汽車自動空調系統畢業(yè)設計

1、<p><b>　　1 緒論</b></p><p><b>　　1.1 引言</b></p><p>　　汽車空調的普及，是提高汽車競爭能力的重要手段之一。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展和人們物質生活水平的提高，人們對舒適性，可靠性，安全性的要求愈來愈高。國內近年來，汽車生產廠家越來越多，產量越來越大，大量中高檔車需要安裝空調。因此，對汽車空調

2、的研究開發(fā)特別重要。</p><p>　　1.2 汽車空調器發(fā)展的歷史、現況與發(fā)展趨向</p><p>　　汽車工業(yè)是我國的支柱產業(yè)之一，其發(fā)展必然會帶動汽車空調產業(yè)的發(fā)展。汽車空調作為空調技術在汽車上的應用，它能創(chuàng)造車室內熱微環(huán)境的舒適性，保持車室內空氣溫度、濕度、流速、潔凈度、噪聲和余壓等在熱舒適的標準范圍內，不僅有利于保護司乘人員的身心健康，提高其工作效率和生活質量，而且還對增加汽車

3、行始安全性具有積極作用。 就世界上汽車空調技術發(fā)展的歷史來看，其發(fā)展的速度也是驚人的。1927年就誕生了較為簡單的汽車空調裝置，它只承擔冬季向乘員供暖和為擋風玻璃除霜的任務。直到1940年，由美國Packard公司生產出第一臺裝有制冷機的轎車。1954年才真正將第一臺冷暖一體化整體式設備安裝在美國Nash牌小汽車上。1964年，在Cadillac轎車中出現了第一臺自動控溫的汽車空調。1979年，美國和日本共同推出了用微機控制的空

4、調系統，實現了數字顯示和最佳控制，標志著汽車空調已進入生產第四代產品的階段。汽車空調技術發(fā)展至今，其功能已日趨完善，能對車室進行制冷，采暖，通風換氣，除霜(霧)，空氣凈化等。我國空調產業(yè)發(fā)長速度雖然較快，但是目前國內車用空調系統生產基本上仍是處于引進技術與開發(fā)、研究并舉的階段</p><p>　　從目前發(fā)展情況來看, 渦旋式壓縮機將是我國未來汽車空調的主要機型。由于這種壓縮機無吸、排氣閥,因此, 工作可靠、壽命長

5、, 容積效率一般比滾動活塞式提高左右, 吸排氣連續(xù)、氣流脈動小, 運轉平穩(wěn)、且扭矩變化均勻, 最高轉速可達左右, 體積比往復式小, 重量比往復式輕, 絕熱效率提高。但渦旋式壓縮機在機械加工工藝方面難度較大, 須用專門的精密數控加工設備, 目前國內正著手研制這種新機型。換熱器性能的優(yōu)劣, 對汽車空調節(jié)能極為重要。由于汽車空調趨向小型化, 因而也要求換熱器向體積小、重量輕的高效小型化發(fā)展。為此, 汽車空調換熱器應從這幾方面進行改進冷凝器將采

6、用平流式冷凝器,它改變了傳統的制冷劑單通方式。其換熱能力比管帶式冷凝器強, 使冷凝溫度和壓力降低, 同時系統的排氣壓力和輸人功率也隨之降低。蒸發(fā)器采用層流式, 它類似于板式蒸發(fā)器, 制冷劑在很小的傳熱板間流動。其換熱效率比管帶式提高左右, 是將來最有前途的蒸發(fā)器型式。散熱翅片將采用超級條縫片, 超級條縫片與平片相比, 其換熱效果將會提1-2倍左右。 </p><p>　　1.3 課題的提出及主要研究方法</

7、p><p>　　該課題的提出主要是因為個人畢業(yè)后的就業(yè)，考慮到畢業(yè)后要從事汽車方面的研究，并且自己所學專業(yè)在這方面主要是汽車電子方面方面的知識，所以綜合慮后便定下來這個課題。該課題的主要研究方法是通過對的歸納。</p><p>　　總結主要設計空調零件系統總成，安裝位置示意圖，自動空調系統線路圖，自動空調系統控制電路圖。</p><p>　　2 自動空調的整體設計&l

8、t;/p><p>　　2.1 汽車空調元器件系統總成</p><p>　　2.1.1 空調系統的組成</p><p>　　1、空調系統的組成：汽車空調一般主要由壓縮機、電控離合器、冷凝器、蒸發(fā)器、膨脹閥、儲液干燥器、管道（分高壓管路、低壓管路。）、冷凝風扇等組成。</p><p>　?。?）電磁離合器：在非獨立式汽車空調制冷系統中，壓縮機是由汽車

9、主發(fā)動機驅動的。在需要時接通或切斷發(fā)動機與壓縮機之間的動力傳遞。另外，當壓縮機過載時，它還能起到一定的保護作用。因此，通過控制電磁離合器的結合與分離，就可接通與斷開壓縮機。當空調開關接通時，電流通過電磁離合器的電磁線圈，電磁線圈產生電磁吸力，使壓縮機的壓力板與皮帶輪結合，將發(fā)動機的扭矩傳遞給壓縮機主軸，使壓縮機主軸旋轉。當斷開空調開關時，電磁線圈的吸力消失。在彈簧作用下，壓力板和皮帶輪脫離，壓縮機便停止工作。</p>&l

10、t;p>　?。?）壓縮機：作用是使制冷劑完成從氣態(tài)到液態(tài)的轉變過程，達到制冷劑散熱凝露的目的。同時在整個空調系統，壓縮機還是管路內介質運轉的壓力源，沒有它，系統不僅不制冷而且還失去了運行的動力。 本次使用的是葉片式壓縮機。</p><p>　　用于汽車制冷系統的壓縮機按運動型式可分為：往復活塞式、曲軸連桿式、徑向活塞式、軸向活塞式、翹板式、斜板式、旋轉、旋葉式、圓形汽缸、橢圓形汽缸、轉子式、滾動活塞式、三角

11、轉子式、螺桿式、渦旋式。1）曲軸連桿式壓縮機：它是一種應用較為廣泛的制冷壓縮機。壓縮機的活塞在汽缸內不斷地運動，改變了汽缸的容積，從而在制冷系統中起到了壓縮和輸送制冷劑的作用。壓縮機的工作，可分為壓縮、排氣、膨脹、吸氣等四個過程 2) 斜板式壓縮機：它的潤滑方式有兩種，一種是采用強制潤滑，用由主軸驅動的油泵供油到各潤滑部位及軸封處。主要用于豪華型轎車或小型客車較大制冷量的壓縮機。另一種是采用飛濺潤滑，我國上海內燃機油泵廠生產的斜板式壓縮

