电动空调匹配计算书.docx

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1、电动空调匹配计算书版本换版/修订记录编制/修订人批准人生效日期前 言根据已有电动空调系统设计规，计算空调系统各项性能参数，保证空调系统能正常运行，符合克制使用要求并且经济、可靠。本标准由产品开发技术中心提出，综合管理部归口。本标准主要起草人： 本标准审核人： 本标准批准人：1 概述随着新能源电动汽车技术的不断进步，电动汽车产业化的趋势越来越明显。作为未来主要潜在车型，电动汽车也需要为驾乘人员提供舒适的环境，并且拥有一套节能高效的电动空调系统对电动汽车开拓市场也是至关重要的。本设计包括：冷热负荷计算，电动压缩机选型计算，蒸发器、冷凝器、膨胀阀选型设计。2 电动空调匹配计算122.12.1 热负荷

2、计算N800系列驾驶室按尺寸定义共有5个规格，空调系统制冷性能的需求可按最大驾驶室容积计算，也可按产量最大的驾驶室容积计算。因目前没有明确的要求，暂按最大驾驶室容积计算空调系统制冷性能的需求。2.1.1 参数确定综合考虑夏季的高温酷暑和汽车空调系统经常使用环境，结合有关资料，确定计N800中体双排的车外边界条件如下：空气流速v：v=2m/s日照强度：I水平=1000W/ m2 I垂直=160W/ m2 I散=40W/ m2图1 中体双排车车长图2 中体双排车车宽图3 中体双排车车高车长2.00m，车宽1.59m，驾驶室高1.38m如下图 2.1.2 车外综合温度计算由于太阳辐射的影响，车身外表

3、温度比环境温度高许多，为简化这局部热负荷计算，引入车外综合温度的概念，由于车顶和车侧的日照强度和热传导系数不一样，因此，车顶和车侧的综合温度也不一样，其中：车顶综合温度：tc顶=I顶/2+K顶+t2车侧综合温度：tc侧=I侧/2+K侧+t2式中：车外外表吸收系数，取0.9； I顶：车顶太阳辐射强度，I顶= I水平=1000W/ m2；I侧：车侧太阳辐射强度，I侧= I垂直+ I散/2=160+40/2=100W/ m2；2：车外空气与车外表的对流放热系数，取经历值： 2 =33.48W/m2K顶：车顶传热系数；K侧：车侧传热系数；t2：环境温度38。壁面传热根本公式：Q=KFt式中：K：传热系

4、数；F：传热面积；t：温差。为简化计算，车身各局部按多层均匀平壁考虑，根据传热学理论，有： K=1/(1/1)+i/i+ (1/2)式中：1：车外表的对流放热系数，按自然循环考虑，其值取15 W/m2i：各层材料的厚度；i：各层材料的传热系数。车顶和车侧的传热系数计算见表1表中与车体结构相关的参数为参考其它车型的估算值。表1 车顶和车侧传热系数车顶车侧结构层构成钢板空气间隙隔热硬顶钢板空气间隙饰板单一结构层厚度imm0.71550.7253单一结构层导热系数iW/m251.630.1630.0651.630.1630.18i/im2/W0.1750.1701/1m2/W1/151/151/2m

5、2/W1/33.481/33.48传热系数K W/m23.683.75由此可得：车顶综合温度：tc顶=I顶/2+K顶+t2=0.91000/33.48+3.68+38=62.22车侧综合温度：tc侧=I侧/2+K侧+t2=0.9100/33.48+3.75+38=40.42车地综合温度：tc地按41计算2.1.3 热负荷计算1) 通过车顶传入车热负荷Q顶车顶面积约为3.2m2，那么：Q顶= K顶F顶 tc顶- t1=3.683.262.22-25=438.30W2) 通过车侧传入车的热负荷Q侧车侧面积约为7.7m2，那么：Q侧= K侧F侧 tc侧- t1=3.757.740.42-25=455

6、.25W3) 通过地板传入车的热负荷Q发地板的传热系数约为：4.02W/m2，面积约为1.7 m2，温度约为75，那么：Q发=4.021.775-25=341.7W4) 通过窗玻璃传入车的热负荷Q玻车窗玻璃面积见表2：图4 车体玻璃的面积1红色区域图5 车体玻璃的面积2红色区域表2 车窗玻璃面积m2全面积前窗约3.4约1.0图6 前玻璃的垂直投影红色区域图7 前玻璃的水平投影红色区域其中前窗挡风玻璃并非垂直安装，其垂直方向投影面积约为0.2 m2，水平方向投影面积约为0.9m2。玻璃传热系数为：K玻=11.5W/m2那么由于车外温差而形成的热负荷为：Q玻1=11.53.438-25=508.3

