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空调系统热负荷计算
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一、概述
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。
二、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。
2.1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.
2.2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 ε——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。对车身结构由太阳辐射和照射热对流换热两部分热量组成：
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:
tm= +
由于室内外温差不大，上式后项近似t 0，得：
tm = +to = +35=51.73℃
所以可得: Qt =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=1681.30+81=176230KPa。
Pd,t=Pc,t+△
（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。
设计制冷剂为HFC134a的空气冷却式平行流冷凝器Qc=11000W，过冷度t=5℃，已知压缩机在te=5℃及tc=63℃时的排气温度 =85℃，空气进风温度 = =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。
1） 确定制冷剂和空气流量 根据tc=60℃和排气温度 =85℃，以及冷凝液体有5℃过冷，查HFC134a热力性质表，可得排气比焓 =456.5kJ/kg，过冷液体比焓 =278.7kJ/kg，于是制冷剂的质量流量 为
取进出口的空气温差 ℃，则空气的体积流量 为
2） 结构初步规划 冷凝器选用平行流结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构形式及尺寸如下：
翅片宽度 ，翅片高度 ，翅片厚度 ，翅片间距 ；百叶窗间距 ，百叶窗长度 ，百叶窗角度 ；多孔扁管分七个孔，每个内孔高度为 ，宽度为 ，扁管外壁面高度为 = ，宽度 ，分为五个流程，扁管数目依次为22、11、6、4、4。取迎面风速为4.5m/s。
据该初步规划，可计算下列参数：
Ⅰ) 每米管长扁管内表面积 为
Ⅱ) 每米管长扁管外表面积 为
Ⅲ) 每米管长翅片表面积 为
Ⅳ) 每米管长总外表面积 为
Ⅴ) 百叶窗高度 为
Ⅵ) 扁管内孔水力直径 为
Ⅶ) 翅片通道水力直径 为
3） 空气侧表面传热系数
根据已知条件，最小截面处风速 为
按空气进出口温度的平均值 ℃查取空气的密度 动力粘度u=19.2×10-6kg/（m.s）、热导率 =2.77×10-2W/（m.k）、普朗特数Pr=0.699， 及空气侧表面传热系数 ：
4） 制冷剂侧表面传热系数
根据tc=60℃，查HFC134a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
气态制冷剂的密度
液态制冷剂的动力粘度
液态制冷剂的热导率
液态制冷剂的普朗特数
冷凝器中，由于制冷剂进口过热而出口过冷，因此计算制冷剂当量质量流量时，取平
均干度 ，于是当量制冷剂质量流量 为
Ⅰ)第一流程的参数计算
单一内孔当量制冷剂质量流量 为
制冷剂侧表面传热系数 为
Ⅱ)第二流程的参数计算
当量制冷剂质量流量 为：
制冷剂侧表面传热系数 为
Ⅲ)第三流程的参数计算
当量制冷剂质量流量 为：
制冷剂侧表面传热系数 为
Ⅳ）第四流程的参数计算
当量制冷剂质量流量 为：
制冷剂侧表面传热系数 为
Ⅴ）第五流程的参数计算
当量制冷剂质量流量 为：
制冷剂侧表面传热系数 为
Ⅵ）由于制冷剂侧四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 为：
=1649.2/（m2•K）
5）计算扁管长度
如果忽略管壁热阻及接触热阻，忽略制冷剂侧污垢热阻，忽略空气侧污垢热阻，取空气侧污垢热阻 ，则传热系数K为
因为对数平均温差经验公式是在标准工况下得出的，而此处是非标工况，考虑到工况温度高，散热条件差等因素，此处使用标况下的经验公式，使用修正系数来减小误差：
℃
取修正系数 =0.7，则 ℃
所以所需传热面积（以外表面为基准） 为
m2
所以所需扁管长度L为
L=
考虑到空间尺寸允许和工况条件，取L=0.610m。
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 为
与第一步按热平衡关系计算出的1.2290m3/s的相对误差不到4%，不再重算。
7） 计算空气侧阻力损失
则空气侧阻力损失 为
最后，根据空气阻力和风量选择风机。
蒸发器的结构和性能
蒸发器的作用是将经过截流降压后的液态制冷剂在蒸发器内沸腾气化，吸收蒸发器周围的空气的热量而降温，风机再将冷风吹到车室内，达到降温的目的。
由于汽车车厢内空间小，对空调器的尺寸有很大的限制，为此要求空调器（主要是蒸发器）具有制冷效率高，尺寸小，重量轻的特点。
汽车空调的蒸发器一般有管片式，管带式和层叠式三种结构。
蒸发器的设计工况参数
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%。