12、機即是采用飛濺潤滑。斜板式壓縮機結構緊湊，效率高，性能可靠，因而適用于汽車空調。旋葉式壓縮機：由于旋轉葉片式壓縮機的體積和重量可以做到很小 ，易于在狹小的發(fā)動機艙內進行布置 ，加之噪聲和振動小以及容積效率高等優(yōu)點 ，在汽車空調系統中也得到了一定的應用 。但是旋轉葉片式壓縮機對加工精度要求很高 ，制造成本較高 。4)滾動活塞式壓縮機：滾動活塞式壓縮機具有質量小、體積小、零部件少、效率高、可靠性</p><p>　　

13、（3）冷凝器：汽車空調制冷系統中的冷凝器是一種由管子與散熱片組合起來的熱交換器。其作用是：將壓縮機排出的高溫、高壓制冷劑蒸氣進行冷卻，使其凝結為高壓制冷劑液體。汽車空調系統冷凝器均采用風冷式結構，其冷凝原理是：讓外界空氣強制通過冷凝器的散熱片，將高溫的制冷劑蒸氣的熱量帶走，使之成為液態(tài)制冷劑。制冷劑蒸氣所放出的熱量，被周圍空氣帶走，排到大氣中。汽車空調系統冷凝器的結構形式主要有管片式、管帶式和鱔片式三種。1) 管帶式它是由多孔扁管與S形

14、散熱帶焊接而成。管帶式冷凝器的散熱效果比管片式冷凝器好一些(一般可高10%左右〉，但工藝復雜，焊接難度大，且材料要求高。一般用在小型汽車的制冷裝置上。2) 鱔片式它是在扁平的多通管道表面直接銳出鱔片狀散熱片，然后裝配成冷凝器，如圖 13所示。由于散熱鱔片與管子為一個整體，因而不存在接觸熱阻，故散熱性能好；另外，管、片之間無需復雜的焊接工藝，加工性好，節(jié)省材料，而且抗振性也特別好。所以，是目前較先進的汽車空調冷凝器。</p>

15、<p>　?。?）蒸發(fā)器：也是一種熱交換器，也稱冷卻器，是制冷循環(huán)中獲得冷氣的直接器件。其作用是將來自熱力膨脹閥的低溫、低壓液態(tài)制冷劑在其管道中蒸發(fā)，使蒸發(fā)器和周圍空氣的溫度降低。同時對空氣起減濕作用。</p><p>　?。?）膨脹閥：膨脹閥也稱節(jié)流閥，是組成汽車空調制冷系統的主要部件，安裝在蒸發(fā)器入口處，是汽車空調制冷系統的高壓與低壓的分界點。其功用是：把來自儲液干燥器的高壓液態(tài)制冷劑節(jié)流減壓，調

16、節(jié)和控制進入蒸發(fā)器中的液態(tài)制冷劑量，使之適應制冷負荷的變化，同時可防止壓縮機發(fā)生液擊現象(即未蒸發(fā)的液態(tài)制冷劑進入壓縮機后被壓縮，極易引起壓縮機閥片的損壞)和蒸發(fā)器出口蒸氣異常過熱。 </p><p><b>　?。?）儲液干燥器</b></p><p>　　儲液干燥器簡稱儲液器。安裝在冷凝器和膨脹閥之間，其作用是臨時儲存從冷凝器流出的液態(tài)制冷劑，以便制冷負荷變動和系

17、統中有微漏時，能及時補充和調整供給熱力膨脹閥的液態(tài)制冷劑量，以保證制冷劑流動的連續(xù)和穩(wěn)定性。同時，可防止過多的液態(tài)制冷劑儲存在冷凝器里，使冷凝器的傳熱面積減少而使散熱效率降低。而且，還可濾除制冷劑中的雜質，吸收制冷劑中的水分，以防止制冷系統管路臟堵和冰塞，保護設備部件不受侵蝕，從而保證制冷系統的正常工作。儲液器出口端旁邊裝有一只安全熔塞，也稱易熔螺塞，它是制冷系統的一種安全保護裝置。其中心有一軸向通孔，孔內裝填有焊錫之類的易熔材料，這些

18、易熔材料的熔點一般為85℃-95℃。</p><p>　?。?）風機： 汽車空調制冷系統采用的風機，大部分是靠電機帶動的氣體輸送機械，它對空氣進行較小的增壓，以便將冷空氣送到所需要的車室內，或將冷凝器四周的熱空氣吹到車外，因而風機在空調制冷系統中是十分重要的設備。風機按其氣體流向與風機主軸的相互關系，可分為離心式風機和軸流式風機兩種。</p><p>　　2、空調系統的工作過程：壓縮機運轉

19、時，將蒸發(fā)器內產生的低溫低壓制冷劑蒸氣吸入并壓縮后，在高溫高壓（約700C，1471KPa）的狀況下排出。這些氣態(tài)蒸氣流入冷凝器，并在此受到散熱和冷卻風扇的作用強制冷卻到500C 左右。這時，制冷劑由氣態(tài)變?yōu)橐簯B(tài)。被液化了的制冷劑，進入干燥器，除去了水和雜質后，流入膨脹閥。高壓的液態(tài)制冷劑從膨脹閥的小空流出，變?yōu)榈蛪红F狀后流入蒸發(fā)器。霧狀制冷劑在蒸發(fā)器內吸熱汽化變?yōu)闅鈶B(tài)制冷劑，從而使蒸發(fā)器表面溫度下降。從送風機出來的空氣，不斷流過蒸發(fā)器

20、表面，被冷卻后送進車廂內降溫。氣態(tài)制冷劑通過蒸發(fā)器后又重新被壓縮機吸入，這樣反復循環(huán)即可達到制冷目的。 </p><p>　　3、汽車空調主要功能包括以下4大部分: 制冷、制熱、通風、除濕</p><p>　　制冷系統原理：汽車空調的壓縮機依靠汽車發(fā)動機的動力提供,汽車在怠速狀態(tài)下打開空調制冷怠速會明顯增大,油耗也會相應的增加,油耗增加的大小與環(huán)境溫度有最直接的關系,環(huán)境溫度高

21、制冷劑膨脹的壓力大,發(fā)動機驅動空調的消耗也相應加大,環(huán)境溫度低油耗相應減少。</p><p>　　制熱系統原理：汽車空調制熱與壓縮機沒有絲毫關系,制熱的熱源不是空調本身獲取的,是由汽車的散熱水箱（中控臺下面的暖風機總成內的副水箱）提供,早晨在熱車前空調吹出來的是冷風,待熱車后空調熱風源源不斷的送出來,制熱本身基本沒有能量消耗,是利用汽車的余熱完成的.但在冬季，為了提升水溫，加大噴油量，也使耗油量增加。但是只是在啟

