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电动空调匹配计算书

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前 言

依据已经有电动空调系统设计规范, 计算空调系统各项性能参数, 确保空调系统能正常运行, 符合克服使用要求而且经济、 可靠。

本标准由产品开发技术中心提出, 综合管理部归口。
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1 概述

伴随新能源电动汽车技术不停进步, 电动汽车产业化趋势越来越显著。作为未来关键潜在车型, 电动汽车也需要为驾乘人员提供舒适环境, 而且拥有一套节能高效电动空调系统对电动汽车开拓市场也是至关关键。本设计包含: 冷热负荷计算, 电动压缩机选型计算, 蒸发器、 冷凝器、 膨胀阀选型设计。

2 电动空调匹配计算
1
2
2.1
2.1 热负荷计算
N800系列驾驶室按尺寸定义共有5个规格, 空调系统制冷性能需求可按最大驾驶室容积计算, 也可按产量最大驾驶室容积计算。因现在没有明确要求, 暂按最大驾驶室容积计算空调系统制冷性能需求。
2.1.1 参数确定
综合考虑夏季高温酷暑和汽车空调系统常常使用环境, 结合相关资料, 确定计N800中体双排车内外边界条件以下:
空气流速v: v=2m/s
日照强度: I水平=1000W/ m2 I垂直=160W/ m2 I散=40W/ m2

图1 中体双排车车长

图2 中体双排车车宽

图3 中体双排车车高
车长2.00m, 车宽1.59m, 驾驶室高1.38m（如图所表示 ）
2.1.2 车外综合温度计算
因为太阳辐射影响, 车身表面温度比环境温度高很多, 为简化这部分热负荷计算, 引入车外综合温度概念, 因为车顶和车侧日照强度和热传导系数不一样, 所以, 车顶和车侧综合温度也不一样, 其中:
车顶综合温度: tc顶=ρI顶/（α2+K顶）+t2
车侧综合温度: tc侧=ρI侧/（α2+K侧）+t2
式中:
ρ: 车外表面吸收系数, 取0.9;
I顶: 车顶太阳辐射强度, I顶= I水平=1000W/ m2;
I侧: 车侧太阳辐射强度, I侧= （I垂直+ I散）/2=（160+40）/2=100W/ m2;
α2: 车外空气与车表面对流放热系数, 取经验值:
α2 =33.48W/（m2·℃）
K顶: 车顶传热系数;
K侧: 车侧传热系数;
t2: 环境温度38℃。
壁面传热基础公式: Q=KFΔt
式中:
K: 传热系数;
F: 传热面积;
Δt: 温差。
为简化计算, 车身各部分按多层均匀平壁考虑, 依据传热学理论, 有:
K=1/（(1/α1)+Σ（δi/λi）+ (1/α2)）
式中:
α1: 车内表面对流放热系数, 按自然循环考虑, 其值取15 W/（m2·℃）
δi: 各层材料厚度;
λi: 各层材料传热系数。
车顶和车侧传热系数计算见表1（表中与车体结构相关参数为参考其它车型估算值）。
表1 车顶和车侧传热系数

