汽车自动空调系统毕业设计

'汽车自动空调系统毕业设计1绪论1.1引言汽车空调的普及，是提高汽车竞争能力的重要手段之一。随着汽车工业的发展和人们物质生活水平的提高，人们对舒适性，可靠性，安全性的要求愈来愈高。国内近年来，汽车生产厂家越来越多，产量越来越大，大量中高档车需要安装空调。因此，对汽车空调的研究开发特别重要。1.2汽车空调器发展的历史、现况与发展趋向汽车工业是我国的支柱产业之一，其发展必然会带动汽车空调产业的发展。汽车空调作为空调技术在汽车上的应用，它能创造车室内热微环境的舒适性，保持车室内空气温度、湿度、流速、洁净度、噪声和余压等在热舒适的标准范围内，不仅有利于保护司乘人员的身心健康，提高其工作效率和生活质量，而且还对增加汽车行始安全性具有积极作用。46 就世界上汽车空调技术发展的历史来看，其发展的速度也是惊人的。1927年就诞生了较为简单的汽车空调装置，它只承担冬季向乘员供暖和为挡风玻璃除霜的任务。直到1940年，由美国Packard公司生产出第一台装有制冷机的轿车。1954年才真正将第一台冷暖一体化整体式设备安装在美国Nash牌小汽车上。1964年，在Cadillac轿车中出现了第一台自动控温的汽车空调。1979年，美国和日本共同推出了用微机控制的空调系统，实现了数字显示和最佳控制，标志着汽车空调已进入生产第四代产品的阶段。汽车空调技术发展至今，其功能已日趋完善，能对车室进行制冷，采暖，通风换气，除霜(雾)，空气净化等。我国空调产业发长速度虽然较快，但是目前国内车用空调系统生产基本上仍是处于引进技术与开发、研究并举的阶段。从目前发展情况来看,涡旋式压缩机将是我国未来汽车空调的主要机型。由于这种压缩机无吸、排气阀,因此,工作可靠、寿命长,容积效率一般比滚动活塞式提高左右,吸排气连续、气流脉动小,运转平稳、且扭矩变化均匀,最高转速可达左右,体积比往复式小,重量比往复式轻,绝热效率提高。但涡旋式压缩机在机械加工工艺方面难度较大,须用专门的精密数控加工设备,目前国内正着手研制这种新机型。换热器性能的优劣,对汽车空调节能极为重要。由于汽车空调趋向小型化,因而也要求换热器向体积小、重量轻的高效小型化发展。为此,汽车空调换热器应从这几方面进行改进冷凝器将采用平流式冷凝器,它改变了传统的制冷剂单通方式。其换热能力比管带式冷凝器强,使冷凝温度和压力降低,同时系统的排气压力和输人功率也随之降低。蒸发器采用层流式,它类似于板式蒸发器,制冷剂在很小的传热板间流动。其换热效率比管带式提高左右,是将来最有前途的蒸发器型式。散热翅片将采用超级条缝片,超级条缝片与平片相比,其换热效果将会提1-2倍左右。1.3课题的提出及主要研究方法该课题的提出主要是因为个人毕业后的就业，考虑到毕业后要从事汽车方面的研究，并且自己所学专业在这方面主要是汽车电子方面方面的知识，所以综合虑后便定下来这个课题。该课题的主要研究方法是通过对的归纳。总结主要设计空调零件系统总成，安装位置示意图，自动空调系统线路图，自动空调系统控制电路图。2自动空调的整体设计46 2.1汽车空调元器件系统总成2.1.1空调系统的组成1、空调系统的组成：汽车空调一般主要由压缩机、电控离合器、冷凝器、蒸发器、膨胀阀、储液干燥器、管道（分高压管路、低压管路。）、冷凝风扇等组成。（1）电磁离合器：在非独立式汽车空调制冷系统中，压缩机是由汽车主发动机驱动的。在需要时接通或切断发动机与压缩机之间的动力传递。另外，当压缩机过载时，它还能起到一定的保护作用。因此，通过控制电磁离合器的结合与分离，就可接通与断开压缩机。当空调开关接通时，电流通过电磁离合器的电磁线圈，电磁线圈产生电磁吸力，使压缩机的压力板与皮带轮结合，将发动机的扭矩传递给压缩机主轴，使压缩机主轴旋转。当断开空调开关时，电磁线圈的吸力消失。在弹簧作用下，压力板和皮带轮脱离，压缩机便停止工作。（2）压缩机：作用是使制冷剂完成从气态到液态的转变过程，达到制冷剂散热凝露的目的。同时在整个空调系统，压缩机还是管路内介质运转的压力源，没有它，系统不仅不制冷而且还失去了运行的动力。本次使用的是叶片式压缩机。用于汽车制冷系统的压缩机按运动型式可分为：往复活塞式、曲轴连杆式、径向活塞式、轴向活塞式、翘板式、斜板式、旋转、旋叶式、圆形汽缸、椭圆形汽缸、转子式、滚动活塞式、三角转子式、螺杆式、涡旋式。1）曲轴连杆式压缩机：它是一种应用较为广泛的制冷压缩机。压缩机的活塞在汽缸内不断地运动，改变了汽缸的容积，从而在制冷系统中起到了压缩和输送制冷剂的作用。压缩机的工作，可分为压缩、排气、膨胀、吸气等四个过程2)46 斜板式压缩机：它的润滑方式有两种，一种是采用强制润滑，用由主轴驱动的油泵供油到各润滑部位及轴封处。主要用于豪华型轿车或小型客车较大制冷量的压缩机。另一种是采用飞溅润滑，我国上海内燃机油泵厂生产的斜板式压缩机即是采用飞溅润滑。斜板式压缩机结构紧凑，效率高，性能可靠，因而适用于汽车空调。旋叶式压缩机：由于旋转叶片式压缩机的体积和重量可以做到很小，易于在狭小的发动机舱内进行布置，加之噪声和振动小以及容积效率高等优点，在汽车空调系统中也得到了一定的应用。但是旋转叶片式压缩机对加工精度要求很高，制造成本较高。4)滚动活塞式压缩机：滚动活塞式压缩机具有质量小、体积小、零部件少、效率高、可靠性好以及适宜于大批量生产等优点。（3）冷凝器：汽车空调制冷系统中的冷凝器是一种由管子与散热片组合起来的热交换器。其作用是：将压缩机排出的高温、高压制冷剂蒸气进行冷却，使其凝结为高压制冷剂液体。汽车空调系统冷凝器均采用风冷式结构，其冷凝原理是：让外界空气强制通过冷凝器的散热片，将高温的制冷剂蒸气的热量带走，使之成为液态制冷剂。制冷剂蒸气所放出的热量，被周围空气带走，排到大气中。汽车空调系统冷凝器的结构形式主要有管片式、管带式和鳝片式三种。1)管带式它是由多孔扁管与S形散热带焊接而成。管带式冷凝器的散热效果比管片式冷凝器好一些(一般可高10%左右〉，但工艺复杂，焊接难度大，且材料要求高。一般用在小型汽车的制冷装置上。2)鳝片式它是在扁平的多通管道表面直接锐出鳝片状散热片，然后装配成冷凝器，如图13所示。由于散热鳝片与管子为一个整体，因而不存在接触热阻，故散热性能好；另外，管、片之间无需复杂的焊接工艺，加工性好，节省材料，而且抗振性也特别好。所以，是目前较先进的汽车空调冷凝器。（4）蒸发器：也是一种热交换器，也称冷却器，是制冷循环中获得冷气的直接器件。其作用是将来自热力膨胀阀的低温、低压液态制冷剂在其管道中蒸发，使蒸发器和周围空气的温度降低。同时对空气起减湿作用。46 （5）膨胀阀：膨胀阀也称节流阀，是组成汽车空调制冷系统的主要部件，安装在蒸发器入口处，是汽车空调制冷系统的高压与低压的分界点。