非公路自卸車空調系統匹配設計

李 維，何 丹，肖 颯，梁 爽

（西京學院 機械工程學院，陜西 西安 710123）

非公路自卸車空調系統匹配設計

李 維，何 丹，肖 颯，梁 爽

（西京學院 機械工程學院，陜西 西安 710123）

車輛空調已成為衡量車輛的重要指標，普通車輛空調系統研究很成熟，但非公路自卸車空調系統研究還處于起步階段。非公路自卸車駕駛艙結構與普通車輛差異較大，針對非公路自卸車空調系統還不完善，導致制冷效果不佳。文章圍繞非公路用車空調系統設計思路，其空調運行條件惡劣，行駛時受影響因素較多。對非公路自卸車空調系統進行匹配計算，解決非公路自卸車空調系統送風不均與風量分配不合理問題，提高駕駛艙的舒適性。

汽車空調系統；壓縮機；冷凝器

車輛空調針對汽車車內或駕駛室內空氣溫度、濕度、清潔度、噪聲等參數進行調節，使其控制在舒適標準范圍內。車輛空調與普通空調相比，使用條件苛刻。首先室外氣候環境惡劣，冷凝溫度高；其次車廂不規則，引起送風不均勻；最后制冷劑注量變化大，降溫速度快等因素。近幾年來，車輛空調研究不斷日益活躍。車輛空調改善駕駛員工作條件，調節乘員舒適度，減輕駕駛員疲勞強度，從而降低交通事故發生率。

1 設計參數的選擇

對車用空調而言，設計參數尤為重要，根據國際設計參數并結合車輛要求，如表1所示。

表1 設計參數

還要確定蒸發器溫度te和過熱度Sh，冷凝器溫度tk和過冷度Sc等參數。由R134a及制冷需要，蒸發溫度設為0℃，過熱度與過冷度均設為5℃。冷凝溫度經過計算確定，在38℃進風溫度條件下，其冷凝溫度為63℃。

2 確定非公路自卸車制冷能力要求

車輛外溫度高于車內，加上太陽輻射作用，大量熱量通過車身壁面、車窗以及人體散熱等。車身熱平衡式如下：

QE=QB+QG+QV+QP+QL

Q=aQE

式中：Q—制冷機冷量；a—儲備系數取1.1～1.2；QE—車身總熱負荷；QB—車體熱量；QG—玻璃熱量；QV—新風熱；QP—人體熱負荷；QL—用電設備散熱量。

計算模型如圖1所示。

圖1 計算模型

對車身壁面構成進行簡化如表2所示。

表2 各部分結構與面積

2.1 通過車身壁面傳入的熱量

車身壁面包括頂棚、側圍、地板、前圍、后圍等組成，熱負荷為QB=Q頂棚+Q側圍+Q前圍+Q后圍。

車身壁面多屬均勻壁面，可按照多層均勻壁面傳熱計算。即：Qi=KiFi(tH-tB)

式中：Qi—傳熱量；Ki—傳熱系數；Fi—傳熱面積；tH—車外空氣溫度tH=38℃；tB—車內空氣溫度tB=26℃。傳熱系數Ki與車身內、外表面放熱系數及隔熱層熱阻有關，即：

式中：αH—放熱系數，車身壁面以輻射對流為主，車速V=40 km/h取αH=40.6 W/（m2·K）。發動機艙、前圍以空氣對流為主，取αH=10 W/（m2·K）。αB—內表面放熱系數，取αB=16.7 W/（ m2·K）；δ—隔熱材料厚度（m）；λ—隔熱材料導熱系數 W/（m·K）。

（a）鋼板λ＝48 W/（m·K）；空氣λ＝0.029 W/（m·K）；內飾板λ＝0.02 W/（m·K）；則：K頂棚=5.42W/（m2·K），K側圍=0.42 W/（ m2·K），K地板=6.37 W/（ m2·K）

（b）不考慮太陽輻射，車外空氣通過面積F傳入車內熱量為：Qi=KiFi(tH-tB)。考慮太陽輻射，上面公式表示通過面積傳入車內熱量：Qi=KiFi(tC-tB)，式中車外溫度tH替換成tC，tC為“車外日照綜合溫度”。即：

式中：ρ—車身外表面吸收系數，取ρ=0.85；I—太陽總輻射強度，I水平=1 000 W/㎡，I陽=270 W/㎡，I陰=70 W/㎡。車頂：I頂=I水平=1 000 W/㎡ ；車側：I側=（I陽+I陰）/2=170 W/㎡。地板：沒有受到太陽輻射影響，但受到地面反射熱以及發動機熱的影響。即：

tc頂=57.6℃，tc側=41℃，tc地=40.5℃。

（c）車身壁面熱負荷包括溫差傳熱和太陽輻射，日照表面綜合溫度代替車外空氣溫度，即：

Q頂=K頂F頂(tc頂-ts) =5.42×1.276×(57.6-26)=464 W

Q側=K側F側(tc側-tb) =0.42×2.385×(41-26)=30.64 W

Q地=K地F地(tc地-tb) =6.37×1.578×(40.5-26)=442 W

駕駛室位于發動機上，受發動機熱輻射大概400 W，即車身壁面傳遞熱量為QB=1 300 W左右。

2.2 玻璃溫差傳熱和日射得熱

太陽輻射一部分熱量被玻璃吸收，一部分通過玻璃透射形成日射得熱，被玻璃吸收熱量與外界溫度綜合產生傳熱，構成玻璃溫差傳熱；通過玻璃透射熱量，被車內設施吸收形成蓄熱和放熱量。即日射得熱變成空調系統瞬態熱負荷。