车顶
车侧
结构层组成
钢板
空气间隙
隔热硬顶
钢板
空气间隙
内饰板
单一结构层厚度δi（mm
0.7
15
5
0.7
25
3
单一结构层导热系数λi（W/（m2·℃））
51.63
0.163
0.06
51.63
0.163
0.18
Σ（δi/λi）（（m2·℃）/W）
0.175
0.170
1/α1（（m2·℃）/W）
1/15
1/15
1/α2（（m2·℃）/W）
1/33.48
1/33.48
传热系数K（ W/（m2·℃））
3.68
3.75
由此可得:
车顶综合温度: tc顶=ρI顶/（α2+K顶）+t2=0.9×1000/（33.48+3.68）+38=62.22℃
车侧综合温度: tc侧=ρI侧/α2+K侧）+t2=0.9×100/（33.48+3.75）+38=40.42℃
车地综合温度: tc地按41℃计算
2.1.3 热负荷计算
1) 经过车顶传入车内热负荷Q顶
车顶面积约为3.2m2, 则:
Q顶= K顶F顶 （tc顶- t1）=3.68×3.2×（62.22-25）=438.30W
2) 经过车侧传入车内热负荷Q侧
车侧面积约为7.7m2, 则:
Q侧= K侧F侧 （tc侧- t1）=3.75×7.7×（40.42-25）=455.25W
3) 经过地板传入车内热负荷Q发
地板传热系数约为: 4.02W/（m2·℃）, 面积约为1.7 m2, 温度约为75℃, 则:
Q发=4.02×1.7×（75-25）=341.7W
4) 经过窗玻璃传入车内热负荷Q玻
车窗玻璃面积见表2:

图4 车体玻璃面积1（红色区域）

图5 车体玻璃面积2（红色区域）

表2 车窗玻璃面积（m2）
全方面积
前窗
约3.4
约1.0

图6 前玻璃垂直投影（红色区域）

图7 前玻璃水平投影（红色区域）

其中前窗挡风玻璃并非垂直安装, 其垂直方向投影面积约为0.2 m2, 水平方向投影面积约为0.9m2。
玻璃传热系数为: K玻=11.5 W/（m2·℃）
则因为车内外温差而形成热负荷为:
Q玻1=11.5×3.4×（38-25）=508.30W
又太阳总辐射量为: U= I侧（3.4-1.0+0.2）+ I水平·0.9
=100×2.6+1000×0.9
=1160W
则因为太阳辐射而形成热负荷为:
Q玻2=（η+ρα1/α2）U·S
式中:
η: 太阳辐射透过玻璃透入系数, 取η=0.84;
ρ: 玻璃对太阳辐射热吸收系数, 取ρ=0.08;
S : 遮阳修正系数, 取S=1.0。
Q玻2=（0.84+0.08×15/33.48）×1160×1.0=1015.97W
总热负荷: Q玻= Q玻1+ Q玻2=508.3+1015.97=1524.27W
5) 乘员热负荷Q人
乘员全热: 108W
司机全热: 175W
总热量: Q人=0.89×6×108+175=751.72W
车内电机及照明灯等热负荷Q附
暖风机电机转换为热量功率约为40W, 收放机功率约为7W, 照明灯等功率约为5W。
则:
Q附=40+7+5=52W
6) 总热负荷:
Q总= Q顶+Q侧+Q发+ Q玻+Q人 +Q附=3565.24W
取整: Q总=3560W
7) 制热负荷
冬季车外温度低于车内, 热量会经过车身、 车窗等传到车外。忽略人体、 电器散发烧量。