其功用是：把来自储液干燥器的高压液态制冷剂节流减压，调节和控制进入蒸发器中的液态制冷剂量，使之适应制冷负荷的变化，同时可防止压缩机发生液击现象(即未蒸发的液态制冷剂进入压缩机后被压缩，极易引起压缩机阀片的损坏)和蒸发器出口蒸气异常过热。（6）储液干燥器储液干燥器简称储液器。安装在冷凝器和膨胀阀之间，其作用是临时储存从冷凝器流出的液态制冷剂，以便制冷负荷变动和系统中有微漏时，能及时补充和调整供给热力膨胀阀的液态制冷剂量，以保证制冷剂流动的连续和稳定性。同时，可防止过多的液态制冷剂储存在冷凝器里，使冷凝器的传热面积减少而使散热效率降低。而且，还可滤除制冷剂中的杂质，吸收制冷剂中的水分，以防止制冷系统管路脏堵和冰塞，保护设备部件不受侵蚀，从而保证制冷系统的正常工作。储液器出口端旁边装有一只安全熔塞，也称易熔螺塞，它是制冷系统的一种安全保护装置。其中心有一轴向通孔，孔内装填有焊锡之类的易熔材料，这些易熔材料的熔点一般为85℃-95℃。（7）风机：汽车空调制冷系统采用的风机，大部分是靠电机带动的气体输送机械，它对空气进行较小的增压，以便将冷空气送到所需要的车室内，或将冷凝器四周的热空气吹到车外，因而风机在空调制冷系统中是十分重要的设备。风机按其气体流向与风机主轴的相互关系，可分为离心式风机和轴流式风机两种。2、空调系统的工作过程：压缩机运转时，将蒸发器内产生的低温低压制冷剂蒸气吸入并压缩后，在高温高压（约700C，1471KPa）的状况下排出。这些气态蒸气流入冷凝器，并在此受到散热和冷却风扇的作用强制冷却到500C左右。这时，制冷剂由气态变为液态。被液化了的制冷剂，进入干燥器，除去了水和杂质后，流入膨胀阀。高压的液态制冷剂从膨胀阀的小空流出，变为低压雾状后流入蒸发器。雾状制冷剂在蒸发器内吸热汽化变为气态制冷剂，从而使蒸发器表面温度下降。从送风机出来的空气，不断流过蒸发器表面，被冷却后送进车厢内降温。气态制冷剂通过蒸发器后又重新被压缩机吸入，这样反复循环即可达到制冷目的。3、汽车空调主要功能包括以下4大部分:制冷、制热、通风、除湿46 制冷系统原理：汽车空调的压缩机依靠汽车发动机的动力提供,汽车在怠速状态下打开空调制冷怠速会明显增大,油耗也会相应的增加,油耗增加的大小与环境温度有最直接的关系,环境温度高制冷剂膨胀的压力大,发动机驱动空调的消耗也相应加大,环境温度低油耗相应减少。制热系统原理：汽车空调制热与压缩机没有丝毫关系,制热的热源不是空调本身获取的,是由汽车的散热水箱（中控台下面的暖风机总成内的副水箱）提供,早晨在热车前空调吹出来的是冷风,待热车后空调热风源源不断的送出来,制热本身基本没有能量消耗,是利用汽车的余热完成的.但在冬季，为了提升水温，加大喷油量，也使耗油量增加。但是只是在启动初期，等发动机运转正常，就是利用发动机的散热来供暖了。（而有的柴油车由于水温上升慢，为了一发动车就能享受到暖风，所以在暖风机里面加有电热丝）。通风：通风分为内循环和外循环,使用内循环时车内空气基本不与外界交流,使用外循环时位于挡风玻璃下的新风口会将外界的空气源源不断的送进来,以保持车内空气的清新.除湿：空调制冷的过程就是除湿的过程,从制冷时产生的大量冷凝水就可以看出来了,在湿度较大的阴雨天气或是温差太大的时候车内的玻璃上容易起雾,打开空调驱雾就是一个除湿的过程。2.1.2空调系统原理图46 图1.2.1空调系统原理图2.1.3冷却系统的设计冷却系统说明内燃机运转时，与高温燃气相接触的零件受到强烈的加热，如不加以适当的冷却，会使内燃机过热，充气系数下降，燃烧不正常（爆燃、早燃等），机油变质和烧损，零件的摩擦和磨损加剧，引起内燃机的动力性、经济性、可靠性和耐久性全面恶化。但是，如果冷却过强，汽油机混合气形成不良，机油被燃烧稀释，柴油机工作粗爆，散热损失和摩擦损失增加，零件的磨损加剧，也会使内燃机工作变坏。因此，冷却系统的主要任务是保证内燃机在最适宜的温度状态下工作。发动机的工况及对冷却系统的要求一个良好的冷却系统，应满足下列各项要求：1）散热能力能满足内燃机在各种工况下运转时的需要。当工况和环境条件变化时，仍能保证内燃机可靠地工作和维持最佳的冷却水温度；2）应在短时间内，排除系统的压力；46 3）应考虑膨胀空间，一般其容积占总容积的4-6%；4）具有较高的加水速率。初次加注量能达到系统容积的90%以上。5）在发动机高速运转，系统压力盖打开时，水泵进口应为正压；6）有一定的缺水工作能力，缺水量大于第一次未加满冷却液的容积；7）设置水温报警装置；8）密封好，不得漏气、漏水；9）冷却系统消耗功率小。启动后，能在短时间内达到正常工作温度。10）使用可靠，寿命长，制造成本低。冷却系统的总体布置冷却系统总布置主要考虑两方面：一是空气流通系统；二是冷却液循环系统。在设计中必须作到提高进风系数和冷却液循环中的散热能力。提高通风系数：总的进风口有效面积和散热器正面积之比≥30%。对于空气流通不顺的结构，需要加导风装置使风能有效的吹到散热器的正面积上，提高散热器的利用率。在整车空间布置允许的条件下，尽量增大散热器的迎风面积，减薄芯子厚度。这样可充分利用风扇的风量和车的迎面风，提高散热器的散热效率。一般货车芯厚不超过四排水管，轿车芯厚不超过二排水管。在整车布置中散热系统中，还要考虑散热器和周边的间隙，散热器到保险杠外皮的最小距离100毫米，如果发动机的三元催化在前端的话，还要考虑风扇到三元催化本体距离至少100毫米，到三元催化隔热罩距离至少80毫米。一般三元催化的隔热罩到本体大概有15毫米，隔热罩厚度为0.5－1毫米，一般材料为st12。散热器布置46 货车散热器一般采用纵流水结构，因为货车的布置空间也较宽裕。而且纵流水结构的散热器强度及悬置的可靠性较好，轿车多采用散热器横流水结构，因为轿车车身较低，空间尺寸紧张。横流水结构散热器能充分地利用轿车的有限空间最大限度地增加散热器的迎风面积。散热器分成水冷和风冷两种冷却形式，风冷主要用在行驶在沙漠地带的车辆的冷却，但是决大多数的车辆采用水冷冷却形式。散热器悬置布置：散热器通常为四点悬置，也可以采用三点悬置。其中主悬置点为2个，辅助悬置点为2个或1个。所有悬置点应布置在同一个部件总成上，改善散热器受力情况，以尽量减少散热器的振动强度。主悬置点与其连接的部件总成之间以胶垫或胶套等柔性非金属材料过渡以达到减震的目的。主悬置点的胶垫压缩量一般为其自由高度的1/5左右。少数轿车因其整车的减振胶垫或胶套而进行刚性连接。中，重型载货汽车由于散热器的质量大及使用环境较差，一般要在散热器的外部增加一个刚性较大的保护框架，以防止振动等外界力直接作用在散热器上。悬置点设置在框架上。轻型货车和轿车一般不加保护框架，悬置点设置在散热器的侧板或水室上。