22、動初期，等發(fā)動機運轉正常，就是利用發(fā)動機的散熱來供暖了。（而有的柴油車由于水溫上升慢，為了一發(fā)動車就能享受到暖風，所以在暖風機里面加有電熱絲）。</p><p>　　通風：通風分為內循環(huán)和外循環(huán), 使用內循環(huán)時車內空氣基本不與外界交流,使用外循環(huán)時位于擋風玻璃下的新風口會將外界的空氣源源不斷的送進來,以保持車內空氣的清新.</p><p>　　除濕：空調制冷的過程就是除濕的過程,從制冷時產

23、生的大量冷凝水就可以看出來了,在濕度較大的陰雨天氣或是溫差太大的時候車內的玻璃上容易起霧,打開空調驅霧就是一個除濕的過程。</p><p>　　2.1.2 空調系統原理圖</p><p>　　圖1.2.1 空調系統原理圖</p><p>　　2.1.3 冷卻系統的設計</p><p>　　冷卻系統說明內燃機運轉時 ，與高溫燃氣相接觸的零

24、件受到強烈的加熱，如不加以適當的冷卻，會使內燃機過熱，充氣系數下降，燃燒不正常（爆燃、早燃等），機油變質和燒損，零件的摩擦和磨損加劇，引起內燃機的動力性、經濟性、可靠性和耐久性 全面惡化。但是，如果冷卻過強，汽油機混合氣形成不良，機油被燃燒稀釋，柴油機工作粗爆，散熱損失和摩擦損失增加，零件的磨損加劇，也會使內燃機工作變壞。因此，冷卻系統的主要任務是保證內燃機在最適宜的溫度狀態(tài)下工作。</p><p>　　發(fā)動機的

25、工況及對冷卻系統的要求</p><p>　　一個良好的冷卻系統，應滿足下列各項要求：</p><p>　　1）散熱能力能滿足內燃機在各種工況下運轉時的需要。當工況和環(huán)境條件變化時，仍能保證內燃機可靠地工作和維持最佳的冷卻水溫度；</p><p>　　2）應在短時間內，排除系統的壓力；</p><p>　　3）應考慮膨脹空間，一般其容積占總容積

26、的4-6%；</p><p>　　4）具有較高的加水速率。初次加注量能達到系統容積的90%以上。</p><p>　　5）在發(fā)動機高速運轉，系統壓力蓋打開時，水泵進口應為正壓；</p><p>　　6）有一定的缺水工作能力，缺水量大于第一次未加滿冷卻液的容積；</p><p>　　7）設置水溫報警裝置；</p><p>

27、;　　8）密封好，不得漏氣、漏水；</p><p>　　9）冷卻系統消耗功率小。啟動后，能在短時間內達到正常工作溫度。</p><p>　　10）使用可靠，壽命長，制造成本低。</p><p><b>　　冷卻系統的總體布置</b></p><p>　　冷卻系統總布置主要考慮兩方面：一是空氣流通系統；二是冷卻液循環(huán)系統。

28、在設計中必須作到提高進風系數和冷卻液循環(huán)中的散熱能力。</p><p>　　提高通風系數：總的進風口有效面積和散熱器正面積之比≥30%。對于空氣流通不順的結構，需要加導風裝置使風能有效的吹到散熱器的正面積上，提高散熱器的利用率。</p><p>　　在整車空間布置允許的條件下，盡量增大散熱器的迎風面積，減薄芯子厚度。這樣可充分利用風扇的風量和車的迎面風，提高散熱器的散熱效率。一般貨車芯厚不

29、超過四排水管，轎車芯厚不超過二排水管。</p><p>　　在整車布置中散熱系統中，還要考慮散熱器和周邊的間隙，散熱器到保險杠外皮的最小距離100毫米，如果發(fā)動機的三元催化在前端的話，還要考慮風扇到三元催化本體距離至少100毫米，到三元催化隔熱罩距離至少80毫米。一般三元催化的隔熱罩到本體大概有15毫米，隔熱罩厚度為0.5－1毫米，一般材料為st12。</p><p><b>　

30、　散熱器布置</b></p><p>　　貨車散熱器一般采用縱流水結構，因為貨車的布置空間也較寬裕。而且縱流水結構的散熱器強度及懸置的可靠性較好，轎車多采用散熱器橫流水結構，因為轎車車身較低，空間尺寸緊張。橫流水結構散熱器能充分地利用轎車的有限空間最大限度地增加散熱器的迎風面積。散熱器分成水冷和風冷兩種冷卻形式，風冷主要用在行駛在沙漠地帶的車輛的冷卻，但是決大多數的車輛采用水冷冷卻形式。</p&

31、gt;<p><b>　　散熱器懸置布置：</b></p><p>　　散熱器通常為四點懸置，也可以采用三點懸置。其中主懸置點為2個，輔助懸置點為2個或1個。所有懸置點應布置在同一個部件總成上，改善散熱器受力情況，以盡量減少散熱器的振動強度。主懸置點與其連接的部件總成之間以膠墊或膠套等柔性非金屬材料過渡以達到減震的目的。主懸置點的膠墊壓縮量一般為其自由高度的1/5左右。少數轎車

32、因其整車的減振膠墊或膠套而進行剛性連接。</p><p>　　中，重型載貨汽車由于散熱器的質量大及使用環(huán)境較差，一般要在散熱器的外部增加一個剛性較大的保護框架，以防止振動等外界力直接作用在散熱器上。懸置點設置在框架上。輕型貨車和轎車一般不加保護框架，懸置點設置在散熱器的側板或水室上。為提高散熱器強度一些車散熱器上加有十字拉筋。</p><p><b>　　護風罩布置</b&

33、gt;</p><p>　　護風罩的作用是確保風扇產生的風量全部流經散熱器，提高風扇效率。護風罩對低速大功率風扇效率提高特別顯著。</p><p>　　風扇與護風罩的徑向間隙較小，風扇的效率越高。但間隙過小，車在行駛中由于振動會造成風扇與護風罩之間的干涉。風扇與護風罩之間的徑向間隙一般控制在5mm－25mm。當風扇與護風罩之間的干涉。風扇與護風罩安裝在同一零部件總成上（如同在底盤或同在車身

