制冷原理及设备课程课程设计.doc

1、 目录一、绪论 二、设计要求 三、车内空调参数的确定 四、汽车空调原理及热力计算 五、蒸发器与冷凝器的结构设计 六、主要元器件的选型 七、附 录 八、参考文献 一、绪论在各种季节、天气及其它行驶条件下，人们总希望车厢内保持舒适的状态。汽车空调的功能就是把车厢内的温度、湿度、空气清洁度及空气流动性保持在使人感觉舒适的状态。对于新一代的纯电动环保型汽车，也应给驾乘人员提供舒适的驾驶和乘坐环境。作为未来主要的潜在车型，在其上匹配空调系统是完全必要的，并且拥有一套节能高效的空调系统对开拓市场也是至关重要的。电动汽车空调的特点电动汽车空调特点与室内空调装置相比，电动汽车空调装置主要有以下特点：（）汽车空

2、调系统安装在运动的车辆上，要承受剧烈而频繁的振动与冲击，要求电动汽车空调装置结构中的各个零部件都应具有足够的强度、气密性能；（）电动汽车内乘员所占空间比大，产生的热量多，热负荷大，要求空调具有快速制冷和低速运行能力；（）电动汽车车身隔热层薄，而且门窗多，玻璃面积大，隔热性能差，致使空调冷气热漏损严重；（）车内高低不平且有座椅，气流分配组织困难，难以做到气流分布均匀。（）电动汽车有足够的电能可以驱动电动空调压缩机工作，但蓄电池提供的直流电是电动汽车唯一的动力源，没有发动机余热可以用于车内采暖。汽车空调系统采用的是蒸发压缩式制冷原理，主要有以下几大部件： 蒸发器、 压缩机、 冷凝器、 干燥储液器、

3、膨胀阀、 其他附属装置。它的制冷原理是利用冷媒在其气液两相变换过程中的热量交换实现对车辆内部环境的调整：当液态制冷剂流经蒸发器时，吸收车辆内部的热量，使得驾驶员和成员感受到头凉脚暖的效果。本次设计的系统采用R-134a制冷剂，管带式冷凝器与蒸发器，旋叶式高温压缩机。该设计讲述了电动汽车空调系统组件的选择过程，并对冷凝器和蒸发器做出结构设计二、设计要求 设计一台电动汽车冷暖空调：工质R134a，采用管带式换热器，电机功率不超过1.5KW。要求：（1）进行制冷和制热循环的热力计算：（2）完成冷凝器和蒸发器的结构设计；（3）完成主要元器件的选型。序号制冷量制热量制冷设计工况制热设计工况室外换热器尺寸

4、限定条件63kw3.2kwt。=32t。=5宽600，高400具体设计参数：（t。环境温度）三、车内空调参数的确定在满足人体健康条件下，对于室内温度基数，夏季应尽量提高，冬季应尽量降低。如夏季空调温度基数由20提高到23，即可减少冷负荷约30。通常，夏季室内每升高1，约减少冷负荷10；冬季每降低1，约减少热负荷12。对于相对湿度，在满足人体舒适感和健康条件下，其基数应尽量靠近极限值。一般采用局部的排风方式，以减少新风量和新风负荷。1.夏季室内空气计算参数:不同车型、不同用途的豪华型、经济型空调车，其室内空气参数基数不同。结合我国国情，兼顾舒适性、经济性,将汽车空调夏季室内空气的计算参数列于表1

5、（见附录）.汽车室内外温差在57范围内较为适宜。汽车室内温度可按下式计算：t1=20+(t220)2, 式中：t1，为车内温度，距离地板1 m高处测得；t2为车外温度。车内相对湿度为5060，实际中一般保持在3070。随着温度的升高，保持湿度值应取低值。车内空气流速控制在02505m/s且车内各部分空气流速差不能太大，不应有穿堂风和涡流循环，只允许上部或下角拐存在局部涡流。2冬季室内空气计算参数：冬、夏两季汽车室内空气计算参数在数值上存在差异(见附录表2)。冬天我国乘员都身着暖和的衣服，车内温度不宜太高，否则，车内外温差过大会引起疾病。轿车、旅行车车内温度一般维持在1618为宜。车室内部位温差