为提高散热器强度一些车散热器上加有十字拉筋。护风罩布置护风罩的作用是确保风扇产生的风量全部流经散热器，提高风扇效率。护风罩对低速大功率风扇效率提高特别显著。风扇与护风罩的径向间隙较小，风扇的效率越高。但间隙过小，车在行驶中由于振动会造成风扇与护风罩之间的干涉。风扇与护风罩之间的径向间隙一般控制在5mm－25mm。当风扇与护风罩之间的干涉。风扇与护风罩安装在同一零部件总成上（如同在底盘或同在车身上）其径向与相对运动，风扇与护风罩之间的间隙可以下线，否则取上限。风扇与护风罩的轴向位置一般为：风扇径向投影宽度的2/3在护风罩内，1/3在护风罩外，以增加导流减小背压。在大批量生产的车型中多采用塑料护风罩。铁护罩多用于批量小或直径较大的车型中。在某些车型中，特别是轿车，护风罩在常开有多个窗口并加以单向帘布。当车速较高，风扇停止运转时帘布打开减小护风罩的风阻，当风扇启功后，帘布关闭提高风扇效率。46 风扇布置风扇直径大小应和散热器的形状相协调，条件允许时可增大风扇的直径，降低风扇转速。以达到减小功率消耗和降低噪音的目的。在某些散热器长，宽比例相差较大时，如轿车散热器，有时采用两个直径较小的风扇所取代。特别是要求转速较高的风扇中已全部采用塑料风扇。电动风扇是由电动机来驱动风扇，电动机的启动与停止是受水温直接感应的温度开关来控制。电动风扇具有起动温度与设定温度一致，布置位置灵活，不受发动机转速的影响，汽车在低速怠速时冷却效果好等优点，冷车启动时水温上升较快。但也多用于发动机横置的轿车。节温器布置目前汽车上应用的节温器均采用蜡式感应体节温器。当冷却水温温度升高时蜡膨胀，节温器开启，冷却水流经散热器进行大循环。当冷却水的温度降低时蜡体积缩小，节温器关闭，冷却水不经过散热器，短路流经发动机刚体进行小循环。节温器一般布置在发动机的出水口处。要求节温器的泄漏量小，全开时流通面积大。增大节温器的流通面积可以通过提高节温器阀门的升程和增加阀门的直径来实现。国外较先进的节温器多通过提高阀门升程来增大流通面积，这样可以减少因增大节温器阀门直径带来的卡滞，密封不严等问题。但是增大节温器的升程，对节温器技术要求较高。有些发动机为增加节温器的流通面积多采用两只节温器并联结构。水泵布置水泵的流量及扬程根据不同的发动机而定。流量一般为发动机额定功率的1.5－2.7倍。，扬程一般为0.7kpa－1.5kpa，扬程过高对冷却系统的密封性会产生不利的影响。水泵的可靠性主要取决于水封和轴承，轴承普遍采用轴连轴承及永久式润滑结构，水封采用陶瓷，碳化硅动环和石墨静环整体式水封。轴承的游隙及水封的气密性要严格控制。膨胀箱布置尽量靠近散热器布置，使得水管长度最短；膨胀箱的高度要高于冷却系统所有部件。46 冷却系统主要部件匹配设计要点在整车总布置空间允许的条件下，尽量增大散热器的迎风面积。在保证风量不变的条件下，可以适当增加风扇直径，降低风扇转速，减少噪声和率消耗。冷却系统的最高水温应以发动机的允许使用水温为标准。节温器的全开温度应为发动机正常工作水温范围的中限，开启温度应为发动机正常工作水温范围的下限。但因节温器的自身特性，开启温度一般低于全开温度10摄氏度左右。冷却系统轮廓图（例子）1.散热器张紧板2.六角法兰面螺栓3.橡胶衬套4.散热器总成5.弹性卡箍6.发动机出水管7.弹性卡箍8.水管－膨胀箱至散热器9.水管卡片10.六角法兰面螺栓11.管夹12.六角法面螺栓13.膨胀箱总成14.弹性卡箍15.水管－膨胀箱至水泵16.水管－发动机至膨胀箱17.弹性卡箍18.发动机进水管19.弹性卡箍20.弹性卡箍21.暖风机进水管22.弹性卡箍23.暖风机出水管24.橡胶软垫25.六角法兰面螺栓26.风扇电机带护风圈总成冷却系的主要设计参数:发动机主要参数：类型：水冷4冲程，直列4缸SOHCVTEC，16气门横置气缸直径与行程：86.0mm×97.0mm46 发动机排量：2254ml压缩比：8.9：1最大功率：110kw/5700rpm最大扭矩：612N.m/4900rpm在设计或选用冷却部件时应以散入冷却系统的热量Q为原始数据，来计算冷却系统的循环水量和冷却空气量：用经验式燃料热能传给冷却系的分数,取同类机型的统计量汽油机A=0.23～0.30，取A=0.25燃料消耗率，kg/kw.h；汽油机0.205～0.320取0.25-发动机有效功率，取最大功率110kw若水冷式机油散热器，要增加散热量，增大5%～10%.在算出发动机所需的散走的热量后，可计算冷却水循环量-冷却水循环的容许温升（-），取-水的密度，（1000kg/）-水比热（4.187kJ/kg.）实际冷却水循环量为冷却空气需要量：-散热器前后流动空气的温度差，取20-空气密度，一般取1.01kg/-空气的定压比热，可取=1.047kJ/kg.2.1.4散热器的设计46 1.散热器的计算所根据的原始参数是散热器散发的热量和散热器的外形尺寸。散热器散发的热量就等于发动机传给冷却液的热量。已知散热器散发的热量后，所需散热面积F可由下式计算：F=ψ／KK-散热器的传热系数散热器贮备系数，水垢及油泥影响等，一般=1.1～1.5，取1.1-冷却水与空气的平均温差，取散热器的不同部位，其冷却水与空气温差不同，通常采用平均温差，—散热器进水温度，取—散热器出水温度，取—空气进入散热器时的温度，取—空气离开散热器时的温度，取—从冷却水到散热器壁的放热系数,当冷却水流速为0.2～0.6m/s时，约为2000～3500，取3500。—散热管导热系数，纯铝导热系数为230W/m.k,换算为—散热管壁厚，0.0002m—散热管到空气的散热系数，当流过散热管的空气流速为10～20m/s时，=60～105，取105。散热面积散热器细节计算在计算出散热面积后，就是散热器芯部的选择。从结构上分主要有管片式和管带式两种（如图1）。这里选用管带式散热器。根据汽车行业标准QC/T29025-1991,选择如下芯子：冷却管选取高频对焊型冷却管Ⅳ型号，=2mm,L=16m,选用型双排冷却管，如图1冷却型号规格B1LⅠ2×13213Ⅱ2.2×142.214Ⅲ2.5×152.51546 Ⅳ2×16216Ⅴ2.2×192.219图12.1.5空调压缩机的选用（1）确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度 在这里忽略压缩机吸气管路和排气管路的压力损失，根据任务书中的已知条件可知制冷剂R134a在额定空调工况下压缩机的吸气压力和排气压力分别为：Pd=1700KpaPS=349.63KPa。