7、0W又太阳总辐射量为：U= I侧3.4-1.0+0.2+ I水平0.9 =1002.6+10000.9 =1160W那么由于太阳辐射而形成的热负荷为：Q玻2=+1/2US式中：太阳辐射透过玻璃的透入系数，取=0.84；：玻璃对太阳辐射热的吸收系数，取=0.08；S ：遮阳修正系数，取S=1.0。Q玻2=0.84+0.0815/33.4811601.0=1015.97W总热负荷: Q玻= Q玻1+ Q玻2=508.3+1015.97=1524.27W5) 乘员热负荷Q人乘员全热：108W司机全热：175W总热量：Q人=0.896108+175=751.72W车电机与照明灯等的热负荷Q附暖风机电机

8、转换为热量的功率约为40W，收放机功率约为7W，照明灯等功率约为5W。那么：Q附=40+7+5=52W6) 总热负荷：Q总= Q顶+Q侧+Q发+ Q玻+Q人 +Q附=3565.24W取整：Q总=3560W7) 制热负荷冬季车外温度低于车，热量会通过车身、车窗等传到车外。忽略人体、电器散发热量。Q热= Q顶+Q侧+Q发+ Q玻=2761.52W取整： Q热=2760W8) 结论通过以上计算分析，总热负荷为3560W。所以N800电动空调系统的制冷性能应不小于3560W。同时上述分析尚有一些影响空调系统制冷性能的因素没有考虑，诸如整车密封性能、隔热措施的采用、室新风吸入量等。需要对样车或相关类似车

9、型的空调系统进展详细的分析和测试，再结合理论分析和整车其它的限制因素，最终确定一个优化的系统制冷参数，进而确定系统各个部件的参数。同时，由于不同车型窄体单排、中体双排、宽体排半等对空调制冷能力的需求也有所不同，对于这种情况，通常的做法是采用可变频一体式压缩机，而不改变空调系统的其它部件来到达空调系统与整车的匹配。制热负荷为2760W，电动空调采暖和除霜采用PTC电加热，PTC能根据车温度、风量自动调节发热量，制热负荷小于制冷负荷，只需根据需要选择适合的产品即可。2.2 电动压缩机选型计算2.2.1 压缩机结构形式汽车空调压缩机是汽车空调系统的心脏，其作用是将来自于蒸发器的低温、低压的制冷剂气体

10、压缩成高温、高压的气体，并将其送入冷凝器中，以保证制冷循环的正常进展。压缩机性能的好坏与空调系统的能量消耗、噪声大小和运转可靠性都有直接关系。电动汽车对车上辅助设备的能量消耗有严格的要求，因此在电动汽车上所使用的空调压缩机应具有较高的工作效率，使其在满足使用要求的情况下，能量消耗降到最低。从汽车空调开展趋势来看，涡旋式压缩机将是未来汽车空调的主要机型，其原理是利用动、静涡旋片的相对公转运动形成闭死容积的连续变化，实现压缩制冷工质的目的。涡旋式压缩机具有以下优点：1) 效率高。涡旋压缩机没有吸、排气阀与余隙容积，气体可以通畅的吸入并能被完全排出，容积效率高。同时，动旋片上的所有点都以很小半径作同

11、步转动，摩擦损失小。同活塞式压缩机相比较，其效率约高10%15%。2) 运转平稳。多腔室连续工作，数个不同相位的工作循环同时进展，气流脉动小, 扭矩变化均匀。3) 没有吸、排气阀，运转可靠，寿命长，且特别适应于变速运转。4) 转动惯量小，涡旋的结构型式使压缩机可以实现高速旋转，最高转速可达 13000rpm左右，因此，涡旋式压缩机体积小、重量轻。5) 由于吸气过程几乎连续进展，振动噪声低。2.2.2 压缩机驱动电机结构形式 为了最大限度地降低制冷剂的泄漏量，电动空调压缩机往往会做成不可拆卸的全封闭系统，这给电机的保养和维修带来了麻烦，传统的直流电动机，因其工作离不开换向器和碳刷，转动的换向器和