Q热= Q顶+Q侧+Q发+ Q玻=2761.52W
取整: Q热=2760W
8) 结论
经过以上计算分析, 总热负荷为3560W。所以N800电动空调系统制冷性能应大于3560W。
同时上述分析还有部分影响空调系统制冷性能原因没有考虑, 诸如整车密封性能、 隔热方法采取、 室内新风吸入量等。需要对样车或相关类似车型空调系统进行具体分析和测试, 再结合理论分析和整车其它限制原因, 最终确定一个优化系统制冷参数, 进而确定系统各个部件参数。
同时, 因为不一样车型（窄体单排、 中体双排、 宽体排半等）对空调制冷能力需求也有所不一样, 对于这种情况, 通常做法是采取可变频一体式压缩机 而不改变空调系统其它部件来达成空调系统与整车匹配。
制热负荷为2760W, 电动空调采暖和除霜采取PTC电加热, PTC能依据车内温度、 风量自动调整发烧量, 制热负荷小于制冷负荷, 只需依据需要选择适合产品即可。
2.2 电动压缩机选型计算
2.2.1 压缩机结构形式
汽车空调压缩机是汽车空调系统心脏, 其作用是未来自于蒸发器低温、 低压制冷剂气体压缩成高温、 高压气体, 并将其送入冷凝器中, 以确保制冷循环正常进行。压缩机性能好坏与空调系统能量消耗、 噪声大小和运转可靠性都有直接关系。
电动汽车对车上辅助设备能量消耗有严格要求, 所以在电动汽车上所使用空调压缩机应含有较高工作效率, 使其在满足使用要求情况下, 能量消耗降到最低。
从汽车空调发展趋势来看, 涡旋式压缩机将是未来汽车空调关键机型, 其原理是利用动、 静涡旋片相对公转运动形成闭死容积连续改变, 实现压缩制冷工质目。涡旋式压缩机含有以下优点:
1) 效率高。涡旋压缩机没有吸、 排气阀及余隙容积, 气体能够通畅吸入并能被完全排出, 容积效率高。同时, 动旋片上全部点都以很小半径作同时转动, 摩擦损失小。同活塞式压缩机相比较, 其效率约高10%〜15%。
2) 运转平稳。多腔室连续工作, 数个不一样相位工作循环同时进行, 气流脉动小, 扭矩改变均匀。
3) 没有吸、 排气阀, 运转可靠, 寿命长, 且尤其适应于变速运转。
4) 转动惯量小, 涡旋结构型式使压缩机能够实现高速旋转, 最高转速可达 13000rpm左右, 所以, 涡旋式压缩机体积小、 重量轻。
5) 因为吸气过程几乎连续进行, 振动噪声低。
2.2.2 压缩机驱动电机结构形式
为了最大程度地降低制冷剂泄漏量, 电动空调压缩机往往会做成不可拆卸全封闭系统, 这给电机保养和维修带来了麻烦, 传统直流电动机, 因其工作离不开换向器和碳刷, 转动换向器和碳刷一直处于接触摩擦状态, 很轻易磨损, 需常常保养维护, 故不能釆用。其次, 为了提升空调系统工作品质并降低其能量消耗, 电动压缩机驱动电机应含有良好调速性能, 基于不一样调速原理, 三相异步电动机和无刷直流电动机都能满足这一要求, 但比较这两种电机, 因为无刷直流电机转子是永磁, 不用供给电流, 没有激磁损耗, 效率更高。同时, 其还含有体积小、 重量轻、 振动噪声低、 无电磁干扰及控制系统简单等优点, 所以在电动空调系统上应用含有更宽广前景。
2.2.3 空调制冷剂热力循环压焓图
对于汽车空调制冷系统, 由前面计算得到空调制冷负荷, 从空调制冷原理出发,结合空调制冷系统热力循环图, 就能够计算得到电动压缩机功率、 冷凝器换热量等空调制冷系统匹配参数。
电动汽车空调制冷系统制冷剂压焓图如图8所表示。空调制冷循环, 关键由下列四个过程组成:

图8 空调制冷过程压-焓图
1) 压缩过程 低温低压制冷剂气体被压缩机吸入, 并压缩成高温高压制冷剂气体。这一过程是以消耗机械功作为赔偿, 压缩增压, 方便气体液化。在图8中用线段1-2表示。
2) 冷凝过程 制冷剂气体由压缩机排出后进入冷凝器。这一过程在压力和温度不变得情况下, 制冷剂由气态逐步向液态转变。用线段2-3-4表示。
3) 节流膨胀过程 高温高压制冷剂液体经膨胀阀节流降温降压后进入蒸发器。该过程作用是制冷剂降温降压、 调整流量、 控制制冷能力。用线段4-5表示。
4) 蒸发过程 制冷剂液体经膨胀阀降温降压后进入蒸发器, 吸热制冷后从蒸发器出口被压缩机吸入。此过程特点是在压力不变情况下, 制冷剂由液态变为气态。用线段5-0表示。
过程0-1为在蒸发器和压缩机之间, 产生吸气过热阶段, 是经过回热循环, 利用节流前制冷剂液体来加热回到压缩机气体, 从而产生液体过冷和吸气过热两种结果。液体过冷能够避免因节流损失使少许制冷剂蒸发而产生闪气现象。吸气过热可预防液滴被带入压缩机气缸内, 从而避免气缸中液击。
过程l-2s为等熵过程, 是理论上压缩机绝热改变过程, 但实际上, 压缩过程不是完全绝热过程, 其绝热指数也是不停改变。所以, 压缩机实际工作过程为1-2, 状态点2焓值可用下式进行计算:
h2=（h2s-h1）ηi+h1
式中: h1—压缩机进气口制冷剂焓值, kJ/kg; h2、 h2s—压缩机排除制冷剂实际、 理论焓值, kJ/kg; ηi—压缩指示效率。
2.2.4 热力循环状态参数确定
1) 工况条件确定
参考传统汽车空调系统计算工况, 结合纯电动客车空调实际使用条件, 确定空调系统计算工况为: 制冷剂为R134a, 冷凝温度tk=55℃, 蒸发温度te=0℃, 过冷温度t4=53℃, 吸气温度t1=5℃。
2) 热力循环参数确定
依据所选定空调工况, 就能够得出制冷系统压焓图各状态点参数, 如表3所表示。

表2 各循环状态参数
状态号
参数
单位
数值
1
tl
°C
5
v1
m3/kg
0.07093
h1
kJ/kg
402.18
2
t2
°C
73.6
h2
kJ/kg
449.03
2s
t2s
°C
62.6
h2s
kJ/kg
435.91
4
t4
°C
53
h4
kJ/kg
275.6
5
h5
kJ/kg
275.6
x5
-

0
t0
°C
0
h0
kJ/kg
397.09

2.2.5 空调系统热力循环计算
依据所确定空调系统各循环状态点参数, 就能够计算所需压缩机及热交换器部分基础性能参数。

1) 单位制冷量:
q0=h0-h4
由此可得:
q0h0-h4=397.09-275.6=121.49kJ/kg
2) 单位冷凝量:
qk=h2-h4
由此可得:
qk=h2-h4=449.03-275.6=173.43kJ/kg

3) 制冷剂循环量:
G=Q/q0（Q-制冷负荷）
由此可得:
G=Qq0=3560121.49=29.3

4) 冷凝器热负荷:
Qk=Gqk
由此可得:
Qk=Gqk=29.3×173.43=5081.5W

5) 单位压缩功:
W=h2-h1
由此可得:
W=h2-h1=449.03-420.18=46.85kJ/kg

6) 压缩机压缩功:
NW×G
由此可得:
N=W×G=46.85×29.3=1372.7W
7) 压缩机轴功率:
Ne=N/ηm
其中ηm—压缩机机械效率（通常选择0.92）。
由此可得:
Ne=Nηm=1372.70.92=1492W