(2)根据PS和ts，查表R134a过热蒸气的热力性质表得：压缩机吸气口制冷剂比焓hs=405.97KJ/Kg，比体积υs=0.05976m3/Kg，比熵SS=1.737KJ/(Kg•K)(3) 根据PS和SS，查R134a过热蒸气的热力性质表得：压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hd，s=435.58 KJ/Kg。(3) 额定空调工况下压缩机的指示效率ηi为：ηi=Te/Tc+b*te=(5+273.15)/(60.5+273.15)+0.002×5=0.844(4) 额定工况下，压缩机的排气比焓为：hd=hs+(hd,s—hs)/ηi=405.97+(435.58—405.97)/0.844=441.05 KJ/Kg(5) 根据Pd和hd，查R134a过热蒸气的热力性质表得：额定工况下压缩机的排气温度td=71.4℃。2）计算额定空调工况制冷系统所需制冷量(1) 根据以知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度t4,为：t4,=tc—△tsc=60.5℃—5℃=55.5℃。(2) 蒸发器出口制冷剂气体温度为：t1=te+△tsh=5℃+5℃=10℃。46 (3) 按t4,查表有：蒸发器进口制冷剂比焓h5,=h4,=280.67 KJ/Kg，按t1和Pe查表有：蒸发器出口制冷剂比焓h1=hs=405.97KJ/Kg。(4) 在额定空调工况下，蒸发器的单位制冷量qe,s为：qe,s=h1—h5,=405.97—280.67=125.3KJ/Kg。(5) 稳态工况，制冷系统所需制冷器应与车厢热负荷平衡，计算是应留有一定的余量，以考虑实际情况与车厢热负荷平衡是可能存在的差距。设该余量为10%，则制冷系统所需制冷量Qe,s为：Qe,s=1.1×Qs=1.1×5446W=5991W3）将额定空调工况下制冷系统所需制冷量换算成压缩机所需制冷量(1)额定空调工况下制冷系统所需制冷剂的单位质量流量qm,s为：qm,s= Qe,s/ qe,s=5.991/125.3=0.0478Kg/s。(2)额定空调工况下压缩机的单位质量制冷量qe,c为：    qe,c=hs—h5/=405.97—280.67=125.30KJ/Kg。  (3)额定空调工况下压缩机的单位体积制冷量qv,c为：    qv,c= qe,c/υs=125.30/0.05976=2096.72KJ/m3。 (4)对于稳态过程，制冷系统中各组成部件的制冷剂质量流量应当一致，因而额定空调工况压缩机的制冷剂质量流量应为：Qm,c=Qm,s=0.0478Kg/s。该工况压缩机所需制冷量Qe,c= qe,c×qm,c=125.30×0.0478=5.989Kw。4）将额定空调工况下压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量(1)压缩机的测试工况条件：制冷剂冷凝温度tc,t=60.5℃;制冷剂的蒸发温度Te,t=5℃;膨胀阀前制冷剂液体过冷度△tsc,t=0℃;压缩机的吸气温度ts,t=t1/=7℃;压缩机的转速n=1800r/min;不考虑压缩机吸气管路及排气管路的压降。(2)根据制冷剂的蒸发温度te,t和冷凝温度tc,t，查R134a饱和状态下的热力性质表，46 得测试工况下制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为：Pe,t=349.63KpaPc,t=1700KPa。压缩机吸气压力Pst=pe,t=349.63KPa.压缩机的排气压力Pd,t=Pc,t=1700KPa。(3)根据ts,t和Ps，t，查表有压缩机测试工况下吸气比焓hst=402.0 KJ/Kg，吸气比体积υst=0.05881m3/Kg，吸气比熵Ss,t=1.724KJ/(Kg•K)。(4)根据膨胀阀前制冷剂液体温度t4=tc,t-△tsc,t=60.5℃，查表得膨胀阀前制冷剂液体比焓h4=288.72KJ/Kg。(5)测试工况压缩机的单位质量制冷量：qe.t=hs.t-h4=402.0-288.72=113.28 KJ/Kg。(6)测试工况压缩机单位体积制冷量qv,t为：qv,t=qc，t/υst=113.28/0.05881=1926.20KJ/m3。(7)由于额定空调工况下和测试工况西啊的冷凝压力(冷凝温度)蒸发压力(蒸发压力)，排气压力及吸气压力均可相同，则两种工况压缩机的输气系数也相同，即：λt=λc。于是所选压缩机在测试工况下所需制冷量是：Qe,t=Qe,c(λt/λc)(qv,t/qv,c)=5.991×1×1926.20/2096.72=5.502Kw。5）测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量qm,t为qm,t=Qe,t/qe,t=5.502/113.28=0.04857Kg/s。6）确定测试工况下压缩机所需轴功率(1) 根据Pd,t和Ss,t，查表得压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比hd,s=434.08 KJ/Kg， 制冷剂温度td,s=66.25℃。(2) 测试工况下压缩机单位等比熵压缩功Wts,t为：Wts,t=hd,s—hs,t=434.08—402.0=32.08KJ/Kg。(3) 测试工况下压缩机的理论等比熵功率Pts,t46 为：Pts,t= Wts,t•qm,t=32.08×0.04857=1.5581Kw。(4) 测试工况压缩机指示效率ηi,t为：ηi,t=Te,t/Tc,t+b•te,t=(5+273.15)/(60.5+273.15)+0.002×5=0.844。(5) 测试工况压缩机指示功率Pi,t为： Pi,t= Pts,t/ηi,t=1.5581/0.844=1.8461Kw。(6) 测试工况下压缩机摩擦功率Pm,t为Pm,t=1.3089D2×S×i×n×Pm×10-5=1.3089×(25.4×10-3)2 ×28.1×10-3×7×1800×0.50×105×10-5=0.1495Kw。(7) 测试工况下，压缩机所需轴功率Pe,t为：Pe,t= Pi,t +Pm,t=1.9600+0.1495=2.1095KW。根据压缩机的转速n的指定值和Qe,t，Pe,t，qm,t的计算结果粗选择压缩机的型号当Qe,t=5.520Kw，qm,t=0.04857Kg/s时，压缩机气缸工作容积大约在95.20cm3左右，试选取压缩机型号是SN7H10。