34、上）其徑向與相對運動，風扇與護風罩之間的間隙可以下線，否則取上限。風扇與護風罩的軸向位置一般為：風扇徑向投影寬度的2/3在護風罩內，1/3在護風罩外，以增加導流減小背壓。</p><p>　　在大批量生產的車型中多采用塑料護風罩。鐵護罩多用于批量小或直徑較大的車型中。</p><p>　　在某些車型中，特別是轎車，護風罩在常開有多個窗口并加以單向簾布。當車速較高，風扇停止運轉時簾布打開減小

35、護風罩的風阻，當風扇啟功后，簾布關閉提高風扇效率。</p><p><b>　　風扇布置</b></p><p>　　風扇直徑大小應和散熱器的形狀相協調，條件允許時可增大風扇的直徑，降低風扇轉速。以達到減小功率消耗和降低噪音的目的。在某些散熱器長，寬比例相差較大時，如轎車散熱器，有時采用兩個直徑較小的風扇所取代。特別是要求轉速較高的風扇中已全部采用塑料風扇。</

36、p><p>　　電動風扇是由電動機來驅動風扇，電動機的啟動與停止是受水溫直接感應的溫度開關來控制。電動風扇具有起動溫度與設定溫度一致，布置位置靈活，不受發(fā)動機轉速的影響，汽車在低速怠速時冷卻效果好等優(yōu)點，冷車啟動時水溫上升較快。但也多用于發(fā)動機橫置的轎車。</p><p><b>　　節(jié)溫器布置</b></p><p>　　目前汽車上應用的節(jié)溫器均

37、采用蠟式感應體節(jié)溫器。當冷卻水溫溫度升高時蠟膨脹，節(jié)溫器開啟，冷卻水流經散熱器進行大循環(huán)。當冷卻水的溫度降低時蠟體積縮小，節(jié)溫器關閉，冷卻水不經過散熱器，短路流經發(fā)動機剛體進行小循環(huán)。節(jié)溫器一般布置在發(fā)動機的出水口處。要求節(jié)溫器的泄漏量小，全開時流通面積大。增大節(jié)溫器的流通面積可以通過提高節(jié)溫器閥門的升程和增加閥門的直徑來實現。國外較先進的節(jié)溫器多通過提高閥門升程來增大流通面積，這樣可以減少因增大節(jié)溫器閥門直徑帶來的卡滯，密封不嚴等問題

38、。但是增大節(jié)溫器的升程，對節(jié)溫器技術要求較高。有些發(fā)動機為增加節(jié)溫器的流通面積多采用兩只節(jié)溫器并聯結構。</p><p><b>　　水泵布置</b></p><p>　　水泵的流量及揚程根據不同的發(fā)動機而定。流量一般為發(fā)動機額定功率的1.5－2.7倍。，揚程一般為0.7kpa－1.5kpa，揚程過高對冷卻系統的密封性會產生不利的影響。水泵的可靠性主要取決于水封和軸承

39、，軸承普遍采用軸連軸承及永久式潤滑結構，水封采用陶瓷，碳化硅動環(huán)和石墨靜環(huán)整體式水封。軸承的游隙及水封的氣密性要嚴格控制。</p><p><b>　　膨脹箱布置</b></p><p>　　盡量靠近散熱器布置，使得水管長度最短；膨脹箱的高度要高于冷卻系統所有部件。</p><p>　　冷卻系統主要部件匹配設計要點

40、 在整車總布置空間允許的條件下，盡量增大散熱器的迎風面積。</p><p>　　在保證風量不變的條件下，可以適當增加風扇直徑，降低風扇轉速，減少噪聲和率消耗。</p><p>　　冷卻系統的最高水溫應以發(fā)動機的允許使用水溫為標準。</p><p>　　節(jié)溫器的全開溫度應為發(fā)動機正常工作水溫范圍的中限，開啟溫度應為發(fā)

41、動機正常工作水溫范圍的下限。但因節(jié)溫器的自身特性，開啟溫度一般低于全開溫度10攝氏度左右。</p><p>　　冷卻系統輪廓圖（例子）</p><p>　　1.散熱器張緊板 2.六角法蘭面螺栓 3.橡膠襯套 4.散熱器總成 5.彈性卡箍 6.發(fā)動機出水管 7.彈性卡箍</p><p>　　8.水管－膨脹箱至散熱器 9.水管卡片 10.六角法蘭面螺栓 11.管夾 12

42、.六角法面螺栓 13.膨脹箱總成 14.彈性卡箍 15.水管－膨脹箱至水泵 16.水管－發(fā)動機至膨脹箱 17.彈性卡箍 18.發(fā)動機進水管 19.彈</p><p>　　性卡箍 20.彈性卡箍 21.暖風機進水管 22.彈性卡箍 23.暖風機出水管 24.橡膠軟墊 25.六角法蘭面螺栓 26.風扇電機帶護風圈總成</p><p>　　冷卻系的主要設計參數:發(fā)動機主要參數：</p>

43、;<p>　　類型：水冷4沖程，直列4缸SOHC VTEC ，16氣門橫置</p><p>　　氣缸直徑與行程：86.0mm×97.0mm</p><p>　　發(fā)動機排量：2254ml</p><p><b>　　壓縮比：8.9：1</b></p><p>　　最大功率：110kw/5700rpm

44、</p><p>　　最大扭矩：612N.m/4900rpm</p><p>　　在設計或選用冷卻部件時應以散入冷卻系統的熱量Q為原始數據，來計 算冷卻系統的循環(huán)水量和冷卻空氣量：</p><p><b>　　用經驗式</b></p><p>　　燃料熱能傳給冷卻系的分數,取同類機型的統計量汽油機A=0.23～

45、0.30，取A=0.25</p><p>　　燃料消耗率，kg/kw.h；汽油機0.205～0.320 取0.25</p><p>　　-發(fā)動機有效功率，取最大功率110kw</p><p>　　若水冷式機油散熱器，要增加散熱量，增大5%～10%.</p><p>　　在算出發(fā)動機所需的散走的熱量后，可計算冷卻水循環(huán)量 </p>

46、<p>　　-冷卻水循環(huán)的容許溫升（-），取</p><p>　　-水的密度，（1000kg/）</p><p>　　-水比熱（4.187kJ/kg.）</p><p><b>　　實際冷卻水循環(huán)量為</b></p><p><b>　　冷卻空氣需要量：</b></p>&

47、lt;p>　　-散熱器前后流動空氣的溫度差，取20</p><p>　　-空氣密度，一般取1.01kg/</p><p>　　-空氣的定壓比熱，可取=1.047kJ/kg.</p><p>　　2.1.4 散熱器的設計</p><p>　　1.散熱器的計算所根據的原始參數是散熱器散發(fā)的熱量和散熱器的外形尺寸。散熱器散發(fā)的熱量就等于發(fā)動機