制冷剂循环量 0.042kg/s。
蒸发器的设计较核计算:
1） 每米散热板长内表面积 =2（ + ）=116×10-3 ㎡/m；
2） 每米散热板长外表面积 =2（ + ）=121×10-3 ㎡/m；
3） 每米散热板长迎风面积Aface= + =10.5×10-3 ㎡/m；
4） 每米散热板长翅片表面积为
=2×8×10-3 ×58×10-3 × =464×10-3 ㎡/m；
5） 每米散热器长总外表面积
= + =121×10-3 +464×10-3 =585×10-3 ㎡/m；
6） 肋通系数
= = =55.714
7） 百叶窗高度 为
=0.5 tan =0.5×1.2×10-3 ×tan36°=0.436㎜
8） 散热板内孔水力直径 为
= = 2.85㎜
9） 翅片通道水力直径 为
3.063㎜；
10） 干工况下空气侧表面传热系数计算，选取迎面风速 =2.5m/s，
根据已知条件，求得最小截面处风速 为
＝ [ ]=4.78kg/s
按空气进出口温度平均值 20℃，查空气的密度 1.205 kg/m3，动力粘度 18.1×10-6 kg/(m•s),热传导率 2.59×10-2 W/(M•K),普朗•特数 =0.703，并计算出雷诺数 、传热因子 、努塞尔特数 、及空气侧表面传热系数 ：
11） 计算析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数，去进风口
干球温度27℃，相对湿度51%，则比焓为60.5kJ/kg；同时蒸发器出风口温度为干球12℃，相对湿度90%，则比焓为30.5 kJ/kg。
析湿系数可用下式计算：
式中 空气的比热容，在计算时可以取 =1.005 w/（g•℃）。将前面计算的数据代入上式，可得：
1.6969
于是湿工况下空气侧表面传热系数
=323.3
12） 初步估算迎风面积和总的传热面积
计算干空气的质量流量qm,a＝Qe/(ha1- ha1)= =0.133 kg/s
计算迎风面积Aface,o= = m2
计算以外表面为基准的总传热面积Ao=aAface,o=3.29m2
计算散热板长度lT块数N
lT*N> =4.02
13） 计算制冷剂侧的表面的传热系数，由 =5℃，查得R134a
饱和状态下的热力性质表及物理性质图，可得：
液态制冷剂的密度 =1277.15kg/ m3
液态制冷剂的动力粘度 =270.3×10-6 kg/m•s
液态制冷剂的普朗特数
气态制冷剂的动气粘度 =11.175×10-6 kg/m•s
气态制冷剂的热导率 =12.22×10-3 mW/(m•K)
目前已知制冷剂进口干度为0.3，出口过热，因此平均干度
0.650
由此，可计算其余参数的平均值。动力粘度的平均值为
=17.212×10-6 kg/m•s]
每一散热板制冷剂质量流量 4.2×10-3 kg/s
散热板内孔的制冷剂质量流速
570.27kg/㎡•s
雷诺数 101484
干度平均值 =0.5338
由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0.3—0.5338—1变化，后面还有过热蒸气区。因此很难准确计算每一阶段所占的百分比，只能经验估计。在此，取过热蒸气区为20%，出干燥点之前的两相区为28%，干燥点之后的两相区为52%。
Ⅰ)干燥点之前的两相区 取干度 0.417则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均为紊流工况的Lockhart-Martinelli数
7.5
1.10151
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
制冷剂两相流的表面传热系数
Ⅱ） 过热区：
Ⅲ）干燥点之后的两相区 取干度 0.766，则把 0.5343代入两相换热公式，计算 11173得
最后，平均表面传热系数
7935(m2.K)
14）计算总传热系数及传热面积，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＝0.0005m2.K/W,则传热系数K为
W/(m2.K)
而对数平均温差
12.655℃
由于层叠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乘上一个系数，取系数为0.4，则需总传热面积
m2
与前面计算出的3.27 m2的相对误差为3.5%
15） 计算空气侧阻力损失
空气侧摩擦阻力因子 =0.079
则空气侧阻力损失 ＝241.5Pa
结论：结合我们的蒸发器，从理论上是符合要求的。但为了安全起见，还需要用实验的数据来证明设计结果。
汽车空调各组成部件的安装匹配
在系统匹配的设计中，除应注意制冷系统内压缩机的选配，冷凝器,蒸发器的外形尺寸设计，膨胀阀和贮液干燥器等部件的相互匹配关系如何达到相互协调,尽量达到高效节能的效果，给部件匹配最佳,还应注意各换热器芯体与风机及其外壳之间，分液头与各制冷剂管路之间的接合的工艺控制，以使整个系统在经常运行工况下，其空调性能和噪声等指标都得到最佳。
汽车空调装置主要由制冷系统，采暖系统，送风系统，控制系统组成。为适应各种结构类型和用途汽车的匹配需要，汽车空调装置的组成也会不同。
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，对车用空调的外形体积和质量要求较高。空调装置的结构，外观设计和布置不仅要与车身内饰和外观协调统一，保持整车的完美，还必须考虑其对汽车底盘，车身等结构件及汽车行驶稳定性，安全性的影响。
吉利LG—1空调系统的布置如下:
压缩机直接装在发动机侧,由发动机皮带盘驱动.