根据压缩机的计算，查其产品使用说明书知理论排气量Vth=99.8cm3/r；制冷量可达Qet=5.7711KW>5.502KW；质量输气量qmr,t=0.050866Kg/s>0.04857Kg/s；压缩机的轴功率Pe,t=1.806<2.1095KW。结果表明，在考虑压缩机吸气管路和排气管路压力损失的条件下，所选SN7H10型压缩机的制冷量、质量输气量均大于计算结果，压缩机轴功率小于计算结果，完全满足系统运行要求，是能与所指定的车用空调系统相匹配的 。该压缩机具体参数如下：排量cm3/r缸数缸径mm行程mm最高转速r/min制冷剂润滑油功耗W99.8725.428.16500R134aAAI125cm3422.1.6空调蒸发器的设计计算46 本设计中要求设计的蒸发器为板翅式蒸发器，通过负荷计算可知在夏季需要向车内提供5446W的制冷量，采用R134a制冷剂，蒸发温度te=5℃，蒸发器出口过热度为5℃。已知蒸发器进风温度：干球温度27℃，湿球温度19.5℃，风量500m3/h.在下列计算中用下标“r”表示制冷剂侧，下标“a”表示空气侧，下标“1”表示进口，下标“2”表示出口。（1）由设计任务中的条件te=5℃，过热度为5℃，可知蒸发器出口制冷剂温度为tr2=10℃。根据进出口参数查R134a的热力性质表，得hr2=405.97kJ/kghr1=280.67kJ/kg.制冷剂循环量：(1)初步规划散热板及翅片与百叶窗尺寸示意图如下图所示散热板：宽wT=65mm，高hT=3.0mm，铝板厚δT=0.5mm，边缘宽3.4mm，内部隔板宽3.7mm，由此可计算出内部流道尺寸hH、wH分别为：翅片：宽度wF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度δF=0.1mm，间距pF=1.8mm；百叶窗间距pL=1.1mm，百叶窗长度lL=6.8mm，百叶窗角度αL=37°.1)每米散热板长内表面积 Ar为：2)每米散热板长迎风面积Aface为：46  每米散热板长翅片表面积Af，a为：3)每米散热器长总外表面积Aa为：4)肋通系数  a：5)百叶窗高度hL为：6) 散热板内孔水力直径 Dh，r为：7)翅片通道水力直径Dh，a 为：8)干工况下空气侧表面传热系数计算，选取迎面风速νa=3m/s，根据已知条件求最小截面处风速νa，max为按空气进出口温度的平均值,查取空气的密度ρ=1.205kg/s、动力粘度μ=18.1×10-6kg/(m·s)、热导率λ=2.59×10-2W/(m·K)、普朗特数Pr=0.703等热物理性质，并计算出空气侧的雷诺数Rea、传热因子j、努塞尔数Nu、表面传热系数αa。46 10)计算析湿系数与湿工况下空气侧表面传热系数,由蒸发器风量500m3/h根据蒸发器换热量可求得出风空气的比焓ha2=23.06kJ/kg(干空气)，设车内空气湿度为55%，查空气的焓湿图可查得出风温度为干球温度ta2=11.2℃，湿球温度7.2℃，同时已知蒸发器进风温度为干球温度ta1=27℃，湿球温度19.5℃，比焓ha1=55.6kJ/kg(干空气)。求出析湿系数ξ为于是，湿工况下空气侧表面传热系数αeq，a为αeq，a=ξαa=2.0286×190.524=386.5W/(m2·K)11)初估迎风面积和总传热面积1)计算干空气质量流量qm，a2)计算迎风面积Aface,o3)计算以外表面为基准的总传热面积AoAo=aAface,o=64.882×0.046196=2.994m24)计算散热板长度。一共22块散热板，分两个流程，每个流程11块散热板，则46 取=0.20m(6)计算制冷剂侧表面传热系数由te=5℃，查R134a饱和状态下的热力性质表及热物理性质图，可得：液态制冷剂的密度ρl=1276.95kg/m3液态制冷剂的动力粘度μl=270.3×10-6kg/(m·s)液态制冷剂的普朗特数气态制冷剂的密度气态制冷剂的动力粘度μv=11.18×10-6kg/(m·s)气态制冷剂的热导率λv=12.2×10-3W/(m·K)目前已知制冷剂进口干度为0.38，出口过热，因此平均干度由此，可计算其余参数的平均值，动力粘度μcore的平均值为每一散热板制冷剂质量流量qmr,eq/为散热板内孔的制冷剂质量流量qmr,A为雷诺数Recore为干度46 由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0.38～0.54083～1变化，后面还有过热蒸汽区，因此很难准确估计每一阶段所占的百分比，只能凭经验估计，在此，去过热蒸汽区为30%，于是可计算出干燥点之前的两相区约为20%，干燥点之后的两相区约为50%。1)干燥点之前的两相区，取ϰ=0.47，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均为紊流工况的Lockhart－Martinelli数Xtt和关联系数F(Xtt)分别为制冷剂两相流折算成全液相时，在折算流速下的表面传热系数αl为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Reeq,r、普朗特数Prv、努塞尔数Nu、表面传热系数分别为Prv=0.847123)干燥点之后的两相区取=0.79，则把=0.54083代入干燥点之前的两相换热公式，计算得，于是为46 而对数平均温差Δtm为取Ψ=0.55与前面计算出的2.994m2的相对误差为0.3%(7)计算空气阻力损失ΔPa按下式计算空气侧摩擦阻力因子f为则空气侧阻力损失ΔPa为46 最后根据空气阻力和风量选择风机。2.1.7空调冷凝器的设计计算1）冷凝器的设计负荷冷凝器热负荷QcQc=mQe                              其中：Qc—冷凝器散热量Qe—系统热负荷m—负荷系数，一般家用空调器选用m=1.2左右，因为汽车空调上的冷凝器工作条恶劣，通常选用m=1.4左右为宜。在此选用m=1.4.Qc=1.4×5446=7624W2）冷凝器的设计计算该设计中制冷剂为R134a的空气冷却式冷凝器，换热量Qc=7624W，冷凝液有5℃过冷，已知压缩机在te=5℃，tc=60.5℃时，排气温度td=85.5℃，空气进风温度tal=35℃。在下列计算中用下标“r”表示制冷剂侧，下标“a”表示空气侧，下标“1”表示进口，下标“2”表示出口。