12、碳刷始终处于接触的摩擦状态，很容易磨损，需经常保养维护，故不能釆用。另一方面，为了提高空调系统的工作品质并降低其能量消耗，电动压缩机的驱动电机应具有良好的调速性能，基于不同的调速原理，三相异步电动机和无刷直流电动机都能满足这一要求，但比较这两种电机，由于无刷直流电机转子是永磁的，不用供应电流，没有激磁损耗，效率更高。同时，其还具有体积小、重量轻、振动噪声低、无电磁干扰与控制系统简单等优点，因此在电动空调系统上的应用具有更广阔的前景。2.2.3 空调制冷剂热力循环压焓图对于汽车空调制冷系统，由前面计算得到的空调制冷负荷，从空调制冷原理出发,结合空调制冷系统热力循环图，就可以计算得到电动压缩机功率

13、、冷凝器换热量等空调制冷系统匹配参数。电动汽车空调制冷系统制冷剂的压焓图如图8所示。空调的制冷循环，主要由以下四个过程组成：图8 空调制冷过程压-焓图1) 压缩过程 低温低压的制冷剂气体被压缩机吸入，并压缩成高温高压的制冷剂气体。这一过程是以消耗机械功作为补偿，压缩增压，以便气体液化。在图8中用线段1-2表示。2) 冷凝过程 制冷剂气体由压缩机排出后进入冷凝器。这一过程在压力和温度不变得情况下，制冷剂由气态逐渐向液态转变。用线段2-3-4表示。3) 节流膨胀过程高温高压的制冷剂液体经膨胀阀节流降温降压后进入蒸发器。该过程的作用是制冷剂降温降压、调节流量、控制制冷能力。用线段4-5表示。4) 蒸

14、发过程 制冷剂液体经膨胀阀降温降压后进入蒸发器，吸热制冷后从蒸发器出口被压缩机吸入。此过程的特点是在压力不变的情况下，制冷剂由液态变为气态。用线段5-0表示。过程0-1为在蒸发器和压缩机之间，产生吸气过热的阶段，是通过回热循环，利用节流前的制冷剂液体来加热回到压缩机的气体，从而产生液体过冷和吸气过热两种结果。液体过冷可以防止因节流损失使少量制冷剂蒸发而产生的闪气现象。吸气过热可防止液滴被带入压缩机气缸，从而防止气缸中的液击。过程l-2s为等熵过程，是理论上的压缩机绝热变化过程，但实际上，压缩过程不是完全的绝热过程，其绝热指数也是不断变化的。因此，压缩机的实际工作过程为1-2，状态点2的焓值可用

15、下式进展计算：h2=（h2sh1）i+h1式中：h1压缩机进气口的制冷剂焓值，kJ/kg；h2、h2s压缩机排除制冷剂的实际、理论焓值，kJ/kg； i压缩的指示效率。2.2.4 热力循环状态参数确实定1) 工况条件确定参考传统汽车空调系统计算工况，结合纯电动客车空调实际使用条件，确定空调系统计算工况为：制冷剂为R134a，冷凝温度tk=55，蒸发温度te=0，过冷温度t4=53，吸气温度t1=5。2) 热力循环参数确定根据所选定的空调工况，就可以得出制冷系统压焓图的各状态点参数，如表3所示。表2 各循环状态参数状态号参数单位数值1tlC5v1m3/kg0.07093h1kJ/kg402.18

16、2t2C73.6h2kJ/kg449.032st2sC62.6h2skJ/kg435.914t4C53h4kJ/kg275.65h5kJ/kg275.6x5-0t0C0h0kJ/kg397.092.2.5 空调系统热力循环的计算根据所确定的空调系统各循环状态点的参数，就可以计算所需压缩机与热交换器的一些根本性能参数。1) 单位制冷量：q0=h0h4由此可得：q0=h0h4=397.09275.6=121.49kJ/kg2) 单位冷凝量：qk=h2h4由此可得：qk=h2h4=449.03275.6=173.43kJ/kg3) 制冷剂循环量：G=Q/q0（Q制冷负荷）由此可得：G=Qq0=356