48、傳給冷卻液的熱量。已知散熱器散發(fā)的熱量后，所需散熱面積F可由下式計算：</p><p>　　F= ψ／ K K-散熱器的傳熱系數 </p><p>　　散熱器貯備系數，水垢及油泥影響等，一般=1.1～1.5，取1.1</p>

49、<p>　　-冷卻水與空氣的平均溫差，取</p><p>　　散熱器的不同部位，其冷卻水與空氣溫差不同，通常采用平均溫差，</p><p>　　—散熱器進水溫度，取—散熱器出水溫度，取</p><p>　　—空氣進入散熱器時的溫度，取 </p><p>　　—空氣離開散熱器時的溫度，取</p>

50、<p>　　—從冷卻水到散熱器壁的放熱系數,當冷卻水流速為0.2～0.6m/s時，約為2000～3500，取3500。</p><p>　　—散熱管導熱系數，純鋁導熱系數為230W/m.k,換算為 —散熱管壁厚，0.0002m</p><p>　　—散熱管到空氣的散熱系數，當流過散熱管的空氣流速為10～20m/s時，=60～105，取105。</p><p&g

51、t;<b>　　散熱面積 </b></p><p><b>　　散熱器細節(jié)計算</b></p><p>　　在計算出散熱面積后，就是散熱器芯部的選擇。從結構上分主要有管片式和管帶式兩種（如圖1）。這里選用管帶式散熱器。</p><p>　　根據汽車行業(yè)標準QC/T29025-1991,選擇如下芯子：</p>

52、<p>　　冷卻管選取高頻對焊型冷卻管Ⅳ型號，=2mm ,L=16m,</p><p>　　選用型雙排冷卻管，如圖1</p><p><b>　　圖1</b></p><p>　　2.1.5 空調壓縮機的選用</p><p>　?。?）確定壓縮機的的排氣壓力，吸氣壓力，排氣比焓及溫度 在這里忽略壓

53、縮機吸氣管路和排氣管路的壓力損失，根據任務書中的已 知條件可 </p><p>　　知制冷劑R134a在額定空調工況下壓縮機的吸氣壓力和排氣壓力分別為： Pd=1700Kpa PS= 349.63KPa。(2) 根

54、據PS和ts，查表R134a過熱蒸氣的熱力性質表得：壓縮機吸氣口制冷劑比 </p><p>　　焓hs=405.97KJ/Kg，比體積υs=0.05976m3/Kg，比熵 SS=1.737KJ/(Kg?K) (3) 根據PS和SS，查R134a過熱蒸氣的熱力性質表得：壓縮機等比熵壓縮終了的</p><p>　　制冷劑比焓hd，s=435.58 KJ/Kg。&

55、lt;/p><p>　　(3) 額定空調工況下壓縮機的指示效率ηi為： ηi=Te/Tc+b*te=(5+273.15)/(60.5+273.15)+0.002×5=0.844</p><p>　　(4) 額定工況下，壓縮機的排氣比焓為：hd=hs+(hd,s—hs)/ηi=405.97+(435.58—405.97)/0.844=441.05 

56、;KJ/Kg</p><p>　　(5) 根據Pd和hd，查R134a過熱蒸氣的熱力性質表得：額定工況下壓縮機的排氣溫度td=71.4℃。</p><p>　　2）計算額定空調工況制冷系統所需制冷量</p><p>　　(1) 根據以知條件，膨脹閥前制冷劑液體溫度t4,為： t4,=tc—△tsc=60.5℃—5℃=55.5℃。&l

57、t;/p><p>　　(2) 蒸發(fā)器出口制冷劑氣體溫度為： t1=te+△tsh=5℃+5℃=10℃。</p><p>　　(3) 按t4,查表有：蒸發(fā)器進口制冷劑比焓h5,=h4,=280.67 KJ/Kg，按t1和Pe查表有：蒸發(fā)器出口制冷劑比焓h1=hs=405.97KJ/Kg。</p><p>　　(4) 在

58、額定空調工況下，蒸發(fā)器的單位制冷量qe,s為： qe,s=h1—h5,=405.97—280.67=125.3KJ/Kg。</p><p>　　(5) 穩(wěn)態(tài)工況，制冷系統所需制冷器應與車廂熱負荷平衡，計算是應留有一定的余量，以考慮實際情況與車廂熱負荷平衡是可能存在的差距。設該余量為10%，則制冷系統所需制冷量Qe,s為： Qe,s=1.1×Qs=1.1×5

59、446W=5991W</p><p>　　3）將額定空調工況下制冷系統所需制冷量換算成壓縮機所需制冷量(1) 額定空調工況下制冷系統所需制冷劑的單位質量流量qm,s為： qm,s= Qe,s/ qe,s=5.991/125.3=0.0478Kg/s。(2) 額定空調工況下壓縮機的單位質量制冷量qe,c為：    qe,c=hs—h5/

60、=405.97—280.67=125.30KJ/Kg。  (3) 額定空調工況下壓縮機的單位體積制冷量qv,c為：    qv,c= qe,c/υs=125.30/0.05976=2096.72KJ/m3。 </p><p>　　(4) 對于穩(wěn)態(tài)過程，制冷系統中各組成部件的制冷劑質量流量應當一致，因而額定空</p>

61、<p>　　調工況壓縮機的制冷劑質量流量應為： Qm,c=Qm,s=0.0478Kg/s。 該工況壓縮機所需制冷量Qe,c= qe,c×qm,c=125.30×0.0478=5.989Kw。</p><p>　　4）將額定空調工況下壓縮機制冷量換算成測試工況壓縮機制冷量(1) 壓縮機的測試工況條件：制冷劑冷凝溫度tc,t=60.5℃;制冷劑的蒸發(fā)溫度Te

62、,t=5℃;</p><p>　　膨脹閥前制冷劑液體過冷度△tsc,t=0℃;壓縮機的吸氣溫度ts,t=t1/=7℃;壓縮機的轉速n=1800r/min;不考慮壓縮機吸氣管路及排氣管路的壓降。</p><p>　　(2) 根據制冷劑的蒸發(fā)溫度te,t和冷凝溫度tc,t，查R134a飽和狀態(tài)下的熱力性質表，</p><p>　　得測試工況下制冷劑的蒸發(fā)壓力和冷凝壓力分

63、別為：Pe,t=349.63KpaPc,t=1700KPa。 </p><p>　　壓縮機吸氣壓力Pst=pe,t =349.63KPa.壓縮機的排氣壓力Pd,t=Pc,t =1700KPa。(3) 根據ts,t和Ps，t，查表有壓縮機測試工況下吸氣比焓hst=402.0 KJ/Kg，吸氣比體 </p><p>　　積υst=0.05881m3/Kg，吸氣比熵Ss,t=