(1)确定制冷剂和空气流量，根据tc=60.5℃和排气温度td=85.5℃，以及冷凝液有5℃过冷，查R134a热力性质表，可得排气比焓hd=458.44KJ/Kg，过冷液体比焓h4/=280.67KJ/Kg,于是制冷剂的质量流量qm,r为qm,r=取进出口空气温差ta2-ta1=12℃，则空气的体积流量qv，a为(2)结构初步规划46 冷凝器选用平流式结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构形式及尺寸如下图所示：翅片宽度wf=16mm，翅片高度hF=8.1mm，翅片厚度δF=0.135mm，翅片间距pF=1.4mm，百叶窗间距pL=1.1mm，百叶窗长度lL=6.5mm，百叶窗角度αL=27°；多孔扁管分六个内孔，每个内孔高度为1.2mm，宽度为2mm，扁管外壁面高度为2mm，宽度wT=16mm，分三个流程，扁管数目依次为10，6，4。取迎面风速为va=4.5m/s。1)每米管长扁管内表面积Ar为Ar=2×(1.2+2)×10-3×6=m2/m=3.84×10-2m2/m2)每米管长扁管外表面积Ab，a为Ab,a=2×(16+2)×10-3m2/m=3.6×10-2m2/m3)每米管长翅片表面积Aa,f为Af,a=2×8.1×10-3×16×10-3×1/(1.4×0.001)m2/m=0.185m2/m4)每米管长总外表面积Aa为Aa=Ab,a+Af,a=3.6×10-2+0.185=0.221m2/m5)百叶窗高度hL为hL=0.5×PL×tanαL=(0.5×1.1×tan27°)mm=0.2802mm6)扁管内孔水力直径Dh,r为7)翅片通道水力直径Dh,a为46 (3)空气侧的表面传热系数αa根据已知条件，最小截面处风速Va,max为按空气进出口温度的平均值，查取空气的密度ρ=1.1025kg/m3,动力粘度μ=19.2×10-6Kg/(m.s),热导率λ=2.78×10-2W/(m.k),普朗特常数Pr=0.699，并计算出雷诺数Re、传热因子j、努塞尔数Nu及空气侧表面传热系数αa：(4)制冷剂侧表面传热系数αr根据tc=60.5℃，查R134a饱和状态下的热力性质表和热物理性质图，可以求得：液态制冷剂的密度：ρƖ=1049.7kg/m3;气态制冷剂的密度：ρv=88.44kg/m3;液态制冷剂的动力粘度系数：μl=137.7×10-6kg/(m·s)液态制冷剂的热导率：λl=65.6×10-3W/(m·k)液态制冷剂的普朗特数：冷凝器中，由于制冷剂进口过热而出口过冷，因此计算制冷剂当量之恋流量时，取平均干度ϰ=0.5，于是当量制冷剂质量流量qmr,eq为46 =0.1088Kg/s1)第一流程的参数计算单一内孔当量制冷剂质量流量为制冷剂侧表面传热系数αr为2.1.8汽车空调系统冷负荷的计算工况条件确定：夏季室外空气计算温度t0=35℃，车厢内温度ti=27℃，轿车正常行驶速度为Wc=40Km/h，压缩机正常转速n=1800r/min。空调冷负荷计算太阳辐射及太阳照射的得热量QTQT=k.(tm-ti).F(W)式中:QT—车身外表面得热量,W。K—车身围护结构对室内的传热系数,W/(m2.k)。轿车的传热系数K通过计算得到。并且对于车身不同部分其传热系数不同，计算的具体值见下面的计算。46 t0—室外设计计算温度，℃，t0=35℃。ti—车厢内温度，℃，ti=27℃。tm—日照表面的综合温度,℃。tm=eI/(a+k)+t0式中：I—太阳辐射强度，W/m2I=IS+ICIG—太阳直射辐射强度，W/m2，IS=1.163×853=992W/m2。IS—太阳散射强度，W/m2，IG=1.163×140=162.82W/m2。e—表面吸收系数，深色车体取e=0.9，浅色车体取e=0.4。ε取0.4a—室外空气与日照表面的对流换热系数,W/(m2.k)。a=1.163(4+12Wc1/2)W/(m2.k)其中:Wc是汽车行驶速度，本计算采用Wc=40km/h。a=1.163.(4+12×11.11/2)=51.15W/(m2.k)F—车体的外表面积，m2。(1)通过车顶的传热量QT1车顶的表面积：F车顶=2.35092m2车顶传热系数由公式K=[错误！未找到引用源。-1计算得：K车顶=1.942W/(m2.k)I=IG+IS=992+162.82=1154.82W/m2tm=0.4×1154.82/(51.15+1.942)+35=43.7℃QT1=1.942×(43.7-27)×2.35092=76.24W(2)通过车侧面的传热量QT2车侧面的面积：F侧面=3.7341m2车侧面的传热系数：K侧面=2.074W/(m2.k)I=(IS+IG)/2=(992+162.82)/2=577.41W/m2tm=0.4×577.41/(51.15+2.074)+35=39.34℃46 QT2=2.074×(39.34-27)×3.7341=95.57W(3)通过车地板的传热量QT3车地板由于未受太阳辐射的影响，但由于地面的反射热和发动机热量的影响，使地板的温度比大气温度要高，一般取2～3℃,本计算取t03=35+3=38℃车地板的面积：F地板=5.2552m2地板的传热系数：K地板=2.34W/(m2.k)QT3=KF(t03-ti)=2.34×5.2552×(38-27)=135.27W通过车身壁面的传热量QT为：QT=QT1+QT2+QT3=76.24+95.57+135.27=307.08W玻璃窗渗入的热量QBQB=A.K×(tb-ti)+C.A.qb.μ(W)式中：A—玻璃窗面积，m2。A=4.043431m2K—玻璃的传热系数，K=6.2w/(m2.k)。tb—玻璃的温度，取车室外温度。tb=35℃。ti—车厢内的温度，tI=27℃。C—玻璃窗的遮阳系数,C=0.6。μ—非单层玻璃校正系数，μ=1。qb—通过单层玻璃的太阳辐射强度，qb=τG.IG+τS.ISW/m2式中：τG—透过窗玻璃的太阳直射透射率，τG=0.84。τS—透过窗玻璃的太阳散射透射率，τS=0.08。qb=τG.IG+τS.IS=0.84×992+0.08×162.82=846.31W/m2QB=A.K×(tb-ti)+C.A.qbμ=4.043431×6.2×(35-27)+0.6×4.043431×846.31=2253.75W室外空气带入的热量QA(1)新风量负荷QXQX=l0.n.ρ.(h0-hi)46 式中：n—乘员人数，n=7。l0—每人每小时所需要的新鲜空气量，l0=20m3/h。ρ—空气的密度，ρ=1.146Kg/m3。h0—室外空气的焓，h0=95.3KJ/Kg。hi—室内空气的焓，hi=55.5KJ/Kg。QX=7×20/3600×1.146×(95.3-55.5)=1.774Kw(2)从门窗缝隙渗入的热流量比较小，故计算门窗缝渗入的热流量归到新风量负荷中。发动机室传入车室内的热量QEQE=KE.FE.