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第1章前言

1.1本課題的研究意義及目的

汽車空調的作用已經是眾所周知的，尤其是隨著地球表面氣溫的日益變暖，人們對空調的需求越來越迫切，對空調質量的要求越來越高了，不僅轎車和客車裝有空調，現在不少工程車和卡車上也裝有空調裝置。通過總結教學、設計、科研和維修經驗以及搜集國內外資料的基礎上對本汽車空調系統進行設計，從而使我更加深入地了解和掌握汽車空調的構造、原理、設計及一些實用維修技術的提高。

1.2國內汽車空調主要生產企業及其產品現狀和發展趨勢

在中國，汽車空調業在1983年前基本上是一紙空白，汽車空調基本上要靠進口組裝，1983年以后，少數企業開始從國外引進技術和生產設備，從1986年開始不少地方和企業爭上項目，經過近20年的發展，國內汽車空調業在新品開發及合資合作方面均取得了比較大的突破。

在壓縮機方面，上海內燃機油泵廠于1988年12月與泰國正大集團合資成立上海易初通用機器有限公司，是國內最早批量生產汽車空調系統等系列產品的專業定點廠。公司主要產品有汽車空調系統，SE5，SE7，SE5V，SE7V，SP系列等汽車空調壓縮機、儲液干燥器等產品。89年起公司先后引進了日本三電SD5系列空調壓縮機制造技術和美國德爾福V5系列空調壓縮機制造技術，2001年，上海易初通用機器有限公司又與日本三電公司在上海浦東合資成立上海三電汽車空調有限公司，生產日本三電公司七缸搖盤無級可變排量壓縮機SD7V16和六缸搖盤無級可變排量壓縮機SD6V12，目前已經形成了產品自主開發能力和年產80萬套汽車空調壓縮機生產能力，公司汽車空調壓縮機及系統產品已達百余種，2003企業實現銷售收入162482萬元，同比增長35%。

湖南華達機械總廠于1992年引進日本杰克賽爾公司六缸斜盤DKS系列壓縮機產品，1994年雙方又合資組建湖南華達-杰克賽爾汽車空調有限公司。HZC主要生產經營DKS-S型、DKS-CH型、DCW-17型汽車空調壓縮機，具有年產30萬臺的生產能力。產品主要配套一汽、二汽、重慶五十鈴、鄭州日產、福建東南等多家汽車生產廠家。

牡丹江汽車空調機廠于1994年引進韓國德爾公司五缸搖盤V5系列無級可變排量壓縮機產品，今年又引進韓國德爾福公司十缸斜盤SP系列壓縮機產品，公司的主導產品的V-5系列無級可變排量汽車空調壓縮機是美國通用公司哈里森部八十年代末研制并與和韓國德爾福汽車系統公司合作生產的許可證產品，V-5壓縮機技術含量高結構合理性能優良，技術水平在國內處于領先地位。公司從投產以來產銷量逐年大幅度增加，1999年產銷5萬臺，2000年產銷10萬臺，2005年將達產40萬臺。同時加大新產品開發力度，正在開發SP-10小排量、SP-21大排量、CVC變排量壓縮機和ATC電腦自動化空調，形成多品種、大批量的產品結構。

此外，廣州豪華汽車空調工業公司于1988年引進日本三電公司五缸搖盤SD-510壓縮機產品，由于是重復引進，缺乏市場支持，加之廣州標致汽車廠的解體而被迫停產。

廣東粵海集團公司于1994年引進美國克萊斯勒公司淘汰的壓縮機產品和設備。由于該壓縮機產品技術落后，現在已基本處于癱瘓狀態。上述引進或合資的企業，都是生產有國外技術支持的產品，國內也有不少廠家在吸收了國外壓縮機產品技術的基礎上，開發研制了具有自主知識產權的壓縮機產品。無錫市雙鳥動力機械有限公司從1999年開始，生產五缸和七缸搖盤式壓縮機，十缸斜盤式壓縮機。2000年，上海奉天空調壓縮機有限公司在合肥工業大學的技術支持下，自行研制開發了渦旋式AP系列壓縮機，南京奧特佳冷機有限公司在美國普渡大學技術支持下，于2001年研制開發了WXH系列渦旋式壓縮機，其排量可從60cm3／轉到250cm3／轉，適用于微型車到大客車空調裝置中，今年計劃產量為12萬臺。由于渦旋式壓縮機是公認的最先進的第四代汽車空調壓縮機產品，國內許多企業都成功的研制出該產品，如南京埃迪壓縮機有限公司、廣州萬寶壓縮機有限公司等。

大客車用壓縮機的生產企業中國內產量較大的工廠主要是岳陽恒立制冷設備股份有限公司和寧波欣暉制冷設備有限公司，前者生產的是傳統的曲柄連桿式壓縮機，后者生產的是十缸斜盤式結構的壓縮機。其中岳陽恒立制冷設備股份有限公司是國內生產大中型客車空調機規模較大，品種較全，質量較優的企業。形成了年產大中型客車空調機5000臺套，小轎車空調30萬套，輕型車空調4000套的生產能力，大中型客車空調機為國內數十家重點客車廠配套，小轎車空調為上海大眾公司桑塔納轎車，武漢神龍公司富康轎車配套。

在大客車空調方面有湖南岳陽恒立制冷設備股份有限公司、空調國際（上海）有限公司廣東勁達集團公司、南京中冠汽車空調公司、廣州精益汽車空調有限公司、四川華威強制冷設備有限公司等形成一批初具規模的企業。

在汽車空調其它總成中，也有形成一定規模和技術優勢的專業生產廠。如膨脹閥和貯液器方面有浙江三花集團公司，蘇州新智機電工業公司。在輸氟膠管總成方面有南京汽車空調膠管廠和長春康泰克大洋管件有限公司，在汽車空調風機

方面有上海日用電機廠，江蘇超力電器有限公司。在空調系統操縱控制方面有杭州富陽廣安汽車電器有限公司等。

隨著近兩年汽車業尤其是轎車的快速增長，汽車零部件行業也得到了飛速的發展，汽車空調作為提高汽車乘坐舒適性的一種重要部件已被廣大汽車制造企業及消費者所認可，目前在國內，國產轎車空調裝置率已接近100％，在其它車型上的裝置率也在逐年提高，汽車空調汽裝置已成為汽車中具有舉足輕重的功能部件。隨之而來，國內汽車空調生產企業的產銷量也在快速增長，據不完全統計，2003年，全國共生產汽車空調610萬套，銷售255萬套，分別比2002年增長32.60%和41.70%。

