非公路自卸车空调系统匹配设计

李 维，何 丹，肖 飒，梁 爽

（西京学院 机械工程学院，陕西 西安 710123）

非公路自卸车空调系统匹配设计

李 维，何 丹，肖 飒，梁 爽

（西京学院 机械工程学院，陕西 西安 710123）

车辆空调已成为衡量车辆的重要指标，普通车辆空调系统研究很成熟，但非公路自卸车空调系统研究还处于起步阶段。非公路自卸车驾驶舱结构与普通车辆差异较大，针对非公路自卸车空调系统还不完善，导致制冷效果不佳。文章围绕非公路用车空调系统设计思路，其空调运行条件恶劣，行驶时受影响因素较多。对非公路自卸车空调系统进行匹配计算，解决非公路自卸车空调系统送风不均与风量分配不合理问题，提高驾驶舱的舒适性。

汽车空调系统；压缩机；冷凝器

车辆空调针对汽车车内或驾驶室内空气温度、湿度、清洁度、噪声等参数进行调节，使其控制在舒适标准范围内。车辆空调与普通空调相比，使用条件苛刻。首先室外气候环境恶劣，冷凝温度高；其次车厢不规则，引起送风不均匀；最后制冷剂注量变化大，降温速度快等因素。近几年来，车辆空调研究不断日益活跃。车辆空调改善驾驶员工作条件，调节乘员舒适度，减轻驾驶员疲劳强度，从而降低交通事故发生率。

1 设计参数的选择

对车用空调而言，设计参数尤为重要，根据国际设计参数并结合车辆要求，如表1所示。

表1 设计参数

还要确定蒸发器温度te和过热度Sh，冷凝器温度tk和过冷度Sc等参数。由R134a及制冷需要，蒸发温度设为0℃，过热度与过冷度均设为5℃。冷凝温度经过计算确定，在38℃进风温度条件下，其冷凝温度为63℃。

2 确定非公路自卸车制冷能力要求

车辆外温度高于车内，加上太阳辐射作用，大量热量通过车身壁面、车窗以及人体散热等。车身热平衡式如下：

QE=QB+QG+QV+QP+QL

Q=aQE

式中：Q—制冷机冷量；a—储备系数取1.1～1.2；QE—车身总热负荷；QB—车体热量；QG—玻璃热量；QV—新风热；QP—人体热负荷；QL—用电设备散热量。

计算模型如图1所示。

图1 计算模型

对车身壁面构成进行简化如表2所示。

表2 各部分结构与面积

2.1 通过车身壁面传入的热量

车身壁面包括顶棚、侧围、地板、前围、后围等组成，热负荷为QB=Q顶棚+Q侧围+Q前围+Q后围。

车身壁面多属均匀壁面，可按照多层均匀壁面传热计算。即：Qi=KiFi(tH-tB)

式中：Qi—传热量；Ki—传热系数；Fi—传热面积；tH—车外空气温度tH=38℃；tB—车内空气温度tB=26℃。传热系数Ki与车身内、外表面放热系数及隔热层热阻有关，即：

式中：αH—放热系数，车身壁面以辐射对流为主，车速V=40 km/h取αH=40.6 W/（m2·K）。发动机舱、前围以空气对流为主，取αH=10 W/（m2·K）。αB—内表面放热系数，取αB=16.7 W/（ m2·K）；δ—隔热材料厚度（m）；λ—隔热材料导热系数 W/（m·K）。

（a）钢板λ＝48 W/（m·K）；空气λ＝0.029 W/（m·K）；内饰板λ＝0.02 W/（m·K）；则：K顶棚=5.42W/（m2·K），K侧围=0.42 W/（ m2·K），K地板=6.37 W/（ m2·K）

（b）不考虑太阳辐射，车外空气通过面积F传入车内热量为：Qi=KiFi(tH-tB)。考虑太阳辐射，上面公式表示通过面积传入车内热量：Qi=KiFi(tC-tB)，式中车外温度tH替换成tC，tC为“车外日照综合温度”。即：

式中：ρ—车身外表面吸收系数，取ρ=0.85；I—太阳总辐射强度，I水平=1 000 W/㎡，I阳=270 W/㎡，I阴=70 W/㎡。车顶：I顶=I水平=1 000 W/㎡ ；车侧：I侧=（I阳+I阴）/2=170 W/㎡。地板：没有受到太阳辐射影响，但受到地面反射热以及发动机热的影响。即：

tc顶=57.6℃，tc侧=41℃，tc地=40.5℃。

（c）车身壁面热负荷包括温差传热和太阳辐射，日照表面综合温度代替车外空气温度，即：

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

Q侧=K侧F侧(tc侧-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

驾驶室位于发动机上，受发动机热辐射大概400 W，即车身壁面传递热量为QB=1 300 W左右。

2.2 玻璃温差传热和日射得热

太阳辐射一部分热量被玻璃吸收，一部分通过玻璃透射形成日射得热，被玻璃吸收热量与外界温度综合产生传热，构成玻璃温差传热；通过玻璃透射热量，被车内设施吸收形成蓄热和放热量。即日射得热变成空调系统瞬态热负荷。

