汽车空调选型设计范文

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第1章前言

1.1本课题的研究意义及目的

汽车空调的作用已经是众所周知的，尤其是随着地球表面气温的日益变暖，人们对空调的需求越来越迫切，对空调质量的要求越来越高了，不仅轿车和客车装有空调，现在不少工程车和卡车上也装有空调装置。通过总结教学、设计、科研和维修经验以及搜集国内外资料的基础上对本汽车空调系统进行设计，从而使我更加深入地了解和掌握汽车空调的构造、原理、设计及一些实用维修技术的提高。

1.2国内汽车空调主要生产企业及其产品现状和发展趋势

在中国，汽车空调业在1983年前基本上是一纸空白，汽车空调基本上要靠进口组装，1983年以后，少数企业开始从国外引进技术和生产设备，从1986年开始不少地方和企业争上项目，经过近20年的发展，国内汽车空调业在新品开发及合资合作方面均取得了比较大的突破。

在压缩机方面，上海内燃机油泵厂于1988年12月与泰国正大集团合资成立上海易初通用机器有限公司，是国内最早批量生产汽车空调系统等系列产品的专业定点厂。公司主要产品有汽车空调系统，SE5，SE7，SE5V，SE7V，SP系列等汽车空调压缩机、储液干燥器等产品。89年起公司先后引进了日本三电SD5系列空调压缩机制造技术和美国德尔福V5系列空调压缩机制造技术，2001年，上海易初通用机器有限公司又与日本三电公司在上海浦东合资成立上海三电汽车空调有限公司，生产日本三电公司七缸摇盘无级可变排量压缩机SD7V16和六缸摇盘无级可变排量压缩机SD6V12，目前已经形成了产品自主开发能力和年产80万套汽车空调压缩机生产能力，公司汽车空调压缩机及系统产品已达百余种，2003企业实现销售收入162482万元，同比增长35%。

湖南华达机械总厂于1992年引进日本杰克赛尔公司六缸斜盘DKS系列压缩机产品，1994年双方又合资组建湖南华达-杰克赛尔汽车空调有限公司。HZC主要生产经营DKS-S型、DKS-CH型、DCW-17型汽车空调压缩机，具有年产30万台的生产能力。产品主要配套一汽、二汽、重庆五十铃、郑州日产、福建东南等多家汽车生产厂家。

牡丹江汽车空调机厂于1994年引进韩国德尔公司五缸摇盘V5系列无级可变排量压缩机产品，今年又引进韩国德尔福公司十缸斜盘SP系列压缩机产品，公司的主导产品的V-5系列无级可变排量汽车空调压缩机是美国通用公司哈里森部八十年代末研制并与和韩国德尔福汽车系统公司合作生产的许可证产品，V-5压缩机技术含量高结构合理性能优良，技术水平在国内处于领先地位。公司从投产以来产销量逐年大幅度增加，1999年产销5万台，2000年产销10万台，2005年将达产40万台。同时加大新产品开发力度，正在开发SP-10小排量、SP-21大排量、CVC变排量压缩机和ATC电脑自动化空调，形成多品种、大批量的产品结构。

此外，广州豪华汽车空调工业公司于1988年引进日本三电公司五缸摇盘SD-510压缩机产品，由于是重复引进，缺乏市场支持，加之广州标致汽车厂的解体而被迫停产。

广东粤海集团公司于1994年引进美国克莱斯勒公司淘汰的压缩机产品和设备。由于该压缩机产品技术落后，现在已基本处于瘫痪状态。上述引进或合资的企业，都是生产有国外技术支持的产品，国内也有不少厂家在吸收了国外压缩机产品技术的基础上，开发研制了具有自主知识产权的压缩机产品。无锡市双鸟动力机械有限公司从1999年开始，生产五缸和七缸摇盘式压缩机，十缸斜盘式压缩机。2000年，上海奉天空调压缩机有限公司在合肥工业大学的技术支持下，自行研制开发了涡旋式AP系列压缩机，南京奥特佳冷机有限公司在美国普渡大学技术支持下，于2001年研制开发了WXH系列涡旋式压缩机，其排量可从60cm3／转到250cm3／转，适用于微型车到大客车空调装置中，今年计划产量为12万台。由于涡旋式压缩机是公认的最先进的第四代汽车空调压缩机产品，国内许多企业都成功的研制出该产品，如南京埃迪压缩机有限公司、广州万宝压缩机有限公司等。

大客车用压缩机的生产企业中国内产量较大的工厂主要是岳阳恒立制冷设备股份有限公司和宁波欣晖制冷设备有限公司，前者生产的是传统的曲柄连杆式压缩机，后者生产的是十缸斜盘式结构的压缩机。其中岳阳恒立制冷设备股份有限公司是国内生产大中型客车空调机规模较大，品种较全，质量较优的企业。形成了年产大中型客车空调机5000台套，小轿车空调30万套，轻型车空调4000套的生产能力，大中型客车空调机为国内数十家重点客车厂配套，小轿车空调为上海大众公司桑塔纳轿车，武汉神龙公司富康轿车配套。