17、0121.49=29.34) 冷凝器热负荷：Qk=Gqk由此可得：Qk=Gqk=29.3173.43=5081.5W5) 单位压缩功：W=h2h1由此可得：W=h2h1=449.03420.18=46.85kJ/kg6) 压缩机压缩功：N=WG由此可得：N=WG=46.8529.3=1372.7W7) 压缩机轴功率：Ne=N/m其中m压缩机机械效率一般选取0.92。由此可得：Ne=Nm=1372.70.92=1492W8) 制冷系数COP：=Q/Ne由此可得：=QNe=35601492=2.399) 压缩机排量：Vh=60103Qvinq0其中输气系数，涡旋压缩机一般取0.80.95，vi压缩

18、机吸气口处制冷剂蒸气比体积；压缩机转速，rpm。由上式可以看出，当制冷量Q确定后，压缩机的排量Vh仅与其转速n有关，两者成反比。10) 结论根据以上公式可以确定在特定工况下，电动压缩机排量、轴功率、冷凝器热负荷等性能参数。值得注意的是，由于制冷负荷是随着时间不断变化的，因此在选取作为匹配电动压缩机功率的制冷负荷值时，应充分考虑空调系统的实际使用状况，使电动压缩机能够经常工作在高效率区。通常情况下，在一天中最热的中午到下午的时段，空调的使用频率较高，这一时段，空调的制冷负荷虽有波动，但变化不大。电机功率、冷凝器热负荷与压缩机转速无关，只与制冷负荷有关。在制冷负荷一定时，压缩机排量随着转速的增加而

19、减小，对于电动压缩机，由于其转速不受发动机转速的限制，可以自由调整，因此可适当提高压缩机转速来减小压缩机排量，进而减小压缩机尺寸和转动惯量，提高压缩机效率并降低振动噪声。另一方面，在取定压缩机排量后，当所需制冷负荷减少时，可通过调节压缩机转速，来减小制冷剂循环量和压缩机轴功率，降低能量的消耗。2.3 电加热系统选型釆用PTC电辅加热，是目前解决空调冬季釆暖比较普遍的做法。PTC加热瓷新材料具有恒温加热、无明火、热转换率高、受电源电压影响极小、自然寿命长等传统发热元件无法比较的优势。图9为PTC热敏元件的电阻值随温度的变化曲线，PTC热敏电阻是一种典型的具有温度敏感性的半导体电阻，当超过一定的温

20、度居里温度时，它的电阻值随着温度的升高呈阶跃性的增高。图9 PTC热敏电阻阻值变化曲线电流通过PTC热敏元件后引起温度升高，即发热体的温度上升，当超过居里温度后，电阻增加，从而限制电流增加，而后电流的下降又导致元件温度降低，电阻值随之减小，电路电流又增加，元件温度再升高，周而复始。因此PTC热敏元件即具有使温度保持在特定围的功能，又起到开关作用。它的一大突出特点在于平安性能上，即使遇到风机故障停转时，PTC加热器因得不到充分散热，其功率会自动急剧下降，此时加热器的外表温度维持在居里温度左右一般为250上下，从而不致产生如电热管类加热器的外表“发红现象。此外，当外界温度降低时，PTC的电阻值随之

21、减小，发热量反而会相应增加，依据此原理，采用了PTC电辅热技术的空调，能够自动根据车温度的变化以与风机风量的大小而改变发热量，从而恰到好处地调节车温度，到达迅速、强劲制热的目的。PTC电加热器结构如图10所示，可用于汽车室的取暖和除霜，根据需要将多组电加热器并联安装在汽车空调风箱，设计的一个重要问题就是如何将PTC产生的热量与时取走，这取决于风机和风道的设计。风机可采用轴流式风扇、离心式风扇等，根本要：使作用到整个PTC发热器迎风面上的风速均匀，充分发挥PTC元件的发热能力；风速要合理，PTC发热器的消耗功率和出口风温与风速密切相关，风速增加,发热量增大。另外要有与之配合良好的风道设计。图10

22、 PTC热风加热器示意图2.4 换热器型式选择与计算电动汽车空调系统的换热器均可沿用传统汽车的结构型式，根据汽车的布置要求和使用工况进展设计，尽量釆用热交换效率高的冷凝器和蒸发器，降低能量消耗。2.4.1 蒸发器型式选择与计算蒸发器的作用是将经过节流降压后的液态制冷剂在蒸发器沸腾汽化，吸收蒸发器外表的周围空气的热量使其降温。汽车空调蒸发器有管片式、管带式、层叠式三种结构。管片式蒸发器一般由铜或铝质圆管套上铝翅片组成，经膨胀工艺使铝翅片与圆管严密相接触，其结构简单、加工方便，但换热效率较低。管带式蒸发器由多孔扁管与蛇形散热铝带焊接而成，工艺比管片式复杂，需釆用双面复合铝材与多孔扁管材料，该蒸发器