QG=QG1+QG2

QG1—车内外温差传入热量QG1=KGFG∆t

QG2—太阳辐射热量QG2=(η+ραB∕αH)U×S

U= FG'I+(FG-FG' )×IS

KG—车窗综合传热系数，取6.4 W/m2•℃；FG—车窗总面积，得1.753 m2；

FG'—阳面车窗面积。计算前、侧、后窗均取水平投影面积，总计0.373 m2；

η—太阳辐射通过玻璃透入系数，取0.84；ρ—玻璃对太阳辐射热吸收系数，取0.08 ；

αB—内表面对流放热系数，取16.7 W/m2•℃；αH—外表面对流放热系数，取40.6 W/m2•℃；

U—车窗太阳辐射量；S—遮阳修正系数，取0.77；I—车窗外表面太阳辐射强度取1 000 W/ m2；IS—车窗外表面太阳散射辐射强度，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 新风产生的热负荷

QV=nρV(h0-h1)

n－人数，n=1；V－新风量/人.小时，取10 m3/h.人；ρ－空气密度，取1.14 kg/m3。

查空气焓-湿图可得，车内空气h1=55.5 kJ/kg；车外空气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 人体热负荷

人体散发热量每人发热量QP=116 W，用电设备散热QL=100 W。

则Qe=QB+QG+QV+QP+QL=3 214 W，乘储备系数α1加以修正Q=aQE=1.2×3 214=3 856 W，采用蒸发器制冷量为4 500 W，满足设计要求。

3 压缩机选型及制冷系统匹配计算

压缩机与动力系统的匹配如表3所示。

表3 压缩机与动力系统的匹配

因为n压=3 204 rpm＞2 200 rpm满足要求，试选压缩机是南京奥特佳活塞式5H14压缩机。

（b）冷凝器能力：冷凝器热负荷Q1=2Q=2×4 500= 9 000W，换热器负荷比2∶1，忽略阻力损失、外表污垢热阻损失等因素，实际冷凝器换热能力取到11 000 W左右。

（c）蒸发器能力：由计算结果可知，蒸发器制冷能力为4 500 W。

（d）风机送风量：该车辆风机无法按正常公式计算，实际送风量不能低于计算结果，否则制冷效果不佳，风机实际风量要克服蒸发器及风道阻力，所选型风机风量700 m3/h。

4 热力膨胀阀的选型

根据系统工况要求：冷凝温度tc=63℃，蒸发温度te=0℃，制冷剂过冷温度Δtsc=5℃，制冷剂气体过热度Δtsh=5℃。系统制冷量Qes=4 500 W。由t0=te=0℃，查制冷剂热力性质表，可知h0=247.8 kJ/kg，h6=49.1 kJ/kg，根据t0=5°，t1=t0+Δtsh=5℃，查制冷剂热力性质图和表，得h1=257.0 kJ/kg，根据t4=tc-Δtsc=63-5=58℃，h4查制冷剂热力性质图和表，得h5=h4=98.15 kJ/kg.额定工况，系统单位质量制冷量qes为：qes=h1-h5=257.0-98.15=158.853 kJ/kg，系统制冷剂单位流量qms为：qms=Qes/qes=4 500/158.853=0.029 44 kg/s。同一工况，流过热力膨胀阀制冷剂质量流量，应当等于或捎大于系统中制冷剂质量流量，即qmtxv=0.03 kg/s。

Qmtxv=qmtxv(h0-h6)k=0.03×(247.8-49.1)×1.0=5 850W即热力膨胀阀总容量为5.850 kW。

5 结语

非公路自卸车需求越来越广泛，国内非公路自卸车辆不仅对动力性、经济性提出更高要求，而且对可靠性、驾驶舒适性也在提高。本文主要以非公路自卸车为研究对象，对其进行详细设计计算与选型。对今后研究可非公路车辆空调系统性能分析和优化设计提供理论支持。

[1]宋晓梅.商用卡车空调系统先进设计方法的研究与应用[D].吉林：吉林大学，2011.

[2]张超.某车型汽车空调系统匹配研究[D].南昌：南昌大学，2014.

[3]朱文杰.YBL6113H客车空调系统的合理匹配与计算[D].吉林：吉林大学，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

李维（1965— ），男，陕西西安，博士，副教授，硕士研究生导师。