh.rl2.504710135.3510努塞尔数Nu为，.80.3330.33Nu0.0265Re00.02657818.60.83.332551.5 q,rPrl

制冷剂侧表面传热系数ar为Nul51.566.43103 ar1370.5W/(mk)3Dh,r2.5047104.4.2第二流程的参数计算 其计算方法与第一流程一样。当量制冷剂质量流量q'mr.eq为，qmr,eq'qmr,eq480.0984kg/s3.075kg/s 32雷诺数Reeq.r为，'qmr,eq2Dh,rDh,r43.07510311548.9

Dh,rl2.5047103135.35106'4qmr,eqReeq,r4l努塞尔数Nu为，.80.3330.333Nu0.0265Re00.026511548.90.83.332570.37

q,rPrl制冷剂侧表面传热系数ar为，Nul70.3766.43103

ar1872.9W/(m2k)a 3Dh,r2.504710

4.4.3第三流程的参数计算 当量制冷剂质量流量q'mr.eq为，qmr,eq'qmr,eq450.0984kg/s0.00492kg/s 20雷诺数Reeq.r为，'qmr,eqDReeq,r2h,rDh,r44.9210318478.5 36Dh,rl2.504710135.3510'4qmr,eq4l.80.3330.80.333努塞尔数Nu为，Nu0.0265Re0Pr0.026518478.53.3325102.5 q,rl 18 制冷剂侧表面传热系数ar为

Nul102.566.431032ar2727.2W/(mk)3Dh,r2.504710

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ar为, 1370.5121031872.981032727.251032

ar1802.6W/(mk)3(1285)10

4.5 计算传热面积及扁管长度

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=0.0003m2·k/w，则传热系数K为, K11Aa1raaaarAr

110.27810.00031802.60.0535185.4对数平均温差tm为

tm116.6W/(m2k)

ta1ta2812.5oC

tt6346)ln(ca1)ln(6354tcta2所以所需传热面积(以外表面为基准)A0为

A0Qc62604.3m2

Ktm116.612.5所需扁管长度L为

LA04.30.62m

Aa250.27825取L=0.62m。4.6 校核空气流量

按迎风面积和迎面风速计算空气体积流量qva为

qvava(38.1)10325L4.511.1103250.620.774m3/s

与第一步按热平衡关系计算出的0.712m3／s的相对误差只有7.5％，不再重算。

4.7 计算空气侧阻力损失

0.720.37lLf5.47RehlplhF0.890.23PL0.2hF

5.744800.720.28020.37(6.50.89)1.10.28.10.2357103 8.1

则空气侧阻力损失pa为

pa4fWFava.max Dh.a4571030.0161.0937.842112.27Pa 32.18310

4.8 小 结

本章对冷凝器进行了详细的设计计算，在确定了制冷剂和空气的流量后，初步规划了整体结构。在计算了制冷剂侧和空气侧的传热系数后，确定了冷凝器的尺寸结构，误差较小 蒸发器的设计计算

为卡车设计一板翅式蒸发器，在夏季向车室内提供4010W的制冷量。由系统热力计算得出，采用Rl34a，制冷剂循环量qmr=0.03525kg／s，此时蒸发温度 为0℃。已知蒸发器进风温度：干球温度27℃，湿球温度19 ℃。

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。

5.1 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Qs4010kj/kg113.76kj/kg

qmr0.3525取制冷剂进口干度为0.425，则根据蒸发温度查Rl34a的压焓图，有 hr1=284.05kJ／kg，于是制冷剂出口比焓值hr2为

hr2=hr1+hr =397.81kJ／kg 同时可计算出蒸发器出口制冷剂温度为tr2=5.98℃，过热度为5.98℃。

5.2 初步规划

散热板及翅片与百叶窗尺寸示意图如图5.1所示。

图5.1 散热板及翅片与百叶窗尺寸示意图

a)散热板尺寸

b)翅片与百叶窗尺寸示

散热板：宽T=65mm，高hT=3.0mm，铝板厚T=0．5mm，边缘宽3.41mm，内部隔板宽3.7mm，由此可计算出内部流道尺寸hH,H分别为

hH=hT-2T=(3.0—2×0.5)mm=2.0mm

H=T-2×3.4-3.7=(65-23.4-3.7)mm=54.5mm

翅片：宽度F=65mm，高度hF=7．9mm，厚F=0．1mm，间距p F=1．8mm；百叶窗间距pL=1.1mm，百叶窗长度lL=6.8mm，百叶窗角度aL=37°。1)每米散热板长内表面积Ar为

Ar=2(hH+H)=2(2+54.5)10-3m2／m=113×10-3m2／m 2)每米散热板长外表面积Ab,a为

Ab,a=2(hT+T)=2×(3+65)10-3m2／m=136×l 0-3m2／m 3)每米散热板长迎风面积Aface为

Aface=hT+hF=(3+7.9)×10-3(m2／m)=10.9×10-3(m2／m)4)每米散热板长翅片表面积Af.a为

Af.a=2×7.9×10-3×65×10-3×5)每米散热板长总外表面积Aa为

Aa= Ab,a + Af.a =136×l 0-3+570.555×10-3(m2／m)=706.555×10-3(m2/m)6)肋通系数a

1(m2/m)=570.555×10-3(m2/m)