6、不要大于1012，头部气温应比车内平均气温低23，腿以下各部位应高23。车内相对湿度不应小于30，一般应大于50。车内空气流速应偏低，一般不大于02 ms。新鲜空气量应达到2030m3(h人)。由以上资料选定车内空调设计参数为:假定额定车速为40km/h，夏季车内温度为26，相对湿度60%，冬季车内温度为16，相对湿度40%，人均新鲜空气量11m3/h, 车内空气流速控制在02505m/s，根据文献【2】舒适性空调中送风温差的规定，取车内空调精度为1，则送风温差取为8.夏季车内送风温度为26-8=18四、汽车空调原理及热力计算（一）电动汽车空调原理：电动车使用电池作为驱动动力，使得它的空调系统

7、也不同于燃油汽车；由于作为驱动动力的电池容量有限，空调系统的能耗对电动车充电一次后的行程有很大的影响。电动车和传统燃油汽车的空调系统如图1所示：它们的区别在于：电动车没有用来采暖的发动机余热，不能提供作为汽车空调冬天采暖用的热源，必须自身具有供暖的功能，即要求采用热泵型空调系统；压缩机需要采用电机直接驱动，结构上与现有的压缩机型式不完全相同。用来给热泵空调系统提供动力的电池主要用来驱动汽车，空调系统的能量消耗对汽车每充一次电的行程的影响很大。由永磁直流无刷电机直接驱动的电动车热泵空调系统，系统工作如图2所示：该系统与普通热泵空调系统并无区别，因为用在电动车上，压缩机等主要部件有其特殊性。采用普

8、通热泵空调系统的结构，需要开发允许双向流动的膨胀阀，并且在热泵工况下，系统从融霜模式转为制热模式时，风道内换热器上的冷凝水将迅速蒸发，在挡风玻璃上结霜，会影响驾驶的安全性。某种R134a电动车热泵空调系统，在风道中使用2个换热器，在在制冷、制热和除霜/除湿模式时的运行如图3所示。当系统以除霜模式运行时，制冷剂将经过所有3个换热器。空气通过内部蒸发器来除湿，将空气空气冷却到除霜所需要的温度，再通过内部冷凝器加热，然后将它送倒车室，解决了汽车安全驾驶的问题，在融霜时还能同时控制出风口空气的温度。（二）制冷/制热循环热力计算：空调过程如下：夏季：车外t1=32，相对湿度60%； 车内 设计温度tN=

9、26,相对湿度60%，送风温度to=18 .W 32 ,60% N 26 18 O已知制冷量Q=3KW，且认为车内含湿量W较小，故空调的热湿比=Q/W=+,且已知,车外参数点W(32,60%),车内设计状态点N(26,60%),由舒适性空调设计规范，拟取送风温差t=8,则送风温度为18，由=18等温线与热湿比线的交点，从而可以确定送风状态点O；在空调焓湿图上，可查得N点焓值=58.5kJ/kg, =50.5kJ/kg, =78.5 kJ/kg所以，送风量G=Q/(- )=3/(58.5-50.5)=0.375kg/s冬季：车外t2=5, 相对湿度40%； 车内 设计温度tN=16，相对湿度 4

10、0% O24.2 N 16 .W 5 保持冬夏季送风量一定，即G不变，且已知制热量Q为3.2KW，由焓湿图查得N点（16，40%）焓值hN=27.5 kJ/kg；W点焓值hW=10.5 kJ/kg.所以，由公式Q=G（hO-hN）=0.375（hO-27.5）=3.2KW可求得hO=36kJ/kg ，此等焓线与热湿比线(仍取为)的交点，即为冬季车内送风状态点O,在焓湿图上可查得该点温度为=24.2.制冷循环系统的热力计算，是根据确定的蒸发温度，冷凝温度，液态制冷剂的再冷度和压缩机的吸汽温度等已知条件.通过压焓图，求出各状态点的参数以及相关数值. 图4 R134a空调系统图P/Mpa 3 60