汽車空調的發展方向主要體現在以下幾個方面：

（1）提高舒適性

當前大部分汽車空調采用的是制冷與采暖分開的兩套獨立的系統，控制上沒有達到精確的量化水平，只能冬天開采暖，夏天開制冷，溫度差不多就可以了。到了濕度大的冷天開暖氣只會使人感覺渾身潮濕，悶的慌，這就需要開制冷來除濕。至于要換氣，也大多是要打開門窗。隨著人們生活水平的提高，對舒適性會提出更高的要求，因此以后的空調將是更加舒適的，全功能的，自動調節，使溫度、濕度、空氣新鮮度能同時達到要求。

（2）更趨自動化

最早的汽車空調是由一個加熱器、一套通風系統和一個空氣過濾器組成的。控制系統也是很簡單的，手動控制，憑人的感覺來調節開關。因而溫度、濕度及風量難以控制。隨著電腦技術的日益發展，逐漸應用在汽車空調上，再加上各種先進的控制方法的應用，也使汽車空調的控制效果日趨完善，性能充分發揮出來。它利用多個傳感裝置感知車內及外界的狀態，將信息傳遞給中央芯片進行處理，得出系統最佳運行模式，并控制運行。使得無論何種天氣，車內始終保持最佳舒適狀況。

（3）注重環保

早期的汽車空調制冷劑都是用R12，通稱氟利昂，它們都屬鹵代物，分子中含有氯元素。眾所周知，氟利昂在高空受紫外線照射催化分離出的氯原子與臭氧發生反應，生成氧氣。近些年已經發現大氣層存在臭氧層空洞，這與空調業廣泛使用氨利昂有直接關系。1987年簽署的《蒙特利爾公約》要求限制使用氟利昂，并逐步禁用，1992年更進一步提出了對氟利昂的禁用期提前。目前公認的氟利昂替代物是R134a，它對臭氧基本沒有破壞作用。華友公司在成立之初就意識到了環保的重要性，所生產的汽車空調都是采用R134a的環保型空調。

（4）小型節能

車上空間有限，空調裝置占用的空間越大，給人的空間就越少，使人感覺壓抑，不舒服。因此空調裝置會不斷改進設計、加工工藝，以使其體積縮小，效能不減。而目前冷凝器、蒸發器方面，老的管片式換熱器正在逐漸被高效的管帶式、平行流式所代替。新型壓縮機的出現，也使得高效節能的空調成為可能。

1.3市場需求分析

目前中國的汽車空調市場剛剛起步，相對競爭白熱化的家用空調，汽車空調還是未開發的處女地。據統計，目前世界汽車在歐美、日本等地已經相對飽和，但中國小型汽車的年增長速度達到30%。不言而喻，汽車市場具有如此快速的增長率，汽車空調勢必將同時快速增長。同時，到目前為止，中國的車用空調壓縮機部分還完全依賴于進口，汽車用空調的本土化制造生產將成為空調行業新的利潤增長點。

據了解，國內眾多空調器生產廠家對車載空調市場垂涎已久，美的、海爾、格力等國內空調產業巨頭也正在研制相關部件產品的開發生產。可以預見，作為未來空調廠家追逐的新利潤源，車載空調的市場爭奪戰不日將打響。

2004年，國內汽車產銷將達到500萬輛，轎車將達到270萬輛左右，伴隨著轎車產銷的高增長和其它車型的迅猛發展，國內汽車空調業的銷量增長幅度會比較大，全年的增長幅度在35%以上，市場需求將超過330萬套，同時，生產汽車空調的生產企業也會增多，2004年生產汽車空調的企業達到260家以上，企業之間的競爭會進一步加劇。

1.4汽車空調的性能評價指標

（1）溫度指標

溫度指標是最重要的一個指標。人感到最舒服的溫度是20-28℃，超過28℃，人就會覺得燥熱。超過40℃，即為有害溫度，會對人體健康造成損害。低于14℃，人就會感到“冷”。當溫度下降到0℃時，會造成凍傷。因此，空調應控制車內溫度夏天在25℃，冬天在18℃，以保證駕駛員正常操作，防止發生事故，保證乘員在舒適的狀況下旅行。

（2）濕度指標

濕度的指標用相對濕度來表示。因為人覺得最舒適的相對濕度在50%-70%，所以汽車空調的濕度參數要求控制在此范圍內。

（3）空氣的清新度

由于車內空間小，乘員密度大，在密閉的空間內極易產生缺氧和二氧化碳濃度過高。汽車發動機廢氣中的一氧化碳和道路上的粉塵，野外有毒的花粉都容易進入車廂內，造成車內空氣混濁，影響加成人員身體健康。這樣汽車空調必須具有對車內空氣進行過濾的功能，以保證車內空氣的清新度。

（4）除霜功能

由于有時汽車內外溫度相差太大，會在玻璃上出現霧式霜，影響司機的視線，所以汽車空調必須由除霜功能。

（5）操作簡單、容易、穩定

汽車空調必須做到不增加駕駛員的勞動強度，不影響駕駛員的正常駕駛。

.5汽車空調系統隨著電子技術和汽車技術的發展而不斷完善，其發展過程可以概括為以下五個階段

（1）單一暖風系統

即利用房間取暖的方法。1925年首先在美國出現利用汽車冷卻液通過加熱器的方法取暖。到1927年發展到具有加熱器、鼓風機和空氣濾清器等比較完整的供熱系統。在寒冷的北歐、亞洲北部地區，目前仍然使用單一暖風系統。

（2）單一制冷系統

1939年，由美國通用汽車帕克公司(PACKARD)首先在轎車上安裝機械制冷降溫的空調系統，成為汽車空調系統的先驅。在熱帶、亞熱帶地區，目前仍然使用單一制冷系統。

（3）冷暖一體化空調系統

1954年美國通用汽車公司，首先在納什(NASH)牌轎車上安裝了冷暖一體化的空調系統，汽車空調系統才基本上具有調節控制車內溫度、濕度的功能。隨著汽車空調技術的改進，目前的冷暖一體空調基本上具有降溫、除濕、通風、過濾、除霜等功能。這種方式是目前使用量最大的一種形式。

（4）自動控制的汽車空調系統

冷暖一體化空調系統需要人工操縱，增加了駕駛員的工作量，同時控制質量也不太理想。1964年美國通用汽車公司將自動控制的汽車空調系統安裝在卡迪拉克轎車上。這種自動空調系統只要預先設定所需的溫度，空調系統就能自動地在設定的溫度范圍內工作，達到調節車室內空氣的目的。