1.80.001Aa706.555103

a64.822

Aface0.01097)百叶窗高度hL为

h L=0.5pLtana L=0.5×1.1×10-3×tan37°(mm)=414.455×10-3(mm)8)散热板内孔水力直径Dh.r为

54.5223.7265mm

Dh.r=54.52hHH22224hH429)翅片通道水力直径Dh.a为，Dh.a= H2pFFhFF21.80.17.90.12.792mm

pFFhFF1.80.17.90.15.3 干工况下空气侧表面传热系数计算

选取迎面风速va=3m／s，根据已知条件，求截面处风速va.max为、pF103hFhT103va.max=va 6phh10LFFFF1.81037.93103kg/s

361.80.4144550.17.90.1107gs/

5.8k按空气进出口温度的平均值ta=20℃，查取空气的密度=1.205kg／m2, 动力粘度18.1106kg／(m·s)、热导率2.59102W／(m·K)、普朗特数Pr=0.703等热物理性质，并计算出空气侧的雷诺数Rea、传热因子j、努塞尔数Nu、表面传热系数aa。

空气侧的雷诺数Rea va.maxpL1.0255.871.1103Rea=430

18.1106传热因子j 0.420.33lL0.26hLhFj=0.249Re ahF1.16.80.260.2494300.420.4144550.337.90.0211698

7.9

1.1努塞尔数Nu 1313Nu=jReaP0.02116984300.7038.092 r表面传热系数aa

Nu8.0922.59102aa=W/mk190.524W/mk

PL1.1103

5.4 计算析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数

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(干空气)；同时已知蒸发器进风温度为干球温度26℃，湿球温度19℃，比焓为54.6kJ／kg(干空气)。

求出析湿系数为

ha1ha255.621.5751.6969

Cp.ata1ta21.015252277.25于是，湿工况下空气侧表面传热系数aeq.a为

aeq.a=aa=1.6969×190.524[W／(m2·K)]=323.3[w／m'-·K)]

5.5 初估迎风面积和总传热面积

1)计算干空气质量流量qma qmrQ040100.1178kg/s

ha1ha254.621.5752)计算迎风面积Aface

Afaceqma0.11783m38.3103 va1.02533)计算以外表面为基准的总传热面积A0

A0aAface64.8820.03832.486m2 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(hThF)220.03830.16m

(0.0030.079)22取lT=0.16m

5.6 计算制冷剂侧表面传热系数

由te=0℃，查Rl34a饱和状态下的热力性质表及热物理性质图，可得：

液态制冷剂的密度:

l1kg／m3=1285.86 kg／m3 30.7776910

液态制冷剂的动力粘度:

l=266.78×10-6kg／(m·s)

vl0.2075106

液态制冷剂的普朗特数: Prl=3.968 6al0.052310

气态制冷剂的密度:

v1kg／m3 =15.712 kg／m3 363.64510

气态制冷剂的动力粘度:

v=11.446×10-6kg／(m·s)

气态制冷剂的热导率:

v=12.034×10-3W／(m·K)目前已知制冷剂进口干度为0.425，出口过热，因此平均干度

m0.42510.7122由此，可计算其余参数的平均值。动力粘度core的平均值为

core(110.712510.71251)()kg/(ms)15.79106kg/(ms)vl11.446266.78'每一散热极制冷剂质量流量qmr.eq为

qmr,eq' qmr0.03525kg/s0.0032kg/s

1111散热板内孔的制冷剂质量流速qmr.A为qmr,Aqmr,eq'40.00322Dh,r4kg/(ms)293.8kg/(ms)

(3.7265103)2雷诺数Recore为．

Recoreqmr,ADh,rcore293.83.726510363610.8

15.79106干度do的平均值为

0.83do0.49627Recore0.4962763610.80.830.5541

由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0.425～0.5541～1变化，后面还有过热蒸气区。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为52％。

1)干燥点之前的两相区

取=0.417，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均为紊流工况的Lockhaa—Martinelli数Xu和关联系数F(Xu)分别为

1

Xu1n2lvvl10.320.5n2

0.510.417

0.4170.3741285.8615.71211.446 7.5266.781.0151

0.322.30FX

u12Xn2.3127.50.374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al为

q1Dh.r

alAmr.Aqmr.A1cpl

l3288.89710.4173.7265100.34 6266.78100.3n71

288.8920.417W13m2.K25 /W15

6963.5m2/K

制冷剂两相流的表面传热系数ar为 aralPrl0.296FXu

0.296153.968

6963.52W1.01m51K/2W10m630 K/2)过热区

制冷剂侧的雷诺数Reeq.r、普朗特数Pvr、努塞尔数Nu、表面传热系数av分别为

制冷剂侧的雷诺数Reeq.r

Reeq.rqmr.ADh.rv288.8973.726510394030

11.446106普朗特数Pvr Prv0.8471 努塞尔数Nu

Nu0.28Re0.65Pr0.40.28940300.650.84710.4447.6

表面传热系数av Nuv447.612.03410322avW/mK1445W/mK 3Dh.r3.7265103)干燥点之后的两相区

取=0.766，则把do=0.55461代人干燥点之前的两相换热公式，计算得ado=6264.5 W／(m2·K)，于是ar为

51.do

arav1adoav

1do0.7660.554611.5)](6264.51445)4688W/(m2k)

