【正文】 其中：Qc—冷凝器散熱量 Qe—系統(tǒng)熱負荷m—負荷系數(shù)，一般家用空調(diào)器選用m=，因為汽車空調(diào)上的冷凝器工 作條惡劣，通常選用m=。在此選用m=.Qc=5446=7624W2）冷凝器的設計計算該設計中制冷劑為R134a的空氣冷卻式冷凝器，換熱量Qc=7624W，冷凝液有5℃過冷，已知壓縮機在te=5℃，tc=℃時，排氣溫度td=℃，空氣進風溫度tal=35℃。在下列計算中用下標“r”表示制冷劑側，下標“a”表示空氣側，下標“1”表 示進口，下標“2”表示出口。(1)確定制冷劑和空氣流量，根據(jù)tc=℃和排氣溫度td=℃，以及冷凝液有5℃過冷，查R134a熱力性質(zhì)表，可得排氣比焓hd=，過冷液體比焓h4/=,于是制冷劑的質(zhì)量流量qm,r為 qm,r= 取進出口空氣溫差ta2ta1=12℃，則空氣的體積流量qv，a為 (2)結構初步規(guī)劃 冷凝器選用平流式結構，多孔扁管截面與百葉窗翅片的結構形式及尺寸如下圖所示：翅片寬度wf=16mm，翅片高度hF=，翅片厚度δF=，翅片間距 pF=，百葉窗間距pL=，百葉窗長度lL=，百葉窗角度αL=27 176。；多孔扁管分六個內(nèi)孔，寬度為2mm，扁管外壁面高度為2mm，寬度wT=16mm，分三個流程，扁管數(shù)目依次為10，6，4。取迎面風速為va=。1) 每米管長扁管內(nèi)表面積Ar為 Ar=2(+2)1036=m2/m=102m2/m2) 每米管長扁管外表面積Ab，a為 Ab,a=2(16+2) 103m2/m=102m2/m3) 每米管長翅片表面積Aa,f為 Af,a=2103161031/()m2/m=4) 每米管長總外表面積Aa為 Aa=Ab,a+Af,a=102+=5) 百葉窗高度hL為 hL=PLtanαL=(tan27176。)mm=6) 扁管內(nèi)孔水力直徑Dh,r為 7) 翅片通道水力直徑Dh,a為 (3)空氣側的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)αa 根據(jù)已知條件，最小截面處風速Va,max為 按空氣進出口溫度的平均值，查取空氣的密度 ρ=,動力粘度μ=106Kg/(),熱導率λ=102W/(),普朗特常數(shù)Pr=，并計算出雷諾數(shù)Re、傳熱因子j、努塞爾數(shù)Nu及空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)αa： (4)制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)αr根據(jù)tc=℃，查R134a飽和狀態(tài)下的熱力性質(zhì)表和熱物理性質(zhì)圖，可以求得：液態(tài)制冷劑的密度： ρ?=。氣態(tài)制冷劑的密度： ρv=。液態(tài)制冷劑的動力粘度系數(shù)： μl=106kg/(ms)液態(tài)制冷劑的熱導率： λl=103W/(mk)液態(tài)制冷劑的普朗特數(shù)： 冷凝器中，由于制冷劑進口過熱而出口過冷，因此計算制冷劑當量之戀流量時，取平均干度?=，于是當量制冷劑質(zhì)量流量qmr,eq為 = 1)第一流程的參數(shù)計算單一內(nèi)孔當量制冷劑質(zhì)量流量為 制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)αr為 汽車空調(diào)系統(tǒng)冷負荷的計算 工況條件確定：夏季室外空氣計算溫度t0=35℃，車廂內(nèi)溫度ti=27℃，轎車正常行駛 速度為Wc=40Km/h，壓縮機正常轉(zhuǎn)速n=1800r/min。 空調(diào)冷負荷計算 太陽輻射及太陽照射的得熱量QT QT=k.(tmti).F (W) 式中: QT—車身外表面得熱量,W。 K—車身圍護結構對室內(nèi)的傳熱系數(shù), W/()。轎車的傳熱系 數(shù)K通過計算得到。并且對于車身不同部分其傳熱系數(shù)不同，計算的具體值見下面的計算。 t0—室外設計計算溫度，℃，t0=35℃。 ti—車廂內(nèi)溫度，℃，ti=27℃。 tm—日照表面的綜合溫度, ℃。 tm=eI/(a+k)+t0 式中：I—太陽輻射強度，W/m2 I=IS+IC IG—太陽直射輻射強度，W/m2，IS=853=992W/m2。 IS—太陽散射強度，W/m2，IG=140=。 e—表面吸收系數(shù)，深色車體取e=，淺色車體取e=。 a —室外空氣與日照表面的對流換熱系數(shù), W/()。 a=(4+12Wc1/2) W/()其中:Wc是汽車行駛速度，本計算采用Wc=40km/h。a=.(4+12)= W/() F—車體的外表面積，m2。 (1)通過車頂?shù)膫鳠崃縌T1車頂?shù)谋砻娣e：F車頂 =車頂傳熱系數(shù)由公式K=[錯誤！