（5）微機控制的汽車空調系統

1973年美國通用汽車公司和日本五十鈴汽車公司一起聯合研究微機控制的汽車空調系統，1977年同時安裝在各自生產的汽車上。微機控制的汽車空調系統功能增加，顯示數字化。微機根據車內外的環境條件，控制空調系統的工作，實現了空調運行與汽車運行的相關統一，極大地提高了調節效果，節約了燃料，從而提高了汽車的整體性能和最佳的舒適性。

空調起動與否，對汽車的動力性和經濟性的影響完全不一樣。在動力性方面，汽車從靜止起步加速到某一速度時，使用空調的汽車總有一種反應遲滯的感覺，完全失去了不用空調時的那種爽快。不過在高速行駛時倒感覺不出來。在經濟性方面則表現為使用空調較不用空調時的油耗明顯增大。

1.6設計主要內容

（1）設計環境與其相關的參數

車內設計參數：夏季車內舒適溫度為27℃，冬季溫度為16℃；

車外設計參數：以鄭州城市為例，車體總容積60m3，車的長12m，寬2.5m，高2m的中型空調客車的公交車。根據7月1日太陽輻射統計資料顯示：氣溫為35℃，正午12時以40km/h的車速往正南方向行制冷工況：蒸發溫度為零攝氏度，冷凝溫度為六十攝氏度，過冷溫度為五攝氏度，過熱溫度為五攝氏度。

（2）熱負荷計算和四大部件的選擇

大約新風負荷占30%，車身圍護結構傳熱占30%以上，人體熱負荷超過20%，而太陽輻射及玻璃傳熱只占10%；因此若減少熱負荷應以改善車身隔熱為主。

系統形式：離合器熱力膨脹閥系統（CCTXV系統）F型

壓縮機：BOCKFKX50/660K型壓縮機

冷凝器：9.1m2×0.16/1冷凝風機：LNF242A（4臺）6000m3/h

蒸發器：7.6m2×0.65/2蒸發風機：2HF292（4臺）4000m3/h

熱力膨脹閥：選用兩個TDEN5.8型。

（3）系統的匹配

汽車空調系統的性能匹配所要解決的問題，是在成本經濟預算與運行經濟預算，以及汽車動力配置方案允許的條件下，如何使汽車空調系統各組成部件，特別是對系統性能起主要決定作用的壓縮機，膨脹閥，冷凝器總成及管系等部件，在額定運行工況（設計工況）匹配得最合理，以使各部件性能以至系統性能，在該工況得以最大限度地發揮，工作最可靠，并且還具有一定的適應最大負荷工況和惡劣運行工況運行能力。壓縮機的匹配、冷凝器總成的匹配、蒸發器總成的匹配、熱力膨脹閥與壓縮機、冷凝器、蒸發器組成的匹配。

（4）風道設計、風機選型及降噪技術

經過處理的送風和回風都必須通過風道才能進入和離開車室，而且車內的送、回風量能否達到要求，則完全取決于風道系統的壓力分布以及風機在該系統中的平衡工作點。所以風道布置將直接影響車內的氣流組織和空調效果。同時，空氣在風道內流動所損失的能量，是靠風機消耗電能予以補償的，所以風道布置也直接影響汽車空調系統的經濟性。

（5）管道布置

由此可知，有的車用空調制造商為了節省吸氣管路的制造成本采用較小直徑的吸氣管道，致使其中制冷劑流動阻力增大，是得不償失的，也是不可取得，一般來說，在壓縮機選型時，壓縮機制造商都在壓縮機的產品使用說明書中指明了壓縮機的吸、排氣接管的尺寸，按照其規定設計吸、排氣接管比較合理。

（6）城市公交客車空調的試驗規范與標準的依據

城市公交客車空調的試驗規范與標準，可參考中華人民共和國建設部2001年4月20日，2001年10月1日開始實施的中華人民共和國城鎮建設行業標準：CJ/T134—2001《城市公交空調客車空調系統技術條件》，國家機械工業局在2000年11月6日的汽車空調行業標準：QC/T658—2000《汽車空調整車降溫性能試驗方法》。

第2章工作環境

2.1車內設計參數

（1）從實驗分析的資料顯示可知，夏季車內舒適溫度為27℃，冬季溫度為16℃；

（2）車內外溫差，夏季取8℃；

（3）車內垂直方向的溫差，根據研究和調查資料證明：夏季頭部溫度低于足部溫度1℃左右；冬季低于足部約（4～6）℃。

（4）車內相對濕度夏季取φB=50%；

（5）空氣流速影響人體和保溫。實驗表明，車內流速以（0.15～0.4）m/s為宜。夏季取上限值，冬季取下限。

（6）根據人體衛生要求，空氣中二氧化碳含量不能超過0.1%，氧氣含量控制在（18～20.7）%。為此，每人應有（20～25）m3/h的新鮮空氣量。考慮到一般車內連續停留時間不會太久，汽車制冷機容量不可能太大，過多的新鮮空氣將消耗過多的空調能量，因此計算時，汽車車內新鮮空氣量的下限可定為11m3/h，或占全部通風量10%。

2.2車外設計參數

以鄭州城市為例，車體總容積60m3，車的長12m，寬2.5m，高2m的中型空調客車的公交車。根據7月1日太陽輻射統計資料顯示：氣溫為35℃，正午12時以40km/h的車速往正南方向行駛，車室內溫度27℃。大約新風負荷占30%，車身圍護結構傳熱占30%以上，人體熱負荷超過20%，而太陽輻射及玻璃傳熱只占10%；因此若減少熱負荷應以改善車身隔熱為主。

第3章熱負荷計算

3.1新風量與新風負荷

新風量下限可取11m3/（h·人）取K玻=5.5）；ρ—玻璃對太陽輻射熱的吸收系數（一般取ρ=0.08）；S—遮陽修正系數；I—車窗外表面的太陽輻射強度；IS—車窗外表面的太陽散射輻射強度，IS=30～40×4.18kJ/（m2·h）；U—車窗的太陽輻射量；F′玻陽面車窗面積；F玻—車窗總面積。

3.7新風熱

在汽車空調設計及其熱負荷計算中，新風量的確定是比較困難的，新風的傳入有兩個途徑，一是門窗縫隙，二是新風系統。門窗縫隙實際上每輛車子都不同，只能通過大量的實驗才能確定。不同的縫隙位置，由于其所處的風壓不同進風量是不同的。對于沒有換氣機構的車子，車身縫隙起到了部分自然換氣的作用。

