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开始规模发展的阶段,由于我国社会的迅速发展,和国家工业的崛起,汽车产量开始呈指数式的增长,空调技术越来越成熟,追赶其他国家,但是要实现车内的舒适性还有些路要走[1]。
1.2.3汽车空调发展方向
随着社会的进步,空调的使用基本普遍,未来的空调发展在向更加经济性迈进,空调成本应进一步降低,应该更好的提高空调的设计结构和效率,进一步提高车内的舒适性,提高行车安全,同时也应该加强空调使用过程中的环保性,操作也应该进一步简化,变得更加智能合理。
同时可以使用全年的季节温度和天气
[5]。
伴随着全球工业技术越来越成熟,汽车空调技术将向着这些方面继续迈向一个新高度:
全智能化、环保节能化、更加轻量化等。
1.3选题依据与背景
装有电磁离合器来控制开关的空调是现在市场上主要的产品。
涡旋式压缩机现在是我国未来发展的重点空调类型,这种机型有很多优点,没有气阀,工作效
2
率更高,使用寿命更长,更加稳定,但是这种压缩机加工难度巨大,成本较高,目前还不适用,我们主要采用的是往复式活塞压缩机,目前的电动空调,主要是安装在电动汽车和电动客车上面,一般通过电机来带动压缩机运行,从而带动空调的运行,从而提供制冷或制热的基本功能。
一般来说传统客车上面主要安装的是传统空调。
因此想要在传统客车上安装电动空调是一次全新的尝试,该课题非常有价值和意义。
目前的传统空调,都是由发动机来传输动力,会随着发动机转速改变,压缩机转速也发生改变。
因此发动机的转速时间在影响着空调的各项运行功能,这使空调的使用十分不稳定,并且在发动机的没有运行的状态下,空调系统也无法运行,如在停车的时候,严重影响乘员的舒适性。
并且发动机由于要在行车过程中,带动空调压缩机的运行,且空调压缩机的能耗相当巨大,因此也会影响到整车的动力性[7]。
会增加汽车的整车油耗[2]。
同时,由于天气原因,如夏天的时候需要空调在行车或者停车过程中保持在正常的工作状态。
停车状态下开启空调会严重增加燃油损耗并且生成尾气,严重污染大气环境,环保现在已经成为一个更加重要的问题。
由于汽车产量急速增长,汽车已经开始走进千家万户,客车的也是越来越变得越来越重要,到2013为止,已经登记的汽车已经达到了惊人的1.4亿辆。
汽车的尾气排放已经开始成为了城市污染的主要污染源之一[3],我们的空气在不断恶化。
因此较少汽车尾气排放的工作变得越来越重要,采用电动空调代替传统空调在汽车上使用,已经成为一项极受重视的技术。
由于人类已经开始认识到环保的重要性,认识到节能减排的重要性,因此在这样是社会背景下,研究在燃油汽车上使用电动空调,具体极高的研究价值和意义。
1.4.课题研究目的及主要工作
汽车空调系统作为汽车不可分割的一部分,对于汽车的整车安全性、舒适性扮演着十分重要的角色。
。
本课题重点探究汽车空调压缩机的另外一种驱动方式,以客车为研究对象,在燃油客车基础上,将发动机驱动的传统空调系统改进为电驱动的电动空调系统,主要是通过采用独立的蓄电池为其提供能量,由电机带动空调压缩机进行制冷。
3
图1.1空调系统的能量转换过程
在图中我们能够很清楚地看到两种空调系统的能量转换过程,虽然改进后的电动空调系统相对传统空调系统,能量转换的整个过程变得复杂了一点,但空调系统的效率会得到明显的提高。
研究改进后的电动空调系统的主要目的具体表现在以下五个方面:
①空调系统中压缩机与发动机相对独立运转,因此在确保制冷需求的同时,还能够使压缩机工作性能更加稳定,而且空调的运转将不会再影响汽车的行驶性能。
②即使发动机停止运转,电动空调也能够发挥最大的效率,且整个过程无需消耗燃油。
当汽车正常运行时候,通过发电机为蓄电池充电,这样停车过程中便可用其为空调系统供能。
大大降低了同等条件下的能源消耗,也减少了怠速尾气的排放,从而提高了电动空调的使用效率。