(tE-ti)式中:KE—传热系数，KE=2.074w/(m2.k)。FE—发动机室散热与车室内壁面可传热的壁面积，m2。FE=0.983856m2。tE—发动机室的温度，一般比室外空气温度高20℃取tE=55℃QE=KE.FE.(tE-ti)=2.074×0.983856×(55-27)=57.13W人体散发的热量QPQP=Qs+n.n0.q(w)式中：n—乘员人数,n=4。n0—群集系数，取0.89q—人体所散发的热量，司机人体散热量q=175W，乘员人体散热量q=116WQP=1×175+6×0.89×116=794.44W车厢内其他热源的热流量Qq车厢内其他热源主要包括仪器、设备、照明等，这类设备可依据热源的额定功率、机器设备的效率、使用周期、负荷系数等因素确定。假如白天不需要开灯照明，可不计算照明灯的热流量。驱动风机的电动机的热流量QmQm=1000×(1-η)Wm×T2/2446 式中：η—电动机的效率，直联η=1。Wm—电动机的功率。T2-每昼夜风机工作的时间。Qm较小,由于无电机功率,故该项没有计算。总的冷负荷Qg为：Qg=QT+QB+QA+QE+QP+Qm=307.08+2253.75+1774+57.13+794.44+0=5186.4W空调冷负荷的确定为了安全起见，取修正系数K=1.05，从而实际冷负荷为：Qs=k.Qg=1.05×5186.4=5445.72W故可取机组制冷量为5446W。2.1.9空调系统其他零部件的设计选配1)热力膨胀阀的设计选型计算该设计中，空调系统采用R134a作制冷剂，蒸发器采用多流程供液，蒸发温度te=5℃，蒸发压力Pe=349.63kPa，冷凝温度tc=60.5℃，冷凝压力Pc=1700kPa，阀前制冷剂液体温度t1=55.5℃，液体过冷度Δtsc=5℃，蒸发器负荷为Qe,s=5.991Kw.根据t0=te=5℃，查制冷剂的热力性质表，可得在该温度下制冷剂饱和蒸汽比焓ho=401.5KJ/kg,以及在该温度下制冷剂饱和液体的比焓h6=206.72KJ/kg,根据t0=5℃，t1=to+Δtsh=10℃，查制冷剂的热力性质图和表，可得蒸发器出口制冷剂过热蒸汽比焓h1=405.97KJ/kg。根据t4/=tc-Δtsc=60.5-5=55.5℃,查制冷剂的热力性质图和表，可得蒸发器进口制冷剂湿蒸汽的比焓h5/=h4/=280.67KJ/kg。在该额定空调工况下，系统的单位质量制冷量qe,s为46 系统中，制冷剂的单位质量流量qm,s为在同一工况下，流过热力膨胀阀的制冷剂质量流量，应当等于或稍大于系统中中冷机的质量流量，即qr,TXV=qm,s=0.04781kg/s。由于阀前制冷剂液体温度t4/=55.5℃,蒸发温度te=5℃，与热力膨胀阀的标准额定条件相同，则取K=1.0故热力膨胀阀总的额定容量Qe,TXV为根据容量Qe,TXV查热力膨胀阀的技术手册，选择型号为QKF-L的热力膨胀阀，其主要参数为容量Qe,TXV=3.0USRT，平衡方式为外平衡式，接管密封形式O型圈，外形尺寸(mm)50×65×392)贮液干燥器的设计选型计算贮液干燥器的设计选配原则如下：1)贮液干燥器容积应和整个空调系统内容积相匹配。空调系统内容积大，贮液干燥器内容积也要大些，而系统内容积是由系统制冷量及系统装配需要确定的。2)贮液干燥器内容积和干燥剂体积协调，不允许干燥剂体积占满贮液干燥器内容积，一般所存空间应大于干燥剂体积2倍。干燥剂确定也和系统内容积及制冷剂加注量有关。3)贮液干燥器应考虑空调系统停止时，大部分制冷剂贮存到贮液干燥器内。这样考虑能保证在空调系统不同工况下，都能将多余制冷剂存贮到贮液干燥器中。4)贮液干燥器中干燥剂应和空调系统使用的制冷剂相容。5)贮液干燥器结构设计应考虑安装方便，同时应考虑其可靠性(如耐振动、耐压、耐高低温等)应和空调高压系统相适应。46 这里我们需要先算出空调系统制冷剂的充注量，充注量过少，蒸发器只有部分得到润湿，蒸发器面积不能得到充分利用，蒸发量下降，吸气压力降低，蒸发温度降低，蒸发器出口制冷剂过热度增加，这不仅使循环的制冷量下降，而且还会使压缩机的排气温度升高，影响压缩机的使用寿命。充注量过多，不仅蒸发器内积液过多，致使蒸发器压力升高，传热温差减小，严重时甚至会产生压缩机的液击现象，而且会使冷凝器内冷凝后的冷凝液体不能及时排出，使冷凝器的有效面积减小，导致冷凝压力升高，压缩机耗功增加。但是由于精确的制冷剂充注量计算较困难，在这里我们选用粗略估算的方法来进行计算，估算公式如下：制冷剂充注量(Kg)=制冷量(Kw)÷3.512×0.8因此该空调系统制冷剂充注量可有上式估算得：Mr=5.991÷3.512×0.8=1.3647Kg换算成冷凝器出口处过冷制冷剂的体积为：V=Mr/ρ=1.3647÷1077=1.267×10-3m3=1267cm3贮液干燥剂的容量可近视等于(1/2-1/3)V即：Vz=1267÷3=422cm3依据贮液干燥器所需要的容积选取GYF0.5-DZH型贮液干燥器，其具体参数为：容积500cm3，接口密封方式为O型圈，材质为钢，工作压力3.0Mpa,外形尺寸ϕ75×177(mm)。3)空调系统中各风机的选型在这里风机的选型主要依据其所提供的风量及静压来选择。有冷凝器的计算可知通过冷凝器的空气风量为2000m3/h，其压力损失为110.4Pa，故选择风机的型号为VA18－BP1-41MA的意大利SPAL风机，其各项参数为：型号额定电压/V电流/A直径/(mm)静压/Pa风量/(m3/h)VA18-BP1-41MADC2410.716717520004）蒸发器用风机的选型通过蒸发器空气的压力损失为278.263Pa、风量为500m3/h，故选择风机的型号为ZFF－6480B，其各项参数为：46 型号额定电压/V电流/A转速/(r/min)静压/Pa风量/(m3/h)Z－6480BDC24≤122700323≥5005）通风用风机的选型空调汽车行驶过程中基本不开窗。因为开窗不仅会带入大量的尘土，更重要的是引起能量损失，而且不能有效控制车内的温度。所以空调汽车为了改善空调效果，节约能源，除了不开窗行驶外，尤其注意车室的密封性能。这样一来，车厢空间就小，再加上车厢内空气混浊不流通，特别是人体的新陈代谢，更使得车厢内空气品质急剧下降。就是在这样的情况下，为了车内乘员的身体健康，必须在车厢内设置改善车内空气品质的通风系统，这就是空调中的新风系统。在这里我们应用在车厢侧壁上部或车顶装置换气风机的方式进行强制通风来解决，按20m3/(人·h)计算，车内能容纳7人，则总共需要140m3/h,对于轴流式风机其实际风量要比风机的标称风量小的多，故选型时需要考虑，选取型号为QH-300-24V,其参数为：型号额定电压/V功率/W风机直径/(mm)循环风量/(m3/min)QH-300-24VDC24＜382700＞62.2空调系统的布置2.2.1系统布置图不同类型空调系统的布置方式有所不同。