（1）新風量的確定：由實驗測的新風量11m3/h；

（2）新風熱QV的計算：QV=Vρ（iH-iB）

式中：ρ—空氣的密度；TH=35℃時，ρ=1.146kg/m3

iH、iB—車內外空氣的焓值。

3.8乘員人體散發的熱量

一般資料介紹司機可按522.5kJ/（人·h）計，乘員按418kJ/（人·h）計

QP=100NN—乘員總數

3.9發動機傳入的熱量

QE=KFFF1（TF1-TB）

式中：F1—指主發動機，KF—按多層均勻平面計算；

KF=1/（1/+∑δ/λ+1/αB）

式中：αF—發動機側的壁面對流換熱系數，一般取αF=10；

TF—發動機室的空氣溫度。

3.10其它

考慮到車體預冷、冷風管道滲入熱，車內零件吸熱，車內電機等發熱元件的熱量等消耗的冷量。

QM=3594.89（kJ/h）QT=KUL（T1-T3）

QBi=aBiFBi（TBi-TB）FBiaBi=376.2kJ/（h·℃）

BBi=∑CG主要零部件的比熱容與重量G之乘積，求得。

第4章系統形式及隔熱材料

4.1制冷劑循環控制系統

按制冷劑循環控制系統有三種形式，即離合器熱力膨脹閥系統（CCTXV系統），膨脹閥—吸氣節流閥系統（TXV—STV系統），離合器節流管系統（CCOT系統）。后兩種只用于轎車，所以我們選用離合器熱力膨脹閥系統（CCTXV系統）。

離合器熱力膨脹閥系統（CCTXV系統）。大多數車型都采用這種方式。它由熱力膨脹閥控制蒸發壓力，當蒸發器熱負荷增加或蒸發壓力增加時，膨脹閥開度增大，使流量增加，制冷量也增加。當流量過多，蒸發壓力過低，使蒸發器表面結霜時，通過恒溫器使離合器脫開，壓縮機停轉，待結霜融化，蒸發器溫度升高時，離合器又接通，壓縮機重新運轉。這種系統由壓縮機，冷凝器，貯液器，膨脹閥，蒸發器組成。膨脹閥有F型和H型兩種，如下圖所示。

4.2送風方式的確定

（1）直吹式

空調風（冷或熱）直接空調器吹出，其結構比較簡單，風阻損失小，但送風不均勻。一般轎車、貨車、中小型汽車常采用這種方式；

（2）風道式

空調風通過車內風道送出。這種方式比較均勻，風可送至重要的部分（如頭部、足部），但零件增加，風道阻力增加，因此送風機功率要加大。主要用于大中型客車。

風道送風口布置的原則冷風出口布置在上面（盡可能在車頂下），暖風出口布置在下面（盡量在地板上），以滿足“頭涼足暖”的要求，即要有上、下兩層風道。

風道式又可分為兩側送風道和中央送風道兩種。兩側風道布置在車頂轉角處，一般不占用有效空間，對乘員起立和行走影響不大，但要求車窗框離車頂有一定距離。對于車窗框離車頂距離很近的車輛不宜采用緊貼車壁的側風道。中央送風道的優點正好相反，為不影響乘員行走，必須做得很扁。

所以我們采用兩側式風道送風，本次主要考慮制冷系統。

4.3車內的氣流組織

車內氣流組織除與送風口的位置有關外，還與送風口的構造形式、尺寸、送風溫度、速度和氣流方向有關。按送、回風口的相互關系和氣流組織形式一般有以下幾種：上送風下回風；上送風上回風；中送風中回風及下送風下回風。

各種氣流流型的特點如下：

（1）上送風下回風氣流流型

用于獨立整體型，獨立式分散型和非獨立式底置型制冷設備的客車。此方式的送風較容易與室內空氣充分混合，易于形成均勻的溫度場和速度場、能夠采用較大的溫差、從而降低送風量，有實踐經驗知，送風速度可取2～5m/s。

（2）中送風中回風氣流流型

適用于轎車、小型客車。因為這些發動機前置，制冷設備大多安裝在發動機處和駕駛區儀表臺處，此方式具有明顯的節能效果。

上送風上回風氣流流型。適用頂置型和內裝型空調設備的客車。頂置型的冷凝器，蒸發器是安裝在車頂外部，內裝型的蒸發器是安裝在車頂的內部，因此需要采用上送風和上回風的氣流組織形式。

4.4隔熱保溫材料

汽車的空調性能（效果）好壞主要由兩個因素決定：

（1）空調裝置的性能（制冷或采暖能力、氣流組織）；

（2）汽車車體的隔熱保溫及密封性。

由此可見車體的隔熱保溫性能對空調效果有一定影響。除玻璃的隔熱性能外，金屬殼體部分的隔熱保溫效果主要靠隔熱保溫材料解決對置于車體外的熱交換器（主要指蒸發器箱體）及送風管道，隔熱保溫材料也是很重要的，車內的送風管道，尤其是布置在汽車頂部的冷管道

新風負荷Qx=qv，xρ（hW-hn）=11×1.2×103×（95-53）/3600

式中：qv，x—新風量（包括有組織的送風和漏風）（m3/s）

ρ—空氣密度（kg/m3）1.2×103kg/m3

hW—車外新風狀態比焓（kJ/kg）95kJ/kg（查圖附圖二）

hn—車內空氣狀態比焓（kJ/kg）53kJ/kg（查圖附圖二）

3.2車身壁面的傳熱過程

空調汽車的車身壁面除門窗玻璃以外，一般由外板，隔熱層，內飾板組成，壁面傳熱的基本公式如下：

Q=KF∆T

式中：K—壁面傳熱系數；F—傳熱面積；∆T—傳熱溫差

3.3車身壁面傳熱系數K值

具有關資料顯示：利用圓熱流法和熱場畸變法計算，后者（熱場畸變法）更接近實際，圓熱流計算結果略偏小，偏差不大于10%。

具有關試驗和計算表明：轎車的傳熱系數K一般在（16.3～17.1）kJ/（m2·h·℃）；對于隔熱較好的大客車，K值一般在（16.3～17.1）kJ/（m2·h·℃）。

所以，我們取K=13kJ/（m2·h·℃）。

3.4日照表面綜合溫度

前面提到車身傳熱過程是不太考慮太陽輻射熱的影響，傳熱溫差∆T僅僅是車外氣溫與車內溫度之差。事實上由于太陽輻射，將使車身壁面溫度升高很多，此部分熱量也將傳入車內，構成車身熱負荷的一部分。