8) 制冷系数（COP）:
ε=Q/Ne
由此可得:
ε=QNe=35601492=2.39

9) 压缩机排量:
Vh=60×103Qvinλq0
其中λ—输气系数, 涡旋压缩机通常取0.8～0.95, vi—压缩机吸气口处制冷剂蒸气比体积; η—压缩机转速, rpm。
由上式能够看出, 当制冷量Q确定后, 压缩机排量Vh仅与其转速n相关, 二者成反比。
10) 结论
依据以上公式能够确定在特定工况下, 电动压缩机排量、 轴功率、 冷凝器热负荷等性能参数。值得注意是, 因为制冷负荷是伴随时间不停改变, 所以在选择作为匹配电动压缩机功率制冷负荷值时, 应充足考虑空调系统实际使用情况, 使电动压缩机能够常常工作在高效率区。通常情况下, 在一天中最热中午到下午时段, 空调使用频率较高, 这一时段内, 空调制冷负荷虽有波动, 但改变不大。
电机功率、 冷凝器热负荷与压缩机转速无关, 只与制冷负荷相关。在制冷负荷一定时, 压缩机排量伴随转速增加而减小, 对于电动压缩机, 因为其转速不受发动机转速限制, 能够自由调整, 所以可合适提升压缩机转速来减小压缩机排量, 进而减小压缩机尺寸和转动惯量, 提升压缩机效率并降低振动噪声。其次, 在取定压缩机排量后, 当所需制冷负荷降低时, 可经过调整压缩机转速, 来减小制冷剂循环量和压缩机轴功率, 降低能量消耗。
2.3 电加热系统选型
釆用PTC电辅加热, 是现在处理空调冬季釆暖比较普遍做法。PTC加热陶瓷新材料含有恒温加热、 无明火、 热转换率高、 受电源电压影响极小、 自然寿命长等传统发烧元件无法比拟优势。
图9为PTC热敏元件电阻值随温度改变曲线, PTC热敏电阻是一个经典含有温度敏感性半导体电阻, 当超出一定温度（居里温度）时, 它电阻值伴随温度升高呈阶跃性增高。

图9 PTC热敏电阻阻值改变曲线
电流经过PTC热敏元件后引发温度升高, 即发烧体温度上升, 当超出居里温度后, 电阻增加, 从而限制电流增加, 以后电流下降又造成元件温度降低, 电阻值随之减小, 电路电流又增加, 元件温度再升高, 周而复始。所以PTC热敏元件即含有使温度保持在特定范围功效, 又起到开关作用。它一大突出特点在于安全性能上, 即使碰到风机故障停转时, PTC加热器因得不到充足散热, 其功率会自动急剧下降, 此时加热器表面温度维持在居里温度左右（通常为250℃上下）, 从而不致产生如电热管类加热器表面“发红”现象。另外, 当外界温度降低时, PTC电阻值随之减小 发烧量反而会对应增加, 依据此原理, 采取了PTC电辅热技术空调, 能够自动依据车内温度改变以及风机风量大小而改变发烧量, 从而恰到好处地调整车内温度, 达成快速、 强劲制热目。
PTC电加热器结构如图10所表示, 可用于汽车室内取暖和除霜, 依据需要将多组电加热器并联安装在汽车空调风箱内, 设计一个关键问题就是怎样将PTC产生热量立刻取走, 这取决于风机和风道设计。风机可采取轴流式风扇、 离心式风扇等, 基础要求是: 使作用到整个PTC发烧器迎风面上风速均匀, 充足发挥PTC元件发烧能力; 风速要合理, PTC发烧器消耗功率和出口风温与风速亲密相关, 风速增加,发烧量增大。另外要有与之配合良好风道设计。