目前轿车广泛采用的是冷暖一体式空调系统。其布置型式是将蒸发器、暖风散热器、离心式鼓风机、操纵机构等组装在一起，称为空调器总成。汽车空调系统的组成46 现代空调系统由制冷系统、供暖系统、通风和空气净化装置及控制系统组成。汽车空调控制器，属于一种汽车空调设备的控制装置。调节汽车空调系统,具有制冷通风换气、除霜功能.所有设备安装牢固，控制装置和操纵机构转动灵活，操作自如，性能安全可靠。2.2.2空调的结构示意图46 3.1汽车自动放空调安装示意图2.3.1传感器的安装位置2.3.2阀体的示意图2.3.3空调导气管的安装示意图46 4.1自动空调系统线路图2.4.1空调系统电路内容简述空调控制器：由空调控制器电路图可知，空调控制器一共有18个接脚。空调控制器13号脚接12V电源，经6号脚搭铁。1号脚控制前空调电磁阀，但由于实际需要，已取消了该脚的连线；10号脚为反馈给发动机ECU的ACT信号，在此也未连接；14号脚为怠速提升真空开关阀，在电路连接中用二极管代替。在空调控制器中，一共利用了14个脚，1号、8号、10号、18号没有使用。电磁离合器继电器控制电路：由电路图可知，空调控制器的15号脚为低电平时，电磁离合器电磁阀工作。空调离合器工作需要满足以下几个条件：（1）空调双压力开关接通，只有空调制冷管路压力正常（0.21～2.62MPa）时，双压力开关才接通；（2）前后蒸发器热敏电阻所处温度高于4℃；（3）空调放大器11号脚经前空调开关和前鼓风机开关接地或空调控制器2号脚经后空调开关接地；（4）空调放大器5号脚输入点火信号。后电磁阀控制电路：空调控制器在2、11号脚都接地时，连接空调控制器9号脚的后电磁阀工作。46 冷凝器风扇电路控制原理：冷凝器风扇控制原理电路如图4中左侧所示。它由冷凝器主继电器、冷凝器风扇1号继电器、冷凝器风扇2号继电器、风扇转速控制继电器、左右风扇电动机和高压开关（高压开关装于高压管路中，在压力上升至高于1.77MPa时，开关断开；压力下降至低于1.37MPa时重新接通。）等组成。电路工作过程如下：点火开关不接通时，主继电器、2号继电器、转速控制继电器的常闭触电接通，左右风扇电动机两个端子都搭铁，电动机处于动力阻尼状态，使风扇扇叶不会因外力而转动。点火开关接通，但未接通空调开关时，主继电器工作，常开触点吸合，高压开关接通转速控制继电器线圈通电，常闭触点断开；2号继电器线圈通电，常开触点吸合。左右风扇电动机经1号继电器常开触点而串联，但由于此常开触点处于断开状态，电动机都不运转。点火开关接通，接通前空调鼓风机开关和前空调开关或接通后空调开关时，电磁离合器继电器线圈通电，触点吸合，1号继电器线圈通电，常开触点接通，左、右电动机串联通电，电动机低速运转。当鼓风机开关放在高速时，制冷量增加，高压管路压力由低上升到1.77MPa时，高压开关断开，转速控制继电器和2号继电器的线圈断电，它们的常闭触点接通，左、右电动机并联通电，电动机高速运转。如果制冷量不断减小，高压开关接通，转速控制继电器和2号继电器的线圈通电。常闭触点断开，常开触点接通，两个电动机又串联通电，以低速运转。2.4.2空调系统外电路图如图4.2.146 图4.2.12.4.3空调系统内电路图如图4.3.146 如图4.3.12.4.4空调电路连接步骤及注意事项：1）按照电路图连接冷凝器风扇及压缩机电磁离合器电路2）连接前鼓风机控制电路及后鼓风机控制电路46 3）用一个12脚的外接插接头按上图图……连接空调控制器的各个脚接线4）连接空调控制器各脚5）连接启动开关电路6）将个电源线分别经过熔断丝连接到电源接线柱7）将电路中个处搭铁连接到电源搭铁接线柱8）连接好电路后，用万用表测量电源正负极连线端是否有短路，然后分别打开电路个开关查看电路各部分是否正常9）按照压缩机电磁离合器工作条件，检查压缩机电磁离合器是否正常注意：电路连接过程中要注意继电器的各脚作用，不能接错；各熔断丝不同（前鼓风机15A、后鼓风机分别7.5A、冷凝器风扇分别10A、电源15A）；空调总AC开关中有一个二极管，不能接反。在连接电路过程中，要根据电路的电流大小选择不同的电线（主要看电线铁心的大小），以下为导线允许载流量对照表：横截积（mm2）0.50.81.01.52.53.04.06.01013允许载流（A）11142022253550602.5自动空调系统控制电路图2.5.1空调控制电路图如图5.1.146 图5.1.12.5.2空调电路图如图5.2.146 图5.2.146 致谢经过近过七周时间的努力，终于完成了汽车自动空调系统设计试，完成了对学业和今后的学习来说都非常有意义的事情，但另一方面我也感到自己尽管已完成专科学业，但在制作过程中深切地感受到自己知识的缺乏和思想的贫乏，这将不断地鞭策着我在今后不停地加强学习，不断充实自己的头脑，丰富自己的知识，开阔自己的视野，用知识促进自己日后的发展。作业中充分体现了团队合作精神的重要性、团队的协调性，以至于能够更好地过渡到实习阶段。在我们将空调系统，制作顺利完成后，每个同学露出来满意的笑容。在整个制作过程中，感谢各位老师给予我们悉心的指导，使我们的毕业设计顺利完成,在此由衷祝愿老师身体健康。结论46 随着我国汽车工业的高速发展，作为汽车技术现代化标志之一的汽车空调技术在我国蓬勃发展。汽车空调大大改善了乘坐环境，提高了成员的舒适性。近年来，各种完善的多功能型空调装置的应用，受到用户的普遍欢迎。但对于汽车空调维修人员来说将面临新的挑战！本论文对汽车空调的原理、结构以及汽车空调部分的电路图知识做了一般性的介绍。重点对于，这样做的原因，有助于别人了解空调部分的电路。其中空调冷却部分的设计计算。考虑本论文编写时间短，文献查阅少有可能出现误差，并由此希望别人能够别人指出不足，我会虚心接受。此次毕业设计主要设计有关汽车空调系统的设计内容，主要突出空调的安装示意方面，系统电路控制，电路图。通过AutoCAD来设计电路图。参考文献46 [1]张静、张明芹《电工电子技术》北京邮电大学出版社2009[2]周建平《汽车电器设备构造与维修》人民交通出版社2010[3]冯玉琪《实用空调制冷设备维修大全》电子工业出版社1994[4]张蕾《汽车空调》机械工业出版社2007[5]夏云铧齐红《汽车空调应用与维修—从入门到精通》机械工业出版社[6]娄万军《汽车机械基础》西安电子科技大学出版社2007[7]李百华《汽车发动机电控技术》人民邮电出版社200946'