64、1.724KJ/(Kg?K)。</p><p>　　(4) 根據膨脹閥前制冷劑液體溫度t4=tc,t-△tsc,t=60.5℃，查表得膨脹閥前制冷劑 </p><p>　　液體比焓h4=288.72KJ/Kg。</p><p>　　(5) 測試工況壓縮機的單位質量制冷

65、量：</p><p>　　qe.t=hs.t-h4=402.0-288.72=113.28 KJ/Kg。(6) 測試工況壓縮機單位體積制冷量qv,t為： qv,t=qc，t/υst=113.28/0.05881=1926.20KJ/m3。(7) 由于額定空調工況下和測試工況西啊的冷凝壓力(冷凝溫度)蒸發(fā)壓力(蒸發(fā)壓力)， </p><p>　　排氣壓力及吸氣壓力均可

66、相同，則兩種工況壓縮機的輸氣系數也相同，即：λt=λc。于是所選壓縮機在測試工況下所需制冷量是： Qe,t=Qe,c(λt/λc)(qv,t/qv,c)=5.991×1×1926.20/2096.72=5.502Kw。</p><p>　　5）測試工況壓縮機所需制冷劑單位質量流量qm,t為 qm,t=Qe,t/qe,t=5.502/113.28=0.04857Kg/s。<

67、/p><p>　　6） 確定測試工況下壓縮機所需軸功率(1) 根據Pd,t和Ss,t，查表得壓縮機等比熵壓縮終了的制冷劑比hd,s=434.08 KJ/Kg， 制 </p><p>　　冷劑溫度td,s=66.25℃。(2) 測試工況下壓縮機單位等比熵壓縮功Wts,t為： Wts,t=hd,s—hs,t=434.08—402.0=32.08KJ/

68、Kg。(3) 測試工況下壓縮機的理論等比熵功率Pts,t為：Pts,t= Wts,t?qm,t=32.08×0.04857=1.5581Kw。(4) 測試工況壓縮機指示效率ηi,t為：ηi,t=Te,t/Tc,t+b?te,t=(5+273.15)/(60.5+273.15)+0.002×5=0.844。(5) 測試工況壓縮機指示功率Pi,t為： Pi,t=

69、 Pts,t/ηi,t=1.5581/0.844=1.8461Kw。(6) 測試工況下壓縮機摩擦功率Pm,t為Pm,t=1.3089D2×S×i×n×Pm×10-5=1.3089×(25.4×10-3)2 ×28.1×10-3×7× 1800×0.50×105×10-

70、5=0.1495Kw。(7) 測試工況下，壓縮機所需軸功率Pe,t為： Pe,t= Pi,t +Pm,t=1.9600+0.1495=2.1095KW。</p><p>　　根據壓縮機的轉速n的指定值和Qe,t，Pe,t，qm,t的計算結果粗選擇壓縮機的型號 當Qe,t=5.520Kw，qm,t=0.04857Kg/s時，壓縮機氣缸工作容積大約在95.20cm3左右，試選取

71、壓縮機型號是SN7H10。</p><p>　　根據壓縮機的計算，查其產品使用說明書知理論排氣量 Vth=99.8cm3/r；制冷量可達Qet=5.7711KW>5.502KW；質量輸氣量 qmr,t=0.050866Kg/s>0.04857Kg/s；壓縮機的軸功率Pe,t=1.806<2.1095KW。 </p><p>　　結果表明，在考慮壓縮機吸氣管路和排氣管路壓

72、力損失的條件下，所選SN7H10型壓縮機的制冷量、質量輸氣量均大于計算結果，壓縮機軸功率小于計算結果，完全滿足系統運行要求，是能與所指定的車用空調系統相匹配的 。</p><p>　　該壓縮機具體參數如下： </p><p>　　2.1.6 空調蒸發(fā)器的設計計算</p><p>　　本設計中要求設計的蒸發(fā)器為板翅式蒸發(fā)器，通過負荷計算可知在夏季需要向車

73、內提供5446W的制冷量，采用R134a制冷劑，蒸發(fā)溫度te=5℃，蒸發(fā)器出口過熱度為5℃。</p><p>　　已知蒸發(fā)器進風溫度：干球溫度27℃，濕球溫度19.5℃，風量500m3/h.</p><p>　　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。</p><p>　?。?）由設計任務中的條件te=5℃

74、，過熱度為5℃，可知蒸發(fā)器出口制冷劑溫度為tr2=10℃。</p><p>　　根據進出口參數查R134a的熱力性質表，得</p><p>　　hr2=405.97kJ/kg hr1=280.67kJ/kg.</p><p><b>　　制冷劑循環(huán)量 ：</b></p><p>　　初步規(guī)劃 散熱

75、板及翅片與百葉窗尺寸示意圖如下圖所示</p><p>　　散熱板： 寬wT=65mm，高hT=3.0mm，鋁板厚δT=0.5mm，邊緣寬 3.4mm，內部隔板寬3.7mm，由此可計算出內部流道尺寸hH、wH分別為：</p><p>　　翅片：寬度wF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度δF=0.1mm，間距pF=1.8mm；</p><p>　　百葉窗間距pL=1

76、.1mm，百葉窗長度lL=6.8mm，百葉窗角度αL=37°.</p><p>　　1) 每米散熱板長內表面積 Ar為：</p><p>　　2) 每米散熱板長迎風面積Aface為：</p><p>　　每米散熱板長翅片表面積Af，a為：</p><p>　　3) 每米散熱器長總外表面積Aa為：</p>&l

77、t;p>　　4) 肋通系數  a ：</p><p>　　5) 百葉窗高度hL為：</p><p>　　6) 散熱板內孔水力直徑 Dh，r為：</p><p>　　7) 翅片通道水力直徑Dh，a 為：</p><p>　　8) 干工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂涤嬎悖x取迎面風速νa=3m/s，

78、根據已知條件求最小截面處風速νa，max為</p><p>　　按空氣進出口溫度的平均值,查取空氣的密度ρ=1.205kg/s、動力粘度μ=18.1×10-6kg/(m·s)、熱導率λ=2.59×10-2W/(m·K)、普朗特數Pr=0.703等熱物理性質，并計算出空氣側的雷諾數Rea、傳熱因子j、努塞爾數Nu、表面?zhèn)鳠嵯禂郸羇。</p><p>　