（1）由于車內外空氣溫差，通過車身外表面以對流換熱方式從大氣中所得的熱量：

Q1=FK（TH-TB）。

（2）車身外表面從太陽輻射中吸收的熱量：Q2=FK（TC-TH）。

總熱量為Q=Q1+Q2=FK（TC-TB）

3.5通過車身壁面傳入的熱量

車身結構各部分不同，實際計算是分別進行的；

QC+QB=（Q頂+Q側+Q地）α

Q頂=F頂K頂（TC頂-TB）

Q側=F側K側（TC側-TB）

=（F′側K′側+F門窗框K門窗框+F前圍K前圍+…）（TC側-TB）

Q地=F地K地（TC地-TB）=QC

式中：α—修正系數，根據簡化過程度取α=1.2～1.4。

3.6通過門窗玻璃傳入的熱量

考慮到太陽輻射，傳入熱量由兩部分組成：

QG=QG1+QG2

（1）由于車內外溫差而傳入的熱量（QG1）；

QG1=K玻F玻（TH-TB）

（2）由于太陽輻射通過玻璃傳入熱量（QG2）

QG2=（ŋν+ραBU/αH）S，

U=F′玻I+（F玻-F′玻）IS

式中：ŋ—太陽輻射通過玻璃的透入導數（一般取ŋ=0.84）；K玻—玻璃窗的傳熱系數（一般（指金屬管），若沒有隔熱層，則容易在管外凝露滴水，弄臟乘員衣物，而且由于風到阻力將產生明顯噪音。

汽車是高速運動的物體，對隔熱保溫材料的抗震能力、粘附牢度、隔震、隔音性能提出較高要求；汽車車廂內人員密度較大，呼吸造成的水蒸氣較多，人員不宜疏散，又要求得保溫材料吸濕性小、安全、不著火；汽車要求它的所有零部件重量都要盡可能小，以減小油耗；對于發動機罩的隔熱材料還要求耐熱性好；汽車還要求隔熱保溫材料不發霉、無毒、無味、便于施工，價格便宜等等。因此要選用合理的隔熱保溫材料。

第5章部件的計算及選擇

5.1壓縮機

汽車空調壓縮機是汽車制冷系統的心臟，是推動制冷系統中不斷循環的動力來源，變排量壓縮機還起著根據熱負荷大小調節制冷劑循環量的作用。

微型及小型汽車空調，由于空間尺寸，發動機功率小，比較注意壓縮機的效率、外形尺寸及功耗。例如奧托微型車采用精工滑片壓縮機和7B10壓縮機。微型車空調壓縮機排量一般在80～100cm3/r之間。

中、高檔轎車及小型面包車，采用150～250cm3/r排量的壓縮機。中、高檔現在普遍采用變排量壓縮機，如上海大眾公司生產的PASSAT轎車采用7SBH變排量壓縮機，上海通用公司生產的BUIK轎車采用V5變排量壓縮機。

中、大型客車采用排量為400～775cm3/r的活塞壓縮機，也有采用兩臺小排量壓縮機并聯系統的。如杰克賽爾（ZEXEL）DL-15，DL-16，DL-33，DL-34和CL-11型大客車，采用兩臺排量為313cm3/r的DKS-32型壓縮機并聯系統，電裝（DENSO）車用空調也采用兩臺排量為300cm3/r的10P30B壓縮機并聯系統。

總的來說目前最大量采用的各種旋轉斜盤式和擺動式壓縮機（如上圖所示）。蝸旋壓縮機由于其自身的優點，及加工問題的解決必將成為很有發展前途的車用空調壓縮機。

5.1.1確定排氣壓力，吸氣壓力，排氣比焓及排氣溫度。

（1）根據制冷劑的蒸發溫度Te和冷凝溫度TC，查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二），的其蒸發壓力和冷凝壓力分別為Pe=349.63kPa；Pc=1681.30kPa；

（2）額定空調工況壓縮機的排氣壓力，認為高于制冷劑的冷凝壓力81kPa，即Pd=Pc+∆Pd=1681.30+81=1762.30kPa；

（3）壓縮機的吸氣壓力，認為低于制冷劑的蒸發壓力67.26kPa,即Ps=Pe-∆Ps=349.63-67.26=282.37kPa；

（4）根據Ps和Ts，查HFC134a過熱蒸汽的熱力性質圖表（附圖二），得壓縮機吸氣口制冷劑的比焓hs=420.434kJ/kg，比體積vs=0.081233m3/kg，比熵ss=1.8063kJ/kg；

（5）根據Pd和ss，查HFC134a過熱蒸氣的熱力性質圖表（附圖二），得壓縮機等比熵壓縮終了的制冷劑比焓hd,s=463.813kJ/kg；

（6）額定空調工況壓縮機的指示效率ŋi為

ŋi=Te/Tc+bTe=（5+273.15）/（60+273.15）+0.002×5=0.845

（7）額定空調工況壓縮機的排氣比焓hd為

hd=hs+（hd,s-hs）/ŋi

=420.434+（463.813-420.434）/0.845=471.770kJ/kg

（8）根據Pd和hd，查HFC134a過熱蒸氣的熱力性質圖表（附圖二），得額定空調工況壓縮機的排氣溫度Td=97.10℃。

5.1.2計算額定空調工況制冷系統所需要制冷量

（1）根據已知條件，膨脹閥前制冷劑液體溫度T4′=Tc-∆Tsc=60-5=55℃

（2）蒸發器出口制冷劑氣體溫度T1為T1=Te+∆Tsh=5+10=15℃；

（3）按T4′查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二），得蒸發器進口制冷劑比焓h5′=h4′=279.312KJ/kg。按T1和Pe查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二），得蒸發器出口制冷劑比焓h1=409.501kJ/kg；

（4）在額定空調工況，蒸發器的單位質量制冷量（即系統的單位質量制冷量）qe,s為qe,s=h1-h5′=409.501-279.312=130.189kJ/kg；

（5）穩態工況，制冷系統所需制冷量應當與車廂熱負荷平衡，計算時應留一定量的余量，設該余量為10%，

則制冷量Qe，s=1.1×Qh=1.1×26.428=29.071kw；

5.1.3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=29.071/130.189=0.2233kg/s