1445[1(10.55461

最后，平均表面传热系数ar为

.652%144520%)W/(m2k)5703.5W/(m2k)

ar(1063028%4688

5.7 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=0.0003m2·K／W，则传热系数K为

K11Aa1raaeq.aarAr



1W/(m2k)222.7W/(m2k)

10.70655510.00035703.50.113323.3而对数平均温差tm为

tmta1ta2277.25℃=14.831℃ ta1te270lnln7.250tta2e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传热系数低于计算结果。综合两方面的考虑，传热系数与对数平均温差之积须乘上一修正因子，取=0.50，则所需总传热面积(以外表面为基准)A0为

A0Q040102.428

Ktm0.5222.714.831与前面计算出的2.486m2的相对误差为2.3％。

5.8 计算空气侧阻力损失pa

空气侧摩擦阻力因子f为

0.720.37lLhL

f5.47RePLhF0.890.23PL0.2hF

5.474300.720.4144550.376.87.90.891.10.27.90.23

71.98103则空气侧阻力损失pa为

pa4fwF2va.ma xDh.a471.981030.0651.2055.872Pa

0.002792278.313Pa

最后，根据空气阻力和风量选择风机。

5.9 小 结

蒸发器的设计计算相对较复杂。因为其工况在运行中会产生变化，空气在达到露点温度时会冷凝，附着在蒸发器的表面，改变了蒸发器的表面传热系数。因此，在计算了干工况下的传热系数后，又计算了析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数。之后确定了其结构尺寸，通过校核误差很小。

结 论 在大四下学期的这几个月里，我认真的查找资料，认真的研读学习，努力吸收汽车空调的各方面知识，经过这几个月的努力，终于按要求完成了毕业设计，对于自己的努力所取得的成绩，心中很是欣慰。在这期间，通过查阅资料，使我对汽车空调的有关知识有了清晰的了解，并对冷凝器与蒸发器的设计计算了然于胸。但我心里清楚，我所学到的，还只是这知识之海的一瓢。通过这次的设计，让我知道我还有更多的知识要去学习，更多的问题要去研究。

整个的设计中，在冷负荷计算与热力计算的基础上，冷凝器与蒸发器的设计是重点。通过本次设计，我掌握了冷凝器与蒸发器设计的基本方法，对它们的工作原理有了更深刻的理解。其一是在有限的空间内，让冷凝器与蒸发器有更大的传热面积，这就要求结构设计与制造工艺要不断的提高。其二是提高换热器的换热系数，这就对材料和制冷剂提出了更高的要求。只有不断的努力探索，才能获取更多的知识和技术，制造出性能更优良的换热器。

卡车空调是汽车空调里特殊的一种，主要在于其运行条件的恶劣与多变。这就对卡车空调的设计提出了更高的要求。由于本人能力与经验有限，本次设计只是按照常规的设计方法，并不能保证其在极端条件下也能有良好表现，希望以后能有更多的机会接触到这方面的知识，能够解决这个问题。

经过历次的课程设计后，对自己有了信心，面对困难时心态也越来越积极了，开始觉得通过自己的努力而解决一个个困难是一种享受。现在我感觉只要努力去做，就一定可以找到方法胜利克服所遇到的困难，这是我在课程设计中最大的收获。

谢 辞

到这里，毕业设计也算是告一段落了，我的设计题目是〈2.9KW中型卡车空调制冷系统匹配设计〉，本课题的研究工作是在唐景春老师的指导下完成的。唐老师治学态度严谨，认真负责。在我们作毕业设计的过程中，给我们以无私的关心和帮助，这将使我终生受益。唐老师在许多细节问题上给予了我认真的解答。使我明白了许多汽车空调方面的知识。在此向唐老师致以最衷心的感谢！

最后，要感谢在论文工作过程中所有曾经支持和帮助过我的老师和朋友们！

[参考文献]《现代汽车空调技术》 梁荣光 著

华南理工大学出版社 2 《汽车空调》

王宜义 王军 著

西安交通大学出般社《汽车空调》 陈孟湘 著

上海交通大学出版社《汽车空调》 阚雄才 著

机械工业出版社

5 《制冷压缩机》 缪道平 吴业正

著

机械工业出版社 6 《汽车空调》 吴宝志 著

宇航出版社 7 《空气调节》 薛殿华 著

清华大学出版社《小型制冷装置设计指导》 吴业正 著

机械工业出版社

附录1 冷凝器设计图

附件2 蒸发器设计图

附件3 流程示意图