79、　10) 計算析濕系數與濕工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂?由蒸發(fā)器風量500m3/h 根據蒸發(fā)器換熱量可求得出風空氣的比焓ha2=23.06kJ/kg(干空氣)，設車內空氣濕度為55%，查空氣的焓濕圖可查得出風溫度為干球溫度ta2=11.2℃，濕球溫度7.2℃，同時已知蒸發(fā)器進風溫度為干球溫度ta1=27℃，濕球溫度19.5℃，比焓ha1=55.6kJ/kg(干空氣)。 </p><p><b>　　求出析濕

80、系數ξ為</b></p><p>　　于是，濕工況下空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂郸羍q，a為</p><p>　　αeq，a=ξαa=2.0286×190.524=386.5W/(m2·K)</p><p>　　11) 初估迎風面積和總傳熱面積</p><p>　　1)計算干空氣質量流量qm，a</p>&

81、lt;p>　　2)計算迎風面積Aface,o </p><p>　　3)計算以外表面為基準的總傳熱面積Ao</p><p>　　Ao=aAface,o=64.882×0.046196=2.994m2</p><p>　　4)計算散熱板長度。一共22塊散熱板，分兩個流程，每個流程11塊散熱板，</p><p&g

82、t;<b>　　則 </b></p><p><b>　　取 =0.20m</b></p><p>　　(6) 計算制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂?由te=5℃，查R134a飽和狀態(tài)下的熱力性質表及熱物理性質圖，可得：</p><p>　　液態(tài)制冷劑的密度ρl=1276.95kg/m3</p><p>

83、　　液態(tài)制冷劑的動力粘度μl=270.3×10-6kg/(m·s)</p><p>　　液態(tài)制冷劑的普朗特數</p><p><b>　　氣態(tài)制冷劑的密度</b></p><p>　　氣態(tài)制冷劑的動力粘度μv=11.18×10-6kg/(m·s)</p><p>　　氣態(tài)制冷劑的熱

84、導率λv=12.2×10-3W/(m·K)</p><p>　　目前已知制冷劑進口干度為0.38，出口過熱，因此平均干度</p><p>　　由此，可計算其余參數的平均值，動力粘度μcore的平均值為</p><p>　　每一散熱板制冷劑質量流量qmr,eq/為</p><p>　　散熱板內孔的制冷劑質量流量qmr,A為&

85、lt;/p><p>　　雷諾數Recore為</p><p><b>　　干度</b></p><p>　　由上面的計算可以看到，制冷劑干度從0.38～0.54083～1變化，后面還有過熱蒸汽區(qū)，因此很難準確估計每一階段所占的百分比，只能憑經驗估計，在此，去過熱蒸汽區(qū)為30%，于是可計算出干燥點之前的兩相區(qū)約為20%，干燥點之后的兩相區(qū)約為50%。

86、</p><p>　　1)干燥點之前的兩相區(qū)，取?=0.47，則在散熱板內孔內，制冷劑氣液兩相均為紊流工況的Lockhart－Martinelli數Xtt和關聯系數F(Xtt)分別為</p><p>　　制冷劑兩相流折算成全液相時，在折算流速下的表面?zhèn)鳠嵯禂郸羖為</p><p>　　制冷劑兩相流的表面?zhèn)鳠嵯禂禐?lt;/p><p>　　2)過熱

87、區(qū) 制冷劑側的雷諾數Reeq,r、普朗特數Prv、努塞爾數Nu、表面?zhèn)鳠嵯禂?分別為</p><p>　　Prv=0.84712 </p><p>　　3)干燥點之后的兩相區(qū) 取=0.79，則把=0.54083代入干燥點之前的兩相換熱公式，計算得，于是為</p><p>　　而對數平均溫差Δtm為</p><p><b&g

88、t;　　取Ψ=0.55</b></p><p>　　與前面計算出的2.994m2的相對誤差為0.3%</p><p>　　(7) 計算空氣阻力損失ΔPa </p><p>　　按下式計算空氣側摩擦阻力因子f為</p><p>　　則空氣側阻力損失ΔPa為</p><p>　　最后根據空氣阻力和風量選擇風

89、機。</p><p>　　2.1.7 空調冷凝器的設計計算</p><p>　　1）冷凝器的設計負荷</p><p><b>　　冷凝器熱負荷Qc</b></p><p>　　Qc=mQe           &

90、#160;                  其中：</p><p>　　Qc—冷凝器散熱量 Qe—系統熱負荷m—負荷系數，一般家用空調器選用m=1.2左右，因為汽車空調上的冷凝器工 </p><p>

91、;　　作條惡劣，通常選用m=1.4左右為宜。在此選用m=1.4.</p><p>　　Qc=1.4×5446=7624W</p><p>　　2）冷凝器的設計計算</p><p>　　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=60.5℃時，排氣溫度td=85.5℃，空氣進風溫度ta

92、l=35℃。</p><p>　　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。</p><p>　　(1)確定制冷劑和空氣流量，根據tc=60.5℃和排氣溫度td=85.5℃，以及冷凝液有5℃過冷，查R134a熱力性質表，可得排氣比焓hd=458.44KJ/Kg，過冷液體比焓h4/=280.67KJ/Kg,于是制冷劑的質量流量qm,

93、r為</p><p><b>　　qm,r=</b></p><p>　　取進出口空氣溫差ta2-ta1=12℃，則空氣的體積流量qv，a為</p><p><b>　　(2)結構初步規(guī)劃</b></p><p>　　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

94、wf=16mm，翅片高度hF=8.1mm，翅片厚度δF=0.135mm，翅片間距 pF=1.4mm，百葉窗間距pL=1.1mm，百葉窗長度lL=6.5mm，百葉窗角度αL=27 °；多孔扁管分六個內孔，每個內孔高度為1.2mm，寬度為2mm，扁管外壁面高度為2mm，寬度wT=16mm，分三個流程，扁管數目依次為10，6，4。取迎面風速為va=4.5m/s。</p><p>　　每米管長扁管內表面積Ar為

95、</p><p>　　Ar=2×(1.2+2)×10-3×6=m2/m=3.84×10-2m2/m</p><p>　　每米管長扁管外表面積Ab，a為</p><p>　　Ab,a=2×(16+2) ×10-3m2/m=3.6×10-2m2/m</p><p>　　每米管長

96、翅片表面積Aa,f為</p><p>　　Af,a=2×8.1×10-3×16×10-3×1/(1.4×0.001)m2/m=0.185m2/m</p><p>　　每米管長總外表面積Aa為</p><p>　　Aa=Ab,a+Af,a=3.6×10-2+0.185=0.221m2/m</p