③能够改善制冷压缩机的使用效率,从前面的介绍中我们已经了解到传统的空调系统中压缩机工作稳定性差,导致其效率降低,所以为了达到转速低时候的制冷要求,就需要排量大的压缩机。
在电动空调中压缩机的转速不随发动机转速的变化而变化,所以相同的制冷需求下,电动空调系统中压缩机的排量约可降低70%[11]。
④可以使损耗下降,在传统空调中制冷压缩机不得不放在发动机的周围,又处在较高的温度中工作,所以会增加制冷剂的管路耗损与结点的数量。
拥有独立能源的电动空调系统中的压缩机便可以在与蒸发器靠近的任意位置去安装,从而改善了压缩机的工作环境,减少了损耗。
⑤可以通过变频控制,在开启电动空调初期使压缩机高速运转以便可以快速降温,当温度达到设置要求后保持低速的持续运行,维持车内的温度,这个过程中可减少一部分能源消耗[11]。
第二章热负荷计算
汽车整车热负荷就是为了将车厢内多余热量除去而提供的冷量。
确定汽车空调的热负荷是合理匹配空调系统的关键。
4
2.1空调计算参数的确定
2.1.1车内设计参数的选择
车内设计参数可以遵循以下原则:
(1)夏季车内温度应取在25℃~27℃,最高不超过28℃,冬季可取为16℃~22℃。
(2)在夏季,考虑到车内外温差过大时容易引起“热冲击”,应对车内外温差有一定的限制,一般以℃5~7℃为宜,最大不要超过10℃。
因此,建议夏季车内空调温度按下式选取:
tn=20+1/2(tw–20)
(1)
式子中:
tn----车内空调温度(℃)
tw----车外环境空气温度(℃)
(3)车内相对湿度在45%~60%之间比较适宜。
(4)车内气流速度以0.3m/s~0.5m/s为宜。
(5)根据“头冷脚凉”的原则,车内垂直方向温差应控制在头部温度比脚部温度低3℃左右。
(6)考虑到人的生理卫生要求,车内应引进一定量的新空气。
由于车内新鲜空气引入量过大时会显著增加空调热负荷,应以最低标准保证11m3/人*h的新鲜空气补充量。
2.1.2车外设计参数的选择
为了使空调热负荷设计计算结果有利于为制冷系统的设计提供参考依据,一般是把设计地的夏至这一天作为设计日,并以当天的逐时气温作为设计温度。
相对湿度的选取可参考设计地夏季平均相对湿度。
一般情况下,车外设计温度在36℃~38℃之间,相对湿度为50%~70%。
2.1.3汽车空调热负荷的组成
下图2.1是以稳态传热为基础建立的小轿车汽车空调系统的热平衡模型。
5
图2.1热平衡模型
三个假设:
①车身热传递为一维稳态导热;
②车厢内的热负荷只使车内空气和部件的温度升高;
③车内各部件的温度与车内空气的温度均匀一致。
建立热平衡方程如下:
QW=QWB+QWG+QWBI+QE+QC+QM+QP+QV(1-2)
式中:
QW—空调热负荷(W)
QWB—通过车门与车顶传导进入车内的热负荷(W)
QWG—通过各玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷(W)QWBI—通过各玻璃表面以辐射方式进入车内的热负荷(W)QE—从发动机室一侧传导进入车内的热负荷(W)
QC—从行李箱及车厢地板处传导进入车内的热负荷(W)
QM—空调风机造成的热负荷(W)
QP—车内驾驶人员及乘客散发的热负荷(W)
QV—密封处泄漏及补充新风进入车内的热负荷(W)
2.2汽车空调热负荷计算
2.2.1各部分热负荷计算
(一)通过车顶与车门传导进入车内的热负荷
6
(1)通过车顶与车门传导进入车内的热负荷QWB
在夏季,由于太阳辐射作用,使车体表面温度升高,外表面吸收的太阳辐射能量一方面通过对流方式与外界空气进行热交换,另一方面通过热传导传至车体内表面,再以对流方式传给车内空气构成热负荷。
在太阳辐射作用下单位面积车体外表面吸收的热量Qba如方程(1-3)所示:
Qba=Ab(Idv+Id)(1-3)
Qba—单位面积车体表面吸收的热量(W/㎡);
