車用空調壓縮機選擇與速比匹配

孫強，曹皇親，呂慧

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

?

車用空調壓縮機選擇與速比匹配

孫強，曹皇親，呂慧

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

摘 要：減少汽車的空調功率消耗對于氣候控制工程師來說是他們面臨的關鍵性挑戰(zhàn)之一。研究的主要目的是針對某平臺商用車型更換發(fā)動機后，在不降低空調系統性能前提下，通過選擇合適的壓縮機速比降低壓縮機排量，從而達到減小壓縮機排量，降低成本的目的。

關鍵詞：壓縮機選擇；速比

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.04.012

CLC NO.: U467.3Document Code: AArticle ID: 1671-7988(2016)04-32-04

1、冷負荷計算

1.1 制冷劑的選擇

現階段汽車空調系統使用R134a作為冷媒，因為R134a對大氣層的破壞相對較小、安全性好、無色、無味、不燃燒、不爆炸、基本無毒性、化學性質穩(wěn)定，是一種理想的制冷劑，表1是R134a的一些基本性質。

表1　R134a的性質

1.2 設計目標

通常以常用車速作為設計標準，結合表2、查濕-焓圖列出以下條件。

表2　中國、美國、日本室內空氣計算參數值對比

根據以上條件列出技術指標，見表3。

表3　技術指標

1.3 制冷分析圖

根據以上技術指標繪制下圖1。

圖1

①→② 壓縮機中 蒸發(fā)器吸熱量：Δie = i2 - i1 =29.6kcal/kg

①→② 冷凝器中 凈壓縮功：Δis = i4 – i3 =10.1kcal/kg

① →② 膨脹閥中 冷凝器放熱量：Δic = i4 - i1 =43.3kcal/kg

①→② 蒸發(fā)器中 管路熱量損失：Δie = i3 –i2=2.96kcal/kg

1.4 制冷能力計算

① 制冷量的計算

根據以下經驗公式，可得：

Q = 1.5H

Q：制冷量（kcal/h）

H：熱負荷（kcal/h）

② 熱負荷的計算

其中 H = Hh+ HA+ HT+ HI+ HF

Hh：人體負荷（kcal/h）

Ha：新風及漏風負荷（kcal/h）

Ht：溫差負荷（kcal/h）

HI：日射負荷（kcal/h）

HF：電器熱負荷（kcal/h）

（1）人體負荷Hh

Hh= 100 ′ n

n： 乘員數量

100：人體每小時散熱量（kcal/h）

商用車設計乘員數為3，即n = 3，代入上式得

Hh= 300（kcal/h）

（2）新風及漏風負荷Ha

HA= （1/Va）′ Vas′ Δi

Va：新風比體積（m3/kg）

Vas：新風及漏風風量（ m3/h）

Δi：內外空氣比焓差（kcal/kg）

Va取0.9 m3/kg；根據表確定新風量取30 m3/（h.人），根據經驗值泄漏風量取10m3/h，Vas=90+10=100 m3/h，根據車內外空氣溫度查焓-濕圖可得出焓差Δi= 10.2kcal/h， 將以上參數代入上式得：HA=1133.3（kcal/h）

（3）車輛負荷（溫差負荷Ht+ 日射負荷HI）

溫差負荷Ht：Ht= K ′ A ′ Δt

K：熱傳導率（kcal/m2hoC）

A：車內表面積（m2）（不包括玻璃面積）

Δt：車內外空氣溫差（oC）

K取經驗值2.24 kcal/m2hoC，車內表面積測量得10.11 m2，以寬車身1999、一排半為例，根據顧客輸入Δt = 43oC -18oC = 25oC，代入上式得：

Ht= 566.2（kcal/h）

b.日射負荷 HI：

HI= Ig′ Ka′ Ag

Ig：日射熱量（kcal/m2h）

Ka：熱量取得率

Ag：玻璃投影面積（m2）

根據顧Ig= 860（ kcal/m2h），查4表可得Ka= 88.5%，經測量得：Ag= 0.92（ m2），代入上式得： HI= 700.2（kcal/h）

表4?。醾鲗?6.629kcal/ m2h）

（4）電器熱負荷HF

HF= CL1′860 ′ Kw

Kw：車內電器功率（kw）

CL1：發(fā)熱系數0.6～0.75

860：1kw = 860kcal/h

這里初選Kw=400 ′ 10-3kw，CL1＝0.6得： HF= 206.4 （kcal/h）

綜上所述求得Q = 1.5 ′ （300 + 1133.3 + 566.2 + 700.2 + 206.4）

= 1.5 ′ 2906.06

=4359（kcal/h）

2、壓縮機選擇

2.1 首先求出理論冷媒循環(huán)量

Q = Gth′Δie

Gth= Q /Δie

Q：制冷量（kcal/h）

Gth：理論冷媒循環(huán)量（kg/h）

Δie：蒸發(fā)器吸熱量（kcal/kg）

前面已經求得Q = 4359（kcal/h，Δie = 29.6 kcal/kg，代入上式得：

Gth= 147.26（kg/h)