QG=QG1+QG2

QG1—車內外溫差傳入熱量QG1=KGFG?t

QG2—太陽輻射熱量QG2=(η+ραB∕αH)U×S

U= FG'I+(FG-FG' )×IS

KG—車窗綜合傳熱系數，取6.4 W/m2?℃；FG—車窗總面積，得1.753 m2；

FG'—陽面車窗面積。計算前、側、后窗均取水平投影面積，總計0.373 m2；

η—太陽輻射通過玻璃透入系數，取0.84；ρ—玻璃對太陽輻射熱吸收系數，取0.08 ；

αB—內表面對流放熱系數，取16.7 W/m2?℃；αH—外表面對流放熱系數，取40.6 W/m2?℃；

U—車窗太陽輻射量；S—遮陽修正系數，取0.77；I—車窗外表面太陽輻射強度取1 000 W/ m2；IS—車窗外表面太陽散射輻射強度，取70 W/ m2。

即：QG1=6.4×1.735×（38-26）=133 W

U=0.373×1 000+（1.735-0.373）×70 =468 W

QG2=（0.84+0.08×16.7/40.6）×468×0.77 =314 W

故QG=QG1+QG2=133+314=447 W

2.3 新風產生的熱負荷

QV=nρV(h0-h1)

n－人數，n=1；V－新風量/人.小時，取10 m3/h.人；ρ－空氣密度，取1.14 kg/m3。

查空氣焓-濕圖可得，車內空氣h1=55.5 kJ/kg；車外空氣h0=109.2 kJ/kg。即

QV=nρV(h0-h1)=1×10×1.14×（109.2-55.5）×1 000/3 600= 170（W）

2.4 人體熱負荷

人體散發熱量每人發熱量QP=116 W，用電設備散熱QL=100 W。

則Qe=QB+QG+QV+QP+QL=3 214 W，乘儲備系數α1加以修正Q=aQE=1.2×3 214=3 856 W，采用蒸發器制冷量為4 500 W，滿足設計要求。

3 壓縮機選型及制冷系統匹配計算

壓縮機與動力系統的匹配如表3所示。

表3 壓縮機與動力系統的匹配

因為n壓=3 204 rpm＞2 200 rpm滿足要求，試選壓縮機是南京奧特佳活塞式5H14壓縮機。

（b）冷凝器能力：冷凝器熱負荷Q1=2Q=2×4 500= 9 000W，換熱器負荷比2∶1，忽略阻力損失、外表污垢熱阻損失等因素，實際冷凝器換熱能力取到11 000 W左右。

（c）蒸發器能力：由計算結果可知，蒸發器制冷能力為4 500 W。

（d）風機送風量：該車輛風機無法按正常公式計算，實際送風量不能低于計算結果，否則制冷效果不佳，風機實際風量要克服蒸發器及風道阻力，所選型風機風量700 m3/h。

4 熱力膨脹閥的選型

根據系統工況要求：冷凝溫度tc=63℃，蒸發溫度te=0℃，制冷劑過冷溫度Δtsc=5℃，制冷劑氣體過熱度Δtsh=5℃。系統制冷量Qes=4 500 W。由t0=te=0℃，查制冷劑熱力性質表，可知h0=247.8 kJ/kg，h6=49.1 kJ/kg，根據t0=5°，t1=t0+Δtsh=5℃，查制冷劑熱力性質圖和表，得h1=257.0 kJ/kg，根據t4=tc-Δtsc=63-5=58℃，h4查制冷劑熱力性質圖和表，得h5=h4=98.15 kJ/kg.額定工況，系統單位質量制冷量qes為：qes=h1-h5=257.0-98.15=158.853 kJ/kg，系統制冷劑單位流量qms為：qms=Qes/qes=4 500/158.853=0.029 44 kg/s。同一工況，流過熱力膨脹閥制冷劑質量流量，應當等于或捎大于系統中制冷劑質量流量，即qmtxv=0.03 kg/s。

Qmtxv=qmtxv(h0-h6)k=0.03×(247.8-49.1)×1.0=5 850W即熱力膨脹閥總容量為5.850 kW。

5 結語

非公路自卸車需求越來越廣泛，國內非公路自卸車輛不僅對動力性、經濟性提出更高要求，而且對可靠性、駕駛舒適性也在提高。本文主要以非公路自卸車為研究對象，對其進行詳細設計計算與選型。對今后研究可非公路車輛空調系統性能分析和優化設計提供理論支持。

[1]宋曉梅.商用卡車空調系統先進設計方法的研究與應用[D].吉林：吉林大學，2011.

[2]張超.某車型汽車空調系統匹配研究[D].南昌：南昌大學，2014.

[3]朱文杰.YBL6113H客車空調系統的合理匹配與計算[D].吉林：吉林大學，2006.

Matching design of the non- highway dump truck air conditioning system

Li Wei, He Dan, Xiao Sa, Liang Shuang
（Mechanical Engineering School of Xijing University, Xi’an 710123, China）

Vehicle air conditioning has become an important index to measure the vehicle. The research of the common vehicle air conditioning system has become very mature, but the study of the non- highway dump truck air conditioning system is still in its infancy. There is a great difference between the structure of the non-highway dump truck and that of the ordinary vehicle. The non- highway dump truck air conditioning system has not been improved which leads to the imperfect cooling effect. Focusing on the design idea of nonroad vehicle air conditioning system whose operating conditions are bad and driving factors are more , this paper carries out a matching calculation on the air conditioning system of non-highway dump truck in order to solve the problem of uneven distribution of air supply and air volume distribution of non- highway dump truck so that the comfort of cockpit will be improved.

vehicle air conditioning system; compressor; condenser

李維（1965— ），男，陜西西安，博士，副教授，碩士研究生導師。