Ab—车体外表面对太阳辐射的吸收率;
Idv—太阳辐射直射强度在车体外表面法线方向的分量(W/㎡);
Id—车体
外表面接受的太阳辐射散射强度(W/㎡)。
通过车体外表面与车门的进入车内的热负荷可以由建立车体表面的热平衡方程得到。
对于稳态过程,其热平衡方程如下:
Qba=An(tb2-tn)+Aw(tbi-tw)(1-4)
An—车体内表面放热系数(W/㎡·
℃);
tb2—车体内表面温度(℃);
Aw—车体外表面放热系数(W/㎡·
tbi—车体外表面温度(℃);
tw—车外环境温度(℃);
tn—车内环境温度(℃)。
由式(1-4)即可得出通过单位面积车体表面传导进入车内的热量为:
Qb=An(tb2-tn)=Qba-Aw(tbi-tw)(1-5)在稳态情况下,通过车体外表面传导至内表面的热量等于车体内表面向车内空气的对流换热量,即:
An(tb2-tn)=(tbi-tb2)/Rs(1-6)
式(1-6)中,Rs为车体材料的热阻,单位为:
㎡·
℃/W。
1.在车子运行条件下,Aw只是运行速度的函数,而与tbi无关,因此可以由方程(1-4)~(1-6)联立求得Qb的计算式,即:
Qb=Qba-Qba(Rs?
Rs)?
(Tw?
Tn)(1-7)(Rw?
Rs?
Rn)
7
Rw=1/Aw,为车体外表面换热热阻(㎡·
℃/W);
Rn=1/An,为车体内表面换热热阻(㎡·
℃/W)。
2.在停车条件下,可由方程(1-4)~(1-6)联立解得:
A1(tbi-tw)n+A2(tbi-tw)+A3=0(1-8)
A1,A2,A3为An,Aw,Qba的函数,n为指数。
在已知An,Aw,Qba表达式的情况下,即可确定方程(1-8)中各项系数及指数,由迭代法可求得(tbi-tw)。
An,Aw的表达式可参考下面给出的推荐式,Qba可由式(1-3)计算,这样便可由式(1-5)求得Qb。
3.停车条件下的放热系数
a.车顶与车门内表面放热系数表达式为:
An=5.6782(2.0+1.03Va)(1-9)
Va—车内空气流动速度(m/s)
b.车顶与车门外表面放热系数表达式为:
车门:
Aw=2.63(tbi-tw)0.25(1-10)
车顶:
Aw=1.98(tbi-tw)0.25(1-11)
4.在运行条件下,车顶与车门内表面放热系数仍如式(1-9)所示。
车顶与车门外表面放热系数表达式为:
Aw=4.41×
V0.8(1-12)
V—汽车运行速度(m/s)
对各传热表面,在运动状态下,将An,Aw,Qba代入方程(1-7)中;
在停车状态下,将Aw,Qba,(tbi-tw)代入方程(1-5)中,即可求得运动和停车两种情况下通过单位面积车顶或车门进入车内的热负荷Qbi,再乘以各传热面积Fbi,即可求得QWB。
即:
QWB=?
Qbi·
Fbi(1-13)
Qbi、Fbi分别为通过某单位面积车门或车顶的热负荷和传热面积。
8
(二)通过车窗玻璃进入车内的热负荷QWG及QWBI。
由于太阳辐射对玻璃具有一定的穿透性,因此,当太阳辐射作用在玻璃表面时有一部分能量透过玻璃以短波辐射的形式直接进入车内,另一部分能量被玻璃吸收后使玻璃表面温度升高,然后以对流的方式与车内外空气进行热交换,其余的能量则反射回外界空间。
这里先考虑以对流方式进入车内的热负荷QWG。
在太阳辐射作用下,单位面积玻璃吸收的热量Qga为:
Qga=Adi·
Idv+Ad·
Id(1-14)
Qga—单位面积玻璃吸收的太阳辐射热(W/㎡);
Adi—入射角为i时的直射吸收率;
Ad—玻璃的散射吸收率。
利用与推导式(1-4)—式(1-8)相同的方法可得到通过单位面积玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷Qg计算式:
Qg=Agn(Tg2-Tn)=Qga-Agw(Tg1-Tn)(1-15)
以及:
Qg=Qga-Qga(Rgs?