11、2a 2 2s s 4 0 0 1h/(kJ/kg) 图5 空调热力过程图循环过程: 1-2 等熵压缩；1-2S 实际压缩；2-3 冷凝过冷；3-4 绝热节流；4-1 蒸发制冷工况条件的确定轿车工况条件：夏季：室外温度=32，室内温度26；冬季：室外=5，室内16； 空调设计工况:制冷量为3kw，制热量为3.2kw，制冷剂为R134a; 冷凝温度=60，蒸发温度=0；膨胀阀前制冷剂过冷温度5，蒸发器出口过热度取10，则压缩机的吸气温度为=10,汽车正常行驶速度W=40km/h，压缩机正常转速为n=1800r/min;根据资料，取容积效率=0.8，指示效率=0.8;机械效率=0.85;由制冷剂R

12、134a的热力性质表以及热力性质图，并结合热力循环各过程，可查得上图中个点的热力参数并汇于下表中：各点参数如下：序号0122a34P/MPa0.2930.2931.6811.6811.6810.293t/0107560550h/(kJ/kg)397.98407.05445.32427.18279.25279.25v/10-3m3/kg73.69热力计算过程：夏季热力计算：（1）压力比：（2）单位质量制冷量：（3）单位容积制冷量：（4）理论比功：（5）指示比功：因为 ，（6）轴比功;(7) 性能系数：理论 实际 （8）制冷剂流量：（9）循环效率;理想循环性能系数 热力完善度为 （10）压缩机实际

13、输气量：（11）理论输气量：（12）压缩机所需功率：理论功率：指示功率：轴功率：（13）以夏季制冷剂流量为标准时，夏季车外冷凝器制热量 冬季热力计算： (1) 冷凝器单位实际热负荷：（2）制冷剂流量：（3）性能系数：实际 理想 （4）热力完善度：(5) 实际输气量与理论输气量：实际 理论 （6）压缩机功率：指示功率 轴功率 （7）以冬季制冷剂流量为标准时，冬季车外蒸发器制冷量为 通过改变压缩机转速来改变循环流量，从而满足夏天制冷，冬天制热的工况。 五、蒸发器与冷凝器的结构设计空调设计参数：夏季：已知夏季制冷工况为，由前述可知车内空调设计温度为=26，送风温差=8，送风温度=18，并假定车内外相

14、对湿度均为60%。冬季：冬季制热设计工况为=5,车内设计温度=16，假定车内外相对湿度均为40%（一） 夏季车内蒸发器（即冬季冷凝器）查焓湿图可知，夏季车内26空气焓值，18空气焓值，（1） 车内空气平均温度 （2） 对数平均温差 顺流时：逆流时：此处拟取近似代替，其误差在工程允许范围内，所以（3） 送风量G 因为，即 所以 夏季车内蒸发器换热示意图 冬季此换热器作冷凝器时：冬季车内16空气焓值已知制热量，所以，查焓湿图可知（1）空气平均温度（2）对数平均温差 所以 冬季车内冷凝器换热示意图（二） 冬季车外蒸发器（即夏季冷凝器） 查焓湿图可知，冬季车外5空气焓值，1空气焓值（1） 车外空气平均

15、温度 （2） 对数平均温差 所以 冬季车外蒸发器换热示意图（3） 空气流量 由前述热力计算冬季第（7）项可知：冬季车外蒸发器制冷量，由热平衡可知所以 夏季此换热器作为冷凝器：查焓湿图可知，车外32空气焓值由前述热力计算第（13）项可知，该车外冷凝器制热量由热平衡可知：即，所以，查焓湿图可知，此时对应温度（1）空气平均温度（2）对数平均温差所以， 夏季车外冷凝器换热示意图管带式换热器是一种新型的高效换热器，已被广泛地应用于汽车空调系统中， 其传热系数比普通的管片式换热器高20%以上，制冷剂流道由扁管加工而成， 提高了承压能力， 减小了空气流动阻力，无焊接弯头， 可靠性好。管带式结构的管子是由一条