2.2 然后求出理論的排量

Gth=（Vs / V1）′（Nc′Nv′60′10-4）

Vs= GthV1/（Nc′Nv′60′10-6）

Vs：壓縮機容量（cm3/r）

Nc：壓縮機轉速（rpm）

Nv：壓縮機容積效率

V1：壓縮機入口氣體比體積（m3/kg）

已知Gth= 147.26kg/h、V1= 0.062m3/kg、Nc =1800rpm、Nv取0.65.

Vs=130（cm3/r）

2.3 選擇的排量

實際選用壓縮機應大于130（cm3/r），根據經驗值，貨車空調，車室空間有限，壓縮機結構形式以搖盤式和斜盤式為主，一般推薦排量（120~150）（cm3/r）。某參考車選用排量為150（cm3/r）斜盤式壓縮機，整車經環(huán)境模擬試驗檢測。性能較好。

圖2　車型C駕駛室降溫曲線

3、壓縮機速比選擇

車型C更換發(fā)動機后車型N，據發(fā)動機轉速特點，在不降低性能前提下，調整發(fā)動機與壓縮機速比，降低壓縮機排量，降低成本。

表5　典型工況下發(fā)動機轉速

3.1 降低壓縮機排量

壓縮機排量由150（cm3/r）減小為138（cm3/r）。

表6　發(fā)動機與壓縮機參數

表7　壓縮機每分鐘理論排量（cm3/r）對比

圖3　壓縮機每分鐘理論排量對比圖

通過對比：車型N在40（km/h）工況下的壓縮機排量比車型N要差，通過調整壓縮機離合器皮帶輪直徑由132mm縮小為127mm，進一步優(yōu)化性能。

3.2 調整發(fā)動機與壓縮機傳動速比

表8　發(fā)動機與壓縮機參數

表9　壓縮機理論排量（cm3/r）對比

圖4　壓縮機每分鐘理論排量對比圖

根據對比，在調整速比后，車型N在各典型工況下的壓縮機排量與車型C基本相當。

3.3 試驗驗證

據調整后的壓縮機速比，在更換發(fā)動機后進行環(huán)境模擬試驗驗證。

境模擬試驗：

- 試驗室溫度: 43℃

- 試驗室濕度: 40%RH

- 日照量: 1,000 W/㎡·h

- 試驗開始: 車內平均溫度達到 60℃

- 送風模式: 面部

- 進風模式: 內循環(huán)

- 冷熱工況: 全冷

- 鼓風機轉速: 最大

- 車內人員：1人

圖5　試驗工況

圖6　試驗圖片

試驗后的結構與車型C從駕駛室平均溫度，腳部平均溫度，足部平均溫度降溫曲線對比：

圖7　駕駛室降溫曲線對比

圖8　足部降溫曲線

圖9　頭部降溫曲線

從以上曲線看出：

在縮小壓縮機排量，并調整速比后空調系統制冷性能在降溫速、降溫幅度方面與車型C基本相當。說明通過調整速比后小排量壓縮機選擇是滿足要求的。

4、總結

通過以上計算、對比、試驗驗證，我們得出，在商用車空調系統開發(fā)過程中根據發(fā)動機轉速特點，選擇合適的發(fā)動機與壓縮機轉速比，是保證空調系統性能，降低成本的一個重要方法。

中圖分類號：U467.3

文獻標識碼：A

文章編號：1671-7988(2016)04-32-04

作者簡介：孫強，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。

Automotive air conditioning compressor selection and match ratio

Sun Qiang, Cao Huangqin, Lv Hui
( Anhui Jianghuai automobile Co., Ltd., Anhui Hefei 230601 )

Abstract:It is one of the most pivotal challenge to reduce the depletion of vehicle air conditioning power for the climate control engineer. This paper mainly provides a way to reduce compressor delivery capacity of commercial vehicle by choosing the appropriate ratio of speed. Simultaneously, the air conditioning system’s capacity isn’t be reduced after the engineer changed.

Keywords:Compressor matching; ratio of speed