Rgn)?
Tn)(1-16)Rgw?
Rgs?
Rgn
Rgn=1/Agn,玻璃内表面的换热热阻(㎡·
Rgw=1/Agw,玻璃外表面的换热热阻(㎡·
Rgs—玻璃材料的热阻(㎡·
Agn—玻璃内表面的换热系数(W/㎡·
Agw—玻璃外表面的换热系数(W/㎡·
℃)。
对于各玻璃内表面,其表面换热系数表达式分别为:
前窗:
Agn=5.6782(0.9+1.03Va)(W/㎡·
℃)(1-17)
侧窗:
Agn=5.6782(1.10+1.03Va)(W/㎡·
℃)(1-18)
后窗:
℃)(1-19)
停车条件下:
0.25Agw=1.98(Tg1?
Tw)?
cos(?
?
90)(W/㎡·
℃)(1-20)?
——玻璃表面与水平之间的夹角
9
运行条件下:
Agw=3.79V0.8(W/㎡·
℃)(1-21)
Agw=7.21V0.8(W/㎡·
℃)(1-22)
Agw=4.65V0.8(W/㎡·
℃)(1-23)
将Agn,Agw,Qga,(Tg1-Tw)分别代入方程(1-15)、(1-16)中,即可分别求得运动和停车两种情况下通过各单位面积玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷Qg。
于是,通过各玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷QWG为:
QWG=?
Fgi?
Qgi(1-24)
Fgi分别是各部分车窗玻璃的面积;
Qgi分别是对应的车窗单位面积玻璃表面以对流方式直接进入车内的热量。
②通过各玻璃表面以辐射方式直接进入车内的的热负荷QWBI
透过单位面积玻璃直接进入车厢内的太阳辐射热量为:
Qta=Ti·
Idv+Tdi·
Id(1-25)
Qta—透过单位面积玻璃直接辐射进入车厢内的太阳辐射热量(W/㎡);
Ti—入射角为i时的直射透过率;
Tdi—玻璃的散射透过率。
若车厢内部装置表面的吸收系数为Abi,则在稳态条件下,透过单位面积玻璃进入车厢内被单位面积表面吸收的太阳辐射热全部散发给车内空气成为热负荷QBI,即:
QBI=Qta·
Abi(1-26)
Abi——车内装置表面的吸收系数
则通过各玻璃表面直接辐射进入车内的热负荷QWBI为:
QWBI=?
QBI?
Fgi(1-27)
QBI分别为通过各部分车窗单位面积玻璃直接辐射进入车内的热负荷,Fgi分别是对应的车窗玻璃面积。
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(三)其它部分形成的热负荷
①密封处泄露及引入新风进入车内的热负荷Qv
由于车体密封性问题及为了满足车内人员生理卫生要求而引入新风,需要考虑这部分热负荷。
若按照11m3/人·
时为最低新风引入标准,即v1=11m3/人·
时,则总的新风量为V=n·
v1(n为乘员人数),若换算成空气的质量流速,则为Gv=?
·
V(?