16、连续的铝合金材料经挤压而成的多孔通道扁管,然后将其机械弯曲成等间距的蛇形管,同时把带状铝箔(翅片)冲压开缝,加入管子中间,施加一定的压力,最后将翅片与管整体钎焊,这是一种永久性的联结方式。这种联结方式在汽车行驶时不会影响换热器的效果和使用寿命,结构紧凑,换热性能好,其管子与肋片均采用铝材,重量轻,加工工艺简单。所以，此次设计中的冷凝器与蒸发器全部设计成管带式结构。（三） 空气侧表面传热系数： 查阅文献【6】可知，用最小二乘法对试验结果回归整理， 可得出空气侧换热系数无因次准则关系式： C0.17580.50570.33330.31331.99080.5268 上式中各符号：（1） 当量表面传热

17、系数（2）空气在流通截面上的流量密度，kg/(m2.s)（3）空气定性温度下的动力粘度，N.s/m2 （定性温度即平均温度，详见热力计算）（4）空气定性温度下的比定压热容，J/(kg.K)（5）空气在定性温度下的热导率，W/(m.K)（6）当量直径，m（7）翅带厚度，m空气被加热时的析湿系数为1，被冷却时的析湿系数由下式确定： 式中，下标a表示空气，1表示进口，2表示出口。所以，空气被冷却时的换热系数=(四) 制冷剂侧表面传热系数：由文献【6】可知，制冷剂由气液两相区，变化到饱和状态，再到过热状态，其干度X不断发生变化，因此很难准确的估算每一阶段所占的百分比，只能凭经验估计。在此，取过热蒸汽区

18、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制冷剂气液两相均为紊流工况，其Lockhart-Martinelli数和关联系数分别为紊相剂 185 制冷剂两相流的表面传热系数为： （2）过热区制冷剂侧的雷诺数,普朗特数，努塞尔数,表面传热系数分别为， ， (3) 干燥点之后的两相区最后，平均表面传热系数为：查阅文献7可知，通常在，为简便计算，后面换热器设计中拟取蒸发器中，冷凝器中（五） 计算总传热系数及实际总换热量如果忽略管壁热阻及接触热阻，忽略制冷剂侧污垢热阻，仅取空气侧污垢热阻，则传热系数K为： （以换热器外表面为基准）由前述热

19、力计算可知各换热器的对数平均温差，所以根据传热方程式，可求得: (以换热器外表面为基准)（六）计算换热器每米管长的外表面积及内表面积（1）每米管长翅片面积： （2）每米管长管外壁面积：(3)每米管长管外壁总换热面积: (4)每米管长管内壁面积：（七）管带式换热器示意图及其余设计参数的计算公式： B椭圆扁管宽度 h椭圆扁管高度 S波形翅片高度 L换热器长度 N椭圆扁管排数n椭圆扁管孔口数a单孔矩形流道宽b单孔矩形流道高扁管管壁厚度翅片间距翅片厚度椭圆扁管间距管带式换热器示意图 换热器高度换热器高度： 换热器长度（即宽度）L拟取，管排数N拟取，实际总管长换热器实际换热面积查取文献【5】以及前述热力

20、计算过程，可得各个定性温度下的各物性参数：（1） 车内蒸发器：定性温度， ，对数平均温差 ，通风量进风温度，出风温度，进风焓值出风焓值，理论制冷量（2）车内冷凝器：定性温度， ，对数平均温差，通风量，进风温度，出风温度，进风焓值出风焓值，理论制热量（3）车外蒸发器：定性温度， ，对数平均温差，通风量进风温度，出风温度，进风焓值出风焓值，理论制冷量（4）车外冷凝器：定性温度， ，对数平均温差，通风量进风温度，出风温度，进风焓值出风焓值，理论制热量 即车内蒸发器理论制冷量为，车内冷凝器理论制热量车外蒸发器理论制冷量，车外冷凝器理论制热量车内换热器采用扁管孔数n=5的矩形光管（矩形流道尺寸宽高为ab