23、换热效率比管片式高10%左右。层叠式蒸发器由两片冲成复杂形状的铝板叠在一起组成制冷剂通道，每两片通道之间夹有蛇形散热铝带，该类型蒸发器也需要双面复合铝材，并且焊接要求高，因此加工难度较大。但是其换热效率也最高，结构也最紧凑。采用新型制冷剂R134a的汽车空调就应用这种层叠式蒸发器。蒸发器计算主要是根据制冷量大小，在规定工况下，计算出蒸发器所需面积。蒸发器传热计算公式为：Q=KFtm式中 Q蒸发器产冷量，单位为kW； K蒸发器的传热系数，单位为kW/m2; F蒸发器空气侧的传热面积，单位为m2； tm沿气流方向蒸发器外表与空气流之间的对数平均温差，对数平均温差可按下式计算：tm=t1t2lnt1

24、t0t2t0式中 t1蒸发器进口空气温度，单位为； t2蒸发器进口空气温度，单位为； t0蒸发温度，单位为；蒸发器传热系数K值取决于蒸发器材料的导数系数与结构。常见的蒸发器结构中，管带式K值比管片式较高。计算出蒸发器所需的换热面积，还要确定迎风面积与排深的比例关系。在不增加风阻的条件下，可减少迎风面积，增加排深。2.4.2 冷凝器型式选择与计算冷凝器的作用是把压缩机排出的高温、高压制冷剂气体在冷凝器中液化为高温高压的液体，而将相变产生的热量散发给周围的空气。汽车空调冷凝器有管片式、管带式与平行流式三种结构形式，其中平行流式冷凝器也是一种管带式结构，是为了适应新工质R134a而研制的新型的冷凝器

25、，它将管带式的一条扁管变成在两条集流管间用多条扁管相连的结构型式。由于进入冷凝器时制冷剂是气态，比容大，需要的通径大；而出冷凝器时己完全变成液态，比容小，只需要较小的通径。因此，平行流式冷凝器将几条扁管隔成一组，进入处管道很多，然后逐渐减少每组管道数，实现了冷凝器制冷剂温度与流量的均匀分配，使冷凝器的有效容积得到充分的利用，提高了换热效率，降低了制冷剂在冷凝器中的压力损耗，这样就可以减少压缩机功耗。平行流式冷凝器被广泛应用于汽车空调系统中。冷凝器散出的热量，不仅包含蒸发器所吸收的热量，还有由压缩机的功耗转化而来的热量。因此，系统的散热要大于系统的吸热。不过两者之间有一个大致的比例关系，即冷凝器

26、的散热量约等于蒸发器吸热量的1.25倍。根据设计工况，可以依据蒸发器的设计方法，选择冷凝器的结构形式，计算出所需的换热面积。目前，冷凝器的结构大都与蒸发器一样。为充分利用行车风，冷凝器的迎风面积应尽量设计的大些，而排深那么较小。考虑到在烈日下的交通堵塞情况，所以不能完全靠行车风，还需要风扇冷却。2.5 节流膨胀阀型式选择由于传统的热力膨胀阀存在对过热度响应滞后，制冷剂流量调节围小等缺点，不适用于能量调节系统，因此电动变频空调系统一般釆用电子膨胀阀对制冷剂进展节流降压和流量控制，电子膨胀法不但具有流量调节围宽的优点，而且能够实现精细调节和快速响应，使蒸发器和冷凝器的换热效率得到充分发挥，非常适合具有能量调节功能的系统。电子膨胀阀由检测、控制和执行三局部构成。检测机构将检测到的蒸发器出口温度和出口压力，以与压缩机的排气压力信号送入控制器中，与设定值相比，经PID调节后输出信号使电动机正转或反转，从而实现对制冷系统中工质流量的精细控制。蒸发器出口温度、压力决定了蒸发器的过热度，排气压力信号用于控制电子膨胀阀开度以防止高压超过规定的围，保持机组连续运转。通过电动压缩机变频能量调节和电子膨胀阀配合进展变负荷工况能量控制，可以实现空调系统高效工作的目标