97、><p><b>　　百葉窗高度hL為</b></p><p>　　hL=0.5×PL×tanαL=(0.5×1.1×tan27°)mm=0.2802mm</p><p>　　扁管內孔水力直徑Dh,r為</p><p>　　翅片通道水力直徑Dh,a為</p>&

98、lt;p>　　(3)空氣側的表面?zhèn)鳠嵯禂郸羇</p><p>　　根據已知條件，最小截面處風速Va,max為</p><p>　　按空氣進出口溫度的平均值，查取空氣的密度 </p><p>　　ρ=1.1025kg/m3,動力粘度μ=19.2×10-6Kg/(m.s),熱導率λ=2.78×10-2W/(m.k),普朗特常數Pr=0.699

99、，并計算出雷諾數Re、傳熱因子j、努塞爾數Nu及空氣側表面?zhèn)鳠嵯禂郸羇：</p><p>　　(4)制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂郸羠</p><p>　　根據tc=60.5℃，查R134a飽和狀態(tài)下的熱力性質表和熱物理性質圖，可以求得：</p><p>　　液態(tài)制冷劑的密度： ρ?=1049.7kg/m3;</p><p>　　氣態(tài)制

100、冷劑的密度： ρv=88.44kg/m3;</p><p>　　液態(tài)制冷劑的動力粘度系數： μl=137.7×10-6kg/(m·s)</p><p>　　液態(tài)制冷劑的熱導率： λl=65.6×10-3W/(m·k)</p><p>　　液態(tài)制冷劑的普朗特數： </p><

101、;p>　　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?=0.5，于是當量制冷劑質量流量qmr,eq為</p><p>　　=0.1088Kg/s</p><p>　　1)第一流程的參數計算</p><p>　　單一內孔當量制冷劑質量流量為</p><p>　　制冷劑側表面?zhèn)鳠嵯禂郸羠為</p&

102、gt;<p>　　2.1.8 汽車空調系統冷負荷的計算</p><p><b>　　工況條件確定：</b></p><p>　　夏季室外空氣計算溫度t0=35℃，車廂內溫度ti=27℃，轎車正常行駛 速度為Wc=40Km/h，壓縮機正常轉速n=1800r/min。</p><p><b>　　空調冷負荷計算&l

103、t;/b></p><p>　　太陽輻射及太陽照射的得熱量QT</p><p>　　QT=k.(tm-ti).F (W)</p><p><b>　　式中:</b></p><p>　　QT—車身外表面得熱量,W。</p><p>　　K—車身圍護結構對室內的傳熱系數, W/(m2.k)。轎

104、車的傳熱系 數K通過計算得到。并且對于車身不同部分其傳熱系數不同，計算的具體值見下面的計算。</p><p>　　t0—室外設計計算溫度，℃，t0=35℃。</p><p>　　ti—車廂內溫度，℃，ti=27℃。</p><p>　　tm—日照表面的綜合溫度, ℃。</p><p>　　tm=I/(+k)+t0</p><

105、;p><b>　　式中：</b></p><p>　　I—太陽輻射強度，W/m2 I=IS+IC</p><p>　　IG—太陽直射輻射強度，W/m2，IS=1.163×853=992W/m2。</p><p>　　IS—太陽散射強度，W/m2，IG=1.163×140=162.82W/m2。</

106、p><p>　　—表面吸收系數，深色車體取=0.9，淺色車體取=0.4。</p><p><b>　　ε取0.4 </b></p><p>　　—室外空氣與日照表面的對流換熱系數, W/(m2.k)。</p><p>　　=1.163(4+12Wc1/2) W/(m2.k)</p><p><

107、b>　　其中:</b></p><p>　　Wc是汽車行駛速度，本計算采用Wc=40km/h。</p><p>　　=1.163.(4+12×11.11/2)=51.15 W/(m2.k)</p><p>　　F—車體的外表面積，m2。 </p><p>　　(1)通過車頂的傳熱量QT1</p>

108、<p>　　車頂的表面積：F車頂 =2.35092m2</p><p>　　車頂傳熱系數由公式K=[ 錯誤！未找到引用源。-1計算得：K車頂=1.942 W/(m2.k)</p><p>　　I=IG+IS=992+162.82=1154.82 W/m2</p><p>　　tm=0.4×1154.82/(51.15+1.942)+35=43.7

109、℃</p><p>　　QT1=1.942×(43.7-27)×2.35092 =76.24W</p><p>　　(2)通過車側面的傳熱量QT2</p><p>　　車側面的面積 ： F側面=3.7341m2</p><p>　　車側面的傳熱系數：K側面=2.074 W/(m2.k)</p><p&g

110、t;　　I=(IS+IG)/2=(992+162.82)/2=577.41 W/m2</p><p>　　tm=0.4×577.41/(51.15+2.074)+35=39.34℃</p><p>　　QT2=2.074×(39.34-27)×3.7341=95.57W</p><p>　　(3)通過車地板的傳熱量QT3</p&g

111、t;<p>　　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℃</p><p>　　車地板的面積： F地板=5.2552m2</p><p>　　地板的傳熱系數： K地板=2.34 W/(m2.k)</p><p>　　QT3=KF(t03-ti)=2.3

112、4×5.2552×(38-27)=135.27W</p><p>　　通過車身壁面的傳熱量QT為：</p><p>　　QT=QT1+QT2+QT3=76.24+95.57+135.27=307.08W</p><p>　　玻璃窗滲入的熱量QB</p><p>　　QB=A.K×(tb-ti)+C.A.qb.μ

113、(W)</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　A—玻璃窗面積，m2。A=4.043431m2</p><p>　　K—玻璃的傳熱系數，K=6.2w/(m2.k)。</p><p>　　tb—玻璃的溫度，取車室外溫度。tb=35℃。</p><p>　　ti—車廂內的溫度，

114、tI=27℃。</p><p>　　C—玻璃窗的遮陽系數,C=0.6。</p><p>　　μ—非單層玻璃校正系數，μ=1。</p><p>　　qb—通過單層玻璃的太陽輻射強度， qb=τG.IG+τS.IS W/m2</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　τG—透過窗

115、玻璃的太陽直射透射率，τG=0.84。</p><p>　　τS—透過窗玻璃的太陽散射透射率，τS=0.08。</p><p>　　qb=τG.IG+τS.IS=0.84×992+0.08×162.82=846.31W/m2</p><p>　　QB=A.K×(tb-ti)+C.A.qbμ=4.043431×6.2×

116、(35-27)+0.6×4.043431×846.31</p><p><b>　　=2253.75W</b></p><p>　　室外空氣帶入的熱量QA</p><p>　　(1)新風量負荷QX</p><p>　　QX=l0.n.ρ.(h0-hi)</p><p><