（2）額定空調工況壓縮機的單位質量制冷量qe,c為

qe,c=h1″-h5′=420.434-279.312=141.122kJ/g

（3）額定空調工況壓縮機的單位體積制冷量qv,c為

qv,c=qe,c/vs=141.122/0.081233=1737.250k/m3

（4）對于穩態過程，制冷系統組成部件內的制冷劑質量流量應當一致，因而額定空調工況壓縮機的制冷劑質量流量應為qm,c=qm,s=0.2233kg/s。該工況壓縮機所需制冷量Qe，c為Qe，c=qe,cqm=141.122×0.2233=31.512kw；

5.1.4將額定空調工況壓縮機制冷量換算成測試工況壓縮機制冷量

（1）壓縮機測試工況的條件，制冷劑的冷凝溫度Tc，t=60℃；制冷劑的蒸發溫度Te,t=5℃；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''''=20℃；壓縮機的轉速n=1800r/min；壓縮機吸氣管路的壓降∆Ps=67.26kPa；壓縮機排氣管路的壓降∆Pd=81kPa。

（2）根據制冷劑的蒸發溫度Te,t和冷凝溫度Tc,t，查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二）

得測試工況制冷劑的蒸發壓力和冷凝壓力分別為Pe，t=349.63kPa、Pc，t=1681.30kPa。

壓縮機的吸氣壓力Ps，t=Pe，t+∆Ps，t=349.63-67.26=282.37kPa；

壓縮機的排氣壓力Pd，t=Pc，t+∆Pd=1681.30+81=1762.30kPa。

（3）根據Ts,t和Ps,t，查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二），得壓縮機測試工況的吸氣比焓hs,t=415.833kJ/kg，吸氣比體積vs,t=0.079484m3/kg，吸氣比熵ss,t=1.79.74kJ/（kg·k）。

（4）根據膨脹閥前制冷劑液體溫度T4=Tc，t-∆Tsc，t=60℃，查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二），得膨脹閥前制冷劑液體比焓h4=287.397kJ/kg。

（5）測試工況壓縮機的單位質量制冷量qe,t為

qe,t=hs,t-h4=415.833-287.397=128.436kJ/kg

（6）測試工況壓縮機的單位體積制冷量qv,t為

qv,t=qe,t/vs,t=128.436/0.079484=1615.87219kJ/m3

（7）由于額定空調工況和測試工況的冷凝壓力（冷凝溫度）、蒸發壓力（蒸發溫度）、排氣壓力以及吸氣壓力均可相同，則兩種工況的壓縮機輸氣系數也認為都相同即λt=λc。于是，所選壓縮機在測試工況所需制冷量Qe，t應為Qe，t=Qe，c（λt/λc）（qv,t/qv1）=31.512×1×（1615.872/1737.25）=29.311kw。

5.1.5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=29.311/128.436=0.2282kg/s

5.1.6確定測試工況壓縮機所需的軸功率

（1）根據Pd，t和Ss，t，查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二），得壓縮機等比熵壓縮終了的制冷劑比焓hd,s=458.190kJ/kg。制冷劑溫度Td,s=85.94℃。

（2）測試工況壓縮機的單位等熵理論功Wts，t為

Wts,t=hd,s-hs,t=458.190-415.883=42.357kJ/kg

（3）測試工況壓縮機的理論等比熵功率Pts,t為

Pts,t=Wts,tqm,t=42.357×0.2282=9.6664kw

（4）測試工況壓縮機指示效率ŋi,t為

ŋi，t=Te，t/Tc，t+bte，t=（5+273.15）/（60+273.15）+0.002×5=0.845

（5）測試工況壓縮機的摩擦功率Pm,t為

Pm,t=1.3089×D2sinPm×10-5

=1.3089×（60×10-3）2×（39×10-3）×6×1800×0.50×105×10-5=0.992kw

（6）測試工況壓縮機的指示功率Pi,t為

Pi,t=Pts，t/ŋi，t=9.6664/0.845=11.40kw

（7）測試工況壓縮機所需的軸功率Pe，t為

Pe,t=Pi，t+Pm，t=11.440+0.992=12.432kw

5.1.7根據壓縮機轉速n的指定值和Qe，t、Pe，t、qm，t的計算，選擇壓縮機

根據經驗，當Qe,t=293.11kw和qm,t=0.2282kg/s時，壓縮機的氣缸工作容積大約650cm3左右，可供選配的車用空調壓縮機有：BOCKFKX40/655K型，BOCKFK50/650K型，BOCKFKX50/660K型，BITZER4NFCY型等，綜合考慮各壓縮機的性能、質量、價格諸多因素，假定選壓縮機的型號為BOCKFKX50/660K型，查其產品使用說明書，當n=1800r/min時，在測試工況的參數如下：氣缸容積Vcy=660cm3；理論排氣量Vth=71.45m3/h；制冷量可達Qe,t=30.9kw＞29.311kw；質量輸氣量可達qmr,t=0.2437kg/s＞0.2282kg/s；壓縮機軸功率Pe,t=12.34kw＜12.432kw。

結果表明，BOCKFKX50/660K型壓縮機的制冷量、質量輸氣兩均大于計算結果，壓縮機軸功率小于計算結果，完全滿足系統運行的要求，是能與指定的車用空調系統匹配的。

5.2冷凝器

采用制冷劑為HFC134a的空氣冷卻式冷凝器。要求換熱量Qc=29311W。制冷劑有5℃過冷，已知壓縮機在Te=5℃及Tc=60℃時排氣溫度Td=85℃，空氣進風溫度Tal=35℃。

5.2.1確定制冷劑和空氣流量

根據Tc=60℃和排氣溫度Td=85℃，以及冷凝液有5℃過冷。查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二），，可得排氣比焓hd=456.5kJ/kg，過冷液體比焓hsc=278.7kJ/kg，于是制冷劑的質量流量qm,r為

qm,r=Qc/（hd-hsc）=29740/（456.5-278.7）×1000=0.2kg/s

取進口的空氣溫差Ta2-Ta1=12℃，則空氣的體積流量qv,a為

qv,a=Qc/ρacP，a（Ta2-Ta1）=29740/1.1378×1.0076×103×12m3/s=2.1m3/s

5.2.2結構初步規劃

冷凝器選用平行流式結構，多孔扁管截面與百葉窗翅片的結構型式及尺寸如圖所示：翅片寬度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˚；多孔扁管分四個內孔，每個內空高度為2mm；寬度為3.35mm，扁管外壁面高度為3mm，寬度WT=16mm，分三個流程，扁管數目依次為12、8、5。取迎面風速為va=6m/s。