冷凝器安装在发动机冷却水箱前.由水箱冷却风扇冷却,不需另装风扇.干燥器直接焊装在冷凝器侧板上,这样减少零件数目,使系统简单化, 故障率底.
蒸发器箱体总成(包括蒸发器芯子,热力膨胀阀)安装在驾驶室仪表盘下, 这样便于风道的布置.
系统的其它主要部件的选择:
膨胀阀的设计:
在制冷系统中,膨胀阀具有节流降压,调节流量,防止液击和异常过热的
制作用等三种功能,是制冷系统中的重要部件.
(1)节流降压,使从冷凝器来的液态制冷剂降压成为容易蒸发的低温低
的雾状物进入蒸发器,即分割了制冷剂的高压侧与低压侧,但工质的液体状态没有变.
(2)调节流量,由于制冷负荷的改变以及压缩机转速的变化,要求流量作相
应的调整,以保持车内温度的恒定,制冷剂工作正常.膨胀阀就起了把进入蒸发器的流量自动调节到制冷循环的合理程度的作用.
(3)控制流量,防止液击和异常过热的发生.膨胀阀以感温包作为感温元件
控制流量大小,保证蒸发器尾部有一定的过热度,保证蒸发器的总溶积的有效利用,并防止异常过热的发生.
膨胀阀的工作原理：
膨胀阀的选择与安装.
膨胀阀的容量与膨胀阀入口处液体制冷剂的压力(或冷凝温度),过冷度,
出口处制冷剂的压力(或蒸发温度)及阀开度有关.为空调配置选配膨胀阀时,所选的膨胀阀容量一定要与蒸发器相匹配.容量选得过大,是阀经常处于小开度下工作,阀开闭频繁,影响车内温度的恒定,并降低阀门的使用寿命;容量选得过小,则流量太小,不冷满足车内制冷量的要求.
一般情况下膨胀阀的容量应比蒸发器能力大(20—30)%.同一个膨胀阀,在不同的工况
下容量差别是很大的,这与工作时的冷凝压力及蒸发压力的压差直接相关.
系统的工况要求: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. 系统的制冷量为Qe,s=4000W.
由于t0=te=0°,查制冷剂的热力性质表,可的该温度下制冷剂的饱和蒸
汽比焓h0=400085J/kg,以及在该温度下制冷剂饱和液体的比焓h6=206669J/kg,根据t0=5°,t1=to+△tsh=5°,查制冷剂的热力性质图和表,可得蒸发器出口制冷剂过热蒸汽比焓h1=409501J/kg,根据t4=tc-△tsc=63-5=58°h4~查制冷剂的热力性质图和表,可得蒸发器进口制冷剂湿蒸汽的比焓h5~=h4~=279312J/kg.
在该额定空调工况,系统的单位质量制冷量qe,s为:
qe,s=h1- h5~=409501-279312=130189 J/kg
系统中制冷剂的单位流量qm,s为:
qm,s=Qe,s/ qe,s=4000/130.189=0.0301kg/s
在同一工况下,流过热力膨胀阀的制冷剂的质量流量,应当等于或捎大于系统中制冷剂的质量流量,即取qr,txv =0.035kg/s.
由于阀前制冷剂的温度h4~=58°,蒸发温度为te=0°,与热力膨胀阀的额定标准条件不相同,按经验可取K=0.9,故热力膨胀阀总的额定容量Qe,txv为:
Qe,txv= qm,txv(h0-h6)K=0.035*(400085-206669)*0.9=44183W
所以热力膨胀阀的总容量为44.183KW.
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