未找到引用源。1計算得：K車頂= W/() I=IG+IS=992+= W/m2tm=(+)+35=℃ QT1=() =(2)通過車側面的傳熱量QT2車側面的面積 ： F側面=車側面的傳熱系數(shù)：K側面= W/() I=(IS+IG)/2=(992+)/2= W/m2 tm=(+)+35=℃ QT2=()=(3)通過車地板的傳熱量QT3 車地板由于未受太陽輻射的影響，但由于地面的反射熱和發(fā)動機熱量的影響，使地板的溫度比大氣溫度要高，一般取2～3℃,本計算取t03=35+3=38℃ 車地板的面積： F地板=地板的傳熱系數(shù)： K地板= W/() QT3=KF(t03ti)=(3827)=通過車身壁面的傳熱量QT為： QT=QT1+QT2+QT3=++= 玻璃窗滲入的熱量QB QB=(tbti)+ (W)式中： A—玻璃窗面積，m2。A= K—玻璃的傳熱系數(shù)，K=()。 tb—玻璃的溫度，取車室外溫度。tb=35℃。 ti—車廂內(nèi)的溫度，tI=27℃。 C—玻璃窗的遮陽系數(shù),C=。 μ—非單層玻璃校正系數(shù)，μ=1。 qb—通過單層玻璃的太陽輻射強度， qb=+ W/m2 式中： τG—透過窗玻璃的太陽直射透射率，τG=。 τS—透過窗玻璃的太陽散射透射率，τS=。 qb=+=992+=QB=(tbti)+=(3527)+= 室外空氣帶入的熱量QA (1)新風量負荷QX QX=.(h0hi)式中： n—乘員人數(shù)，n=7。 l0—每人每小時所需要的新鮮空氣量，l0=20m3/h。 ρ—空氣的密度，ρ=。 h0—室外空氣的焓，h0=。 hi—室內(nèi)空氣的焓，hi=。 QX=720/3600()=(2)從門窗縫隙滲入的熱流量比較小，故計算門窗縫滲入的熱流量歸到新風量負荷中。 發(fā)動機室傳入車室內(nèi)的熱量QE QE=.(tEti)式中: KE—傳熱系數(shù)，KE =()。 FE—發(fā)動機室散熱與車室內(nèi)壁面可傳熱的壁面積，m2。 FE=。 tE—發(fā)動機室的溫度，一般比室外空氣溫度高20℃取tE=55℃ QE= .(tEti)=(5527)=人體散發(fā)的熱量QP QP=Qs+ (w)式中： n—乘員人數(shù), n=4。 n0—群集系數(shù)， q—人體所散發(fā)的熱量，司機人體散熱量q=175W，乘員人體散熱量q=116W QP=1175+611 6=車廂內(nèi)其他熱源的熱流量Qq車廂內(nèi)其他熱源主要包括儀器、設備、照明等，這類設備可依據(jù)熱源的額定功率、機器設備的效率、使用周期、負荷系數(shù)等因素確定。假如白天不需要開燈照明，可不計算照明燈的熱流量。驅(qū)動風機的電動機的熱流量Qm Qm=1000(1η)WmT2/24 式中： η—電動機的效率，直聯(lián)η=1。 Wm—電動機的功率。 T2每晝夜風機工作的時間。 Qm較小,由于無電機功率, 故該項沒有計算。總的冷負荷Qg為： Qg=QT+QB+QA+QE+QP+Qm =++1774+++0 =空調(diào)冷負荷的確定為了安全起見，取修正系數(shù)K=，從而實際冷負荷為： Qs=== 故可取機組制冷量為5446W。 空調(diào)系統(tǒng)其他零部件的設計選配1)熱力膨脹閥的設計選型計算該設計中，空調(diào)系統(tǒng)采用R134a作制冷劑，蒸發(fā)器采用多流程供液，蒸發(fā)溫度te=5℃，蒸發(fā)壓力Pe=，冷凝溫度tc=℃，冷凝壓力Pc=1700kPa，閥前制冷劑液體溫度t1=℃，液體過冷度Δtsc=5℃，蒸發(fā)器負荷為Qe,s=.根據(jù)t0=te=5℃，查制冷劑的熱力性質(zhì)表，可得在該溫度下制冷劑飽和蒸汽比焓ho=,以及在該溫度下制冷劑飽和液體的比焓h6=,根據(jù)t0=5℃，t1=to+Δtsh=10℃，查制冷劑的熱力性質(zhì)圖和表，可得蒸發(fā)器出口制冷劑過熱蒸汽比焓h1=。根據(jù)t4/=tcΔtsc==℃,查制冷劑的熱力性質(zhì)圖和表，可得蒸發(fā)器進口制冷劑濕蒸汽的比焓h5/=h4/=。 在該額定空調(diào)工況下，系統(tǒng)的單位質(zhì)量制冷量qe,s為 系統(tǒng)中，制冷劑的單位質(zhì)量流量qm,s為 在同一工況下，流過熱力膨脹閥的制冷劑質(zhì)量流量，應當?shù)扔诨蛏源笥谙到y(tǒng)中中冷機的質(zhì)量流量，即qr,TXV=qm,s=。由于閥前制冷劑液體溫度t4/=℃, 蒸發(fā)溫度te=5℃，與熱力膨脹閥的標準額定條件相同，則取K=,TXV為 根據(jù)容量Qe,TXV查熱力膨脹閥的技術手冊，選擇型號為QKFL的熱力膨脹閥，其主要參數(shù)為容量Qe,TXV=，平衡方式為外平衡式，接管密封形式O型圈，外形尺寸(mm)506539