图10 PTC热风加热器示意图

2.4 换热器型式选择与计算
电动汽车空调系统换热器均可沿用传统汽车结构型式, 依据汽车部署要求和使用工况进行设计, 尽可能釆用热交换效率高冷凝器和蒸发器, 降低能量消耗。
2.4.1 蒸发器型式选择与计算
蒸发器作用是将经过节流降压后液态制冷剂在蒸发器内沸腾汽化, 吸收蒸发器表面周围空气热量使其降温。汽车空调蒸发器有管片式、 管带式、 层叠式三种结构。管片式蒸发器通常由铜或铝质圆管套上铝翅片组成, 经膨胀工艺使铝翅片与圆管紧密相接触, 其结构简单、 加工方便, 但换热效率较低。管带式蒸发器由多孔扁管与蛇形散热铝带焊接而成, 工艺比管片式复杂, 需釆用双面复合铝材及多孔扁管材料, 该蒸发器换热效率比管片式高10%左右。层叠式蒸发器由两片冲成复杂形状铝板叠在一起组成制冷剂通道, 每两片通道之间夹有蛇形散热铝带, 该类型蒸发器也需要双面复合铝材, 而且焊接要求高, 所以加工难度较大。不过其换热效率也最高, 结构也最紧凑。采取新型制冷剂R134a汽车空调就应用这种层叠式蒸发器。
蒸发器计算关键是依据制冷量大小, 在要求工况下, 计算出蒸发器所需面积。
蒸发器传热计算公式为:
Q=KF∆tm
式中 Q—蒸发器产冷量, 单位为kW;
K—蒸发器传热系数, 单位为kW/m2·℃;
F—蒸发器空气侧传热面积, 单位为m2;
△tm—沿气流方向蒸发器表面与空气流之间对数平均温差, 对数平均温差可按下式计算:
∆tm=t1-t2lnt1-t0t2-t0
式中 t1—蒸发器进口空气温度, 单位为℃;
t2—蒸发器进口空气温度, 单位为℃;
t0—蒸发温度, 单位为℃;
蒸发器传热系数K值取决于蒸发器材料导数系数及结构。常见蒸发器结构中, 管带式K值比管片式较高。计算出蒸发器所需换热面积, 还要确定迎风面积与排深百分比关系。在不增加风阻条件下, 可降低迎风面积, 增加排深。
2.4.2 冷凝器型式选择与计算
冷凝器作用是把压缩机排出高温、 高压制冷剂气体在冷凝器中液化为高温高压液体, 而将相变产生热量散发给周围空气。汽车空调冷凝器有管片式、 管带式及平行流式三种结构形式, 其中平行流式冷凝器也是一个管带式结构, 是为了适应新工质R134a而研制新型冷凝器, 它将管带式一条扁管变成在两条集流管间用多条扁管相连结构型式。因为进入冷凝器时制冷剂是气态, 比容大, 需要通径大; 而出冷凝器时己完全变成液态, 比容小, 只需要较小通径。所以, 平行流式冷凝器将几条扁管隔成一组, 进入处管道很多, 然后逐步降低每组管道数, 实现了冷凝器内制冷剂温度及流量均匀分配, 使冷凝器有效容积得到充足利用, 提升了换热效率, 降低了制冷剂在冷凝器中压力损耗, 这么就能够降低压缩机功耗。平行流式冷凝器被广泛应用于汽车空调系统中。
冷凝器散出热量, 不仅包含蒸发器所吸收热量, 还有由压缩机功耗转化而来热量。所以, 系统散热要大于系统吸热。不过二者之间有一个大致百分比关系, 即冷凝器散热量约等于蒸发器吸热量1.25倍。
依据设计工况, 能够依据蒸发器设计方法, 选择冷凝器结构形式, 计算出所需换热面积。现在, 冷凝器结构大都与蒸发器相同。为充足利用行车风, 冷凝器迎风面积应尽可能设计大些, 而排深则较小。考虑到在烈日下交通堵塞情况, 所以不能完全靠行车风, 还需要风扇冷却。
2.5 节流膨胀阀型式选择
因为传统热力膨胀阀存在对过热度响应滞后, 制冷剂流量调整范围小等缺点, 不适适用于能量调整系统, 所以电动变频空调系统通常釆用电子膨胀阀对制冷剂进行节流降压和流量控制, 电子膨胀法不仅含有流量调整范围宽优点, 而且能够实现精密调整和快速响应, 使蒸发器和冷凝器换热效率得到充足发挥, 非常适合含有能量调整功效系统。
电子膨胀阀由检测、 控制和实施三部分组成。检测机构将检测到蒸发器出口温度和出口压力, 以及压缩机排气压力信号送入控制器中, 与设定值相比, 经PID调整后输出信号使电动机正转或反转, 从而实现对制冷系统中工质流量精密控制。蒸发器出口温度、 压力决定了蒸发器过热度, 排气压力信号用于控制电子膨胀阀开度以预防高压超出要求范围, 保持机组连续运转。
经过电动压缩机变频能量调整和电子膨胀阀配合进行变负荷工况能量控制, 能够实现空调系统高效工作目标