根據初步規劃（如上圖所示），可計算下列參數：

（1）每米管長扁管內表面積Ar為

Ar=[2×（2+3.35）×10-3]×4m2/m=4.28×10-2m2/m

（2）每米管長扁管外表面積Ab,a為

Ab,a=2×（16+3）×10-3m3/m=3.8×10-3m2/m

（3）每米管長翅片表面積Af，a為

Af，a=2×8.1×10-3×16×10-3×1/（1.4×0.001）m2/m=0.1851m2/m

（4）每米管長總外表面積Aa為

Aa=Ab，a+Af，a=3.8×10-2（m2/m）+0.185（m2/m）=0.223（m2/m）

（5）百葉窗高度hL為

hL=0.5×PL×tanaL=（0.5×1.1×tan27˚）mm=0.2802mm

（6）扁管內孔水力直徑Dn，r為

Dn，r=（4×2×3.35）/[2×（2+3.35）]mm=2.5047mm

（7）翅片通道水力直徑Dh，a為

Dh，a=[2×（1.4-0.135）×（8.1-0.135）]/[（1.4-0.135）+（8.1-0.135）]mm=2.183mm

5.2.3空氣側表面傳熱系數aa

最小截面處風速va,max為

va,max=[6×1.4×（8.1+3）]/[（1.4-0.2802-0.135）×（8.1-0.135）]m/s=11.8m/s

按空氣進出口溫度的平均值Ta=（Ta1+Ta2）/2=（35+47）/2=41℃，查取空氣的密度ρ=1.1025kg/m3，動力黏度μ=19.2×10-6kg/（m·s）；熱導率λ=2.7×10-2W/（m·k）；普朗特數Pr=0.699，并計算出雷諾數Re，傳熱因子J，努塞爾數Nu及空氣側表面傳熱系數aa；

Rea=（ρva,maxPL）/μ=（1.1025×11.8×1.1×10-3）/（19.2×10-6）=745

J=0.249×7450.42×0.28020.33（6.5/8.1）1.1×8.10.26=1.548×10-2

Nu=JReaPr1/3=0.01548×745×0.6991/3=7.735

aa=Nuλ/PL=7.735×2.78×10-2/（1.1×10-3）=195.5W/（m2·k）

5.2.4制冷劑側表面傳熱系數ar

根據Tc=60℃，查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二）和熱物理性質圖，可以求得：

液態制冷劑的密度ρ1=1/（0.94775×10-3）kg/m3=1055.13kg/m3

氣態制冷劑的密度ρv=1/（11.538×10-3）kg/m3=86.67kg/m3

液態制冷劑的動力粘度μ1=135.35×10-6kg/（m·s）

液態制冷劑的導熱率λ1=66.64×10-3W/（m·k）

液態制冷劑的普朗特數PrL=v1/a1=（0.128×10-6）/（0.0385×10-6）=3.3325

冷凝器中，由于制冷劑進口過冷，因此計算制冷劑當量流量時，取平均干度χ=0.5，于是當量制冷劑質量流量qmr,eq為

qmr,eq=[（1-0.5）+0.5×1055.13/86.67]0.5×0.056243kg/s=0.1443kg/s

（1）第一流程的參數計算

單一內孔當量制冷劑質量流量q''''mr,eq為

q''''mr,eq=qmr,eq/（4×12）=0.1443/48=3.007×10-3kg/s

Reeq，r=[（q''''mr,eq×）/（πD2h1r/4）]/μL=（4q''''mr,eq）/（πDh1rμL）

=（4×3.007×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=11293

Nu=0.0265Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×112930.8×3.33250.333=69.118

制冷劑側表面傳熱系數ar為

ar=（Nuλ1）/Dh1r=（69.118×66.64×10-3）/（2.5047×10-3）=1839W/（m2·k）

（2）第二流程的參數計算，其方法與第一流程一樣。

當量制冷劑質量流量q''''mr,eq為

q''''mr,eq=qmr,eq/（4×8）=0.1443/32=4.511×10-3kg/s

Reeq，r=[（q''''mr,eq×）/（πD2h1r/4）]/μL=（4q''''mr,eq）/（πDh1rμL）

=（4×4.511×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=16942

Nu=0.0265Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×169420.8×3.33250.333=95.61

制冷劑側表面傳熱系數ar為

ar=（Nuλ1）/Dh1r=（95.61×66.64×10-3）/（2.5047×10-3）=2544W/（m2·k）

（3）用同樣的方法可獲得第三流程的參數。

當量制冷劑質量流量q''''mr,eq為

q''''mr,eq=qmr,eq/（4×5）=0.1443/20=7.217×10-3kg/s

Reeq，r=[（q''''mr,eq×）/（πD2h1r/4）]/μL=（4q''''mr,eq）/（πDh1rμL）

=（4×7.217×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=27107

Nu=0.0265Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×271070.8×3.33250.333=139.25

制冷劑側表面傳熱系數ar為

ar=（Nuλ1）/Dh1r=（139.25×66.64×10-3）/（2.5047×10-3）=1839W/（m2·k）

（4）由于制冷劑側三個流程的表面傳熱系數不一樣，傳熱面積也不同，因此必須按面積百分比計算其平均值。平均表面傳熱系數ār為

ār=（1839×12×10-3+2544×8×10-3+3705×10-3）/[（12+8+5）×10-3]W/（m2·k）=2438W/（m2·k）

5.2.5如果忽略管壁熱阻及接觸熱阻、忽略制冷劑側污垢熱阻

取空氣側污垢熱阻ra=0.0003（m2·k）/W，則傳熱系數k為

k=1/（1/ār·Aa/Ar+ra+1/aa）=1/[1/2438×02231/（428×10-3）+0.0003+1/1955]W/（m2·k）=132.4W/（m2·k）

對數平均溫差為

∆tm=（Ta2-TaL）/ln[（Tc-TaL）/（Tc-Ta2）]=12/ln[（60-35）/（60-47）]℃=22.94℃

所以所需傳熱面積（以外表面為基準）A0為

A0=Qc/k∆tm=29740/（132.4×22.94）=9.1m2

所需扁管長度為

L=A0/（Aa×25）=9.1/（0.2231×25）=1.6m

取L=1.6m。

5.2.6校正空氣流量

按迎風面積和進風面風速計算空氣體積流量qva為

qva=va（3+8.1）×10-3×25L=6×11.1×10-3×25×0.550m3/s=11m3/s

與第一步按熱平衡關系計算出的11.8m3/s相對誤差不大，不再重算。

5.2.7計算空氣側阻力損失

ƒ=5.47RePL0.72hL0.37（lL/hF）0.89PL0.2hF0.23

=5.47×7450.72×0.28020.37×（6.5/8.1）0.891.10.28.10.23

=64.4524×10-3

則空氣側阻力損失∆Pa為

∆Pa=4ƒ·WF/Dh，a·ρa·v2a，max

=4×64.4524×10-3×0.016/（2.183×10-3）×1.1025×11.82Pa

=253.5Pa

最后根據空氣阻力和風量選擇風機。

5.3蒸發器

要求夏季提供29311W的制冷量，由系統熱力計算得出。采用制冷劑R134a時，制冷劑循環量qmr=0.042kg/s。此時，蒸發溫度為2℃，我們取蒸發器進風溫度：干球溫度27℃，濕球溫度19.5℃。