为空气的密度)。
于是,总的新风热负荷Qv可按照下式计算:
Qv=Gv(hw-hn)(1-28)
Gv—进入车内新风的质量流速(kg/s);
hw—车外大气的焓值(KJ/kg);
hn—车内大气的焓值(KJ/kg)。
②从发动机一侧传导进入车厢内的热负荷QE
假定从发动机一侧传导进入车内的热负荷QE与发动机一侧和车内空气温差成比例,则QE可用下式表示:
QE=Ke·
Fe(te-tn)(1-29)
te—发动机一侧的空气平均温度(℃);
tn—乘客车厢的空
气平均温度(℃);
Ke—传热系数(W/m2·
Fe—传热面积(m2)。
③从行李箱及车厢地板处传入车厢的热负荷QC
与QE的分析方法相同,QC可用下式表示
QC=Kc·
Fc(tc-tn)(1-30)
tc—行李箱及地板处空气平均温度(℃);
Kc—传热系数(W/m2·
Fc—传热面积(m2)。
实际计算中,常通过实验求得Ke·
Fe,Kc·
Fc的经验值。
对于小轿车可取8W/m·
℃~10W/m·
℃,对于大中型客车可取20W/m222·
℃~30W/m2·
℃。
11
④车内驾驶人员及乘客散发的热量QP
对于驾驶人员可取QP1=220W,对于车内乘客可取QP2=102W。
设有一个驾驶人员和n个乘客,则有:
Qp=QP1+n·
QP2(1-31)
⑤空调风机造成的热负荷QM
由于空调风机产生的热量将随空气进入车内,因此,一般电机的功耗QM也成为热负荷。
2.2.2太阳辐射特性计算
由前所述,在计算各部分热负荷时需要知道太阳辐射的有关参数。
讨论这部分内容的主要目的是为了计算太阳辐射在各表面上的直射辐射强度、散射辐射强度、地面反射强度,以及玻璃表面对太阳辐射的透射强度、吸收强度等有关参数。
为此首先计算太阳辐射入射角i。
1.太阳入射角i。
经推导,太阳辐射入射角i可用下式表示:
cosi=sin?
cos?
+sin?
cos(ant)(1-32)
i—太阳光线入射角,为太阳入射光线与表面法线之间的夹角。
?
—太阳高度角,为太阳直射光线与它在水平面上的投影之间的夹角,随地点和时间而异。
—墙面法线方位角,为墙面法线在水平面上的投影与正南方向之间的夹角。
ant—太阳-墙面方位角,为太阳光线水平投影与墙面法线之间的夹
图2.2太阳辐射特性示意图
2.太阳高度角?
的计算:
12
sin?
=sin(FE)×
sin(DEF)+cos(FE)×
cos(DEF)×
cos(H)(1-33)式中:
FE—所计算位置的纬度。
,为太阳光线与地球赤道之间的夹角。
EF—太阳赤纬(太阳倾角)
H—时角,从太阳时中午算起的太阳角位移。
H=15?
(1-34)
—太阳时,根据太阳位置确定的时间。
=地方平时+Sc(1-35)
T&
#39;
=地方平时=北京时间+△T
△T=(地方经度-北京时间所在位置经度)/15
Sc—时差,对钟表表示值的修正,这是由于地球自转不均匀,使日晷仪与钟表所表示的平时有差异而引起的修正值。
ant=Z-?
Z—太阳方位角,为太阳光线水平投影与正南方向间的夹角。
tan(Z)=sin(H)/?
sin(FE)?
cos(H)?
cos(FE)?
tan(DEF)?
(1-36)
利用上述各式求得?
?
Z及ant后,便可求得太阳辐射的入射角i。
3.太阳辐射的直射强度Idv的计算
设太阳在地球大气层外的平均辐射强度为I0(W/m2),则太阳辐射穿过大气层的直射辐射强度Idn可用下式计算:
Idn=I01·
Psin?
(1-37)
P—大气透过率。
于是太阳辐射直射强度在某表面法线方向上的投影为:
Idv=Idn·
cosi(1-38)
4.太阳辐射散射强度Id的计算:
Id=Ids+Idg(1-39)
Ids—天空辐射强度(W/m2);
Idg—地面反射辐射强度(W/m2)。
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Ids可用下式计算:
1?
1?
Ids=0.5·
I0·
sin?
(1-40)
1.4lgP?
Idg可用下式计算:
Idg=?
Idv?
C?
Fg(1-41)
—地面反射率;
C—天空散射辐射强度与到达地面的直射辐射强度之比;
Fg—某表面与地面间的辐射角系数。
5.不透明表面对太阳辐射的吸收
某不透明表面对太阳辐射的吸收可用下式计算:
Ba=Ab(Idv+Ids)(1-42)式中:
Ab—不透明表面对太阳辐射的吸收率6.透明表面对太阳辐射的吸收与穿透a.每平方米玻璃表面的太阳辐射透射量为:
Qt=Ti·
Id(1-43)
Ti—玻璃对太阳辐射直射强度的透射率;
Tdi—玻璃对太阳辐射散射强度的透射率。
b.每平方米玻璃表面对太阳辐射吸收量为:
Qa=Ad
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