21、=6.6mm9mm），管壁厚=0.5mm，椭圆扁管高度h=10mm，扁管宽度B=36mm，翅片采用=0.2 mm的厚铝翅片，翅片间距=2 mm ，翅片高度为S=12mm ，翅片为百叶窗结构，百叶窗节距1.756 mm，百叶窗长度13 mm，倾角32。车外换热器采用扁管孔数n=6的矩形光管（矩形流道尺寸宽高为ab=7mm13mm），管壁厚=0.5mm，椭圆扁管高度h=14mm，扁管宽度B=45.5mm，翅片采用=0.2 mm的厚铝翅片，翅片间距=2 mm ，翅片高度为S=16 mm ，翅片为百叶窗结构，百叶窗节距27.5 mm，百叶窗长度16 mm，倾角32。现将各计算公式以及参数值代入编制好的

22、Excel中,得到换热器的大致结构参数如下详见附录六、主要元器件的选型(1)压缩机的选型：据有关研究表明，在相同制冷量的情况下，如果电动汽车空调系统采用全封闭涡旋式压缩机或旋叶式压缩机，制冷系数可以提高20%左右，功耗可以下降23%左右，质量也可以下降30%左右。图4是专门为电动车开发的旋叶式双工作腔滑片压缩机，它具有加工简单，启动冲击小，高转速下的振动和噪声小等优点。 旋叶式压缩机在低转速时其COP要高于涡旋式压缩机，但当转速超过2500r/min时，要低于涡旋式压缩机。今额定转速为n=1800r/min，故优先选用旋叶式压缩机。压缩机的排量： 额定转速为 n=1800r/min，容积效率，

23、如上所述取为0.8，为制冷量3KW，即10800 kJ/h 且由前述热力计算可知，压缩机理论比功，即单位压缩功为38.27kJ/kg,轴功率为,理论输气量为拟选择如下压缩机：(2)膨胀阀选型系统制冷量为3kW,即3000/3300=0.91冷吨，故选用容量为1冷吨的膨胀阀 应用爱默生电子膨胀阀选型软件，输入相关参数后，根据软件筛选结果，选择合适的膨胀阀，选型表如下所示：根据软件筛选结果，最终选择EXO-002型脉冲式电子膨胀阀。 (3)连接管的选型： 由于换热器为扁椭圆形截面，而压缩机接口为圆形，所以选择橡胶管为连接管以及耐压胶管。汽车空调各组成部件分装在汽车的各个部位，当汽车在颠簸的道路上行

24、驶时，各部件均会产生振动，因而制冷系统各部件间不能采用刚性连接。汽车空调软管接头用橡胶密封圈密封，并依靠接头上的坡口压紧装在配合座上的密封圈，保证不泄漏。七、附 录 表（3）表（4）R134a压焓图八、参考文献(1)汽车空调室内空气参数的确定任诗发，公路与汽运杂志社，2002-05(2)空气调节赵荣义，范存养，薛殿华等编，中国建筑工业出版社，2009(4)热交换器原理与设计史美中、王中铮.东南大学出版社，2009.6(5)传热学M杨世铭.高等教育出版社,2010.8（6）管带式换热器空气侧传热传质与阻力性能的准则关联式上海交通大学，刘维华，陈芝久，1994年10月（7）管带式汽车散热器的优化设计及计算软件开发杨志坚，江苏大学，硕士论文。（8）汽车空调系统设计说明书车辆工程系毕业设计(9)汽车空调 陈孟湘，上海：上海交通大学出版社 ，2008.3. (10) 汽车空调技术方贵银,李辉 ,北京：机械工业出版社,2002.1.(11)汽车空调换热器特点及应用发展研究，制冷与空调唐连伟、何雅玲,第5卷6期 （12）汽车空调原理、结构、安装、维修 陈孟湘，新世纪版，上海交通大学出版社，2001