5.3.1計算制冷劑進出口參數

由制冷量和制冷劑循環量，可求出制冷劑進出口比焓差∆hr為

∆hr=hr2-hr1=Qe/qmr=29311/0.042KJ/kg=142.85kJ/kg

取制冷劑進口干度χ=0.3，則根據蒸發溫度查HFC134a的lgP-h圖，有hr1=261.624kJ/kg，于是制冷劑出口比焓值hr2為

hr2=hr1+∆hr=142.85+261.624=404.48J/kg

同時可計算出蒸發器出口制冷劑溫度為tr2=7.98℃，過熱度為5.98℃。

5.3.2初步規劃

散熱板及翅片與百葉窗尺寸

翅片：寬度WF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度δF=0.1mm，間距PF=1.8mm；

百葉窗間距PL=1.1mm，百葉窗長度lL=6.8mm，百葉窗角度αL=37˚。

散熱板：寬度WT=65mm，高度hT=3.0mm，厚度δT=0.5mm，邊緣寬3.4mm，內部隔熱板寬3.7mm。由此可計算出內部流道尺寸hH，WH分別為

hH=hT-2δT=（3.0-2×0.5）mm=2.0mm

WH=WT-2×3.4-3.7=65-2×3.4-3.7mm=54.5mm

（1）每米散熱板內表面積Ar為

Ar=2（hH+WH）=2（2+54.5）×10-3m2/m=113×10-3m2/m

（2）每米散熱板外表面積Ab,a為

Ab,a=2（hT+WT）=2×（3+65）×10-3m2/m=136×10-3m2/m

（3）每米散熱板長迎風面積Aface為

hT+hF=（3+7.9）×10-3m2/m=10.9×10-3

（4）每米散熱板長翅片面積Af，a為

Af，a=2×7.9×10-3×65×10-3×1/（1.8×0.001）m2/m=570.555×10-3m2/m

（5）每米散熱板長總外表面積Aa為

Aa=Ab,a+Af，a=136×10-3+570.555×10-3m2/m=706.555×10-3m2/m

（6）肋通系數a

a=Aa/Aface=706.555×10-3/0.0109=64.822

（7）百葉窗高度hc為

hc=0.5PLtanαL=0.5×1.1×10-3×tan37˚mm=414.455×10-3mm

（8）散熱板內孔水力直徑Dh，r為

Dh，r=（4hH·WH/2）/[2·（hH+WH/2）]

=（4×2×54.5/2）/[2×（2+54.5/2）]mm=3.7265mm

5.3.3干工況下空氣側表面傳熱系數計算

選取迎面風速va=5m/s，根據已知條件，求最小截面處風速為

va,max=va{[PF×10-3（hF+hT）×10-3]/[（PF-hc-δF）（hF-δF）×10-6]}

=5×{[1.8×10-3（7.9+3）×10-3]/[（1.8-0.414455-0.1）

×（7.9-0.1）×10-6]}=9.78kg/s

按空氣進出口溫度的平均值Ta=20℃，查取空氣的密度ρ=1.205kg/m3，動力黏度μ=18.1×10-6kg/（m·s），熱導率λ=2.59×10-2W/（m·k），普朗特數Pr=0.703等物理性質，并計算出空氣側的雷諾數，傳熱因子J，努塞爾數Nu，表面傳熱系數aa。

Rea=ρva,maxPL/μ=1.205×5.87×1.1×10-3/（18.1×10-6）=430

J=0.249RPL-0.42hL0.33（lL/hF）1.1hF0.26

=0.249×430-0.42×0.4144550.33（6.8/7.9）1.1×7.90.26=0.0211698

Nu=JReaPr1/3=0.0211698×430×0.7031/3=8.092

aa=Nuλ/PL=8.092×2.59×10-2/（1.1×10-3）=190.524W/(㎡·℃)

5.3.4計算析濕系數與濕工況下空氣側表面系數

設定出風溫度為干球溫度7.25℃，濕球溫度6.5℃，則比焓為21.575kJ/kg（干），同時已知蒸發器進風溫度為：干球溫度27℃，濕球溫度為19.5℃，比焓為55.6kJ/kg（干）。

求出析濕系數ξ=（ha1-ha2）/[cP,a（ta1-ta2）]=（55.6-21.575）/[1.015252×（27-7.25）]=1.6969

于是，濕球工況下空氣側表面傳熱系數aeq,a為

aeq,a=ξaa=1.6969×190.524W/（m2·k）=323.3W/（m2·k）

5.3.5初估迎風面積和總傳熱面積

（1）計算干空氣流量qm,a為

qm,a=Qe/（ha1-ha2）=29311/（55.6-21.575）=0.8kg/s

（2）計算干迎風面積Aface，o為

Aface，o=qm，a/ρva=0.8/（1.205×3）m2=234×10-3m2

（3）計算以外表面為基準的總傳熱面積A0為

A0=aAface，o=64.822×0.234=15.1683m2

（4）計算散熱板長度lT。一共22塊散熱板，分兩個流程，每個流程11塊散熱板，則

lT=Aface，o/[（hT+hF）×22]=0.234/[（0.003+0.0079）×22]=0.976m

取lT=1m。

5.3.6計算制冷劑側表面傳熱系數

由te=2℃，查HFC134a飽和狀態下的熱力性質圖表（附圖二）及熱物性圖，可得：

液態制冷劑的密度ρL=1/（0.77769×10-3）kg/m3=1285.86kg/m3

液態制冷劑的動力粘度μ1=266.78×10-6

液態制冷劑的普朗特數PrL=v1/a1=（0.2075×10-6）/（0.0523×10-6）=3.968

氣態制冷劑的導熱率λv=12.034×10-3W/（m·k）

氣態制冷劑的密度ρv=1/（63.645×10-3）kg/m3=15.712kg/m3