在大客车空调方面有湖南岳阳恒立制冷设备股份有限公司、空调国际（上海）有限公司广东劲达集团公司、南京中冠汽车空调公司、广州精益汽车空调有限公司、四川华威强制冷设备有限公司等形成一批初具规模的企业。

在汽车空调其它总成中，也有形成一定规模和技术优势的专业生产厂。如膨胀阀和贮液器方面有浙江三花集团公司，苏州新智机电工业公司。在输氟胶管总成方面有南京汽车空调胶管厂和长春康泰克大洋管件有限公司，在汽车空调风机

方面有上海日用电机厂，江苏超力电器有限公司。在空调系统操纵控制方面有杭州富阳广安汽车电器有限公司等。

随着近两年汽车业尤其是轿车的快速增长，汽车零部件行业也得到了飞速的发展，汽车空调作为提高汽车乘坐舒适性的一种重要部件已被广大汽车制造企业及消费者所认可，目前在国内，国产轿车空调装置率已接近100％，在其它车型上的装置率也在逐年提高，汽车空调汽装置已成为汽车中具有举足轻重的功能部件。随之而来，国内汽车空调生产企业的产销量也在快速增长，据不完全统计，2003年，全国共生产汽车空调610万套，销售255万套，分别比2002年增长32.60%和41.70%。

汽车空调的发展方向主要体现在以下几个方面：

（1）提高舒适性

当前大部分汽车空调采用的是制冷与采暖分开的两套独立的系统，控制上没有达到精确的量化水平，只能冬天开采暖，夏天开制冷，温度差不多就可以了。到了湿度大的冷天开暖气只会使人感觉浑身潮湿，闷的慌，这就需要开制冷来除湿。至于要换气，也大多是要打开门窗。随着人们生活水平的提高，对舒适性会提出更高的要求，因此以后的空调将是更加舒适的，全功能的，自动调节，使温度、湿度、空气新鲜度能同时达到要求。

（2）更趋自动化

最早的汽车空调是由一个加热器、一套通风系统和一个空气过滤器组成的。控制系统也是很简单的，手动控制，凭人的感觉来调节开关。因而温度、湿度及风量难以控制。随着电脑技术的日益发展，逐渐应用在汽车空调上，再加上各种先进的控制方法的应用，也使汽车空调的控制效果日趋完善，性能充分发挥出来。它利用多个传感装置感知车内及外界的状态，将信息传递给中央芯片进行处理，得出系统最佳运行模式，并控制运行。使得无论何种天气，车内始终保持最佳舒适状况。

（3）注重环保

早期的汽车空调制冷剂都是用R12，通称氟利昂，它们都属卤代物，分子中含有氯元素。众所周知，氟利昂在高空受紫外线照射催化分离出的氯原子与臭氧发生反应，生成氧气。近些年已经发现大气层存在臭氧层空洞，这与空调业广泛使用氨利昂有直接关系。1987年签署的《蒙特利尔公约》要求限制使用氟利昂，并逐步禁用，1992年更进一步提出了对氟利昂的禁用期提前。目前公认的氟利昂替代物是R134a，它对臭氧基本没有破坏作用。华友公司在成立之初就意识到了环保的重要性，所生产的汽车空调都是采用R134a的环保型空调。

（4）小型节能

车上空间有限，空调装置占用的空间越大，给人的空间就越少，使人感觉压抑，不舒服。因此空调装置会不断改进设计、加工工艺，以使其体积缩小，效能不减。而目前冷凝器、蒸发器方面，老的管片式换热器正在逐渐被高效的管带式、平行流式所代替。新型压缩机的出现，也使得高效节能的空调成为可能。

1.3市场需求分析

目前中国的汽车空调市场刚刚起步，相对竞争白热化的家用空调，汽车空调还是未开发的处女地。据统计，目前世界汽车在欧美、日本等地已经相对饱和，但中国小型汽车的年增长速度达到30%。不言而喻，汽车市场具有如此快速的增长率，汽车空调势必将同时快速增长。同时，到目前为止，中国的车用空调压缩机部分还完全依赖于进口，汽车用空调的本土化制造生产将成为空调行业新的利润增长点。

据了解，国内众多空调器生产厂家对车载空调市场垂涎已久，美的、海尔、格力等国内空调产业巨头也正在研制相关部件产品的开发生产。可以预见，作为未来空调厂家追逐的新利润源，车载空调的市场争夺战不日将打响。

2004年，国内汽车产销将达到500万辆，轿车将达到270万辆左右，伴随着轿车产销的高增长和其它车型的迅猛发展，国内汽车空调业的销量增长幅度会比较大，全年的增长幅度在35%以上，市场需求将超过330万套，同时，生产汽车空调的生产企业也会增多，2004年生产汽车空调的企业达到260家以上，企业之间的竞争会进一步加剧。

1.4汽车空调的性能评价指标

（1）温度指标

温度指标是最重要的一个指标。人感到最舒服的温度是20-28℃，超过28℃，人就会觉得燥热。超过40℃，即为有害温度，会对人体健康造成损害。低于14℃，人就会感到“冷”。当温度下降到0℃时，会造成冻伤。因此，空调应控制车内温度夏天在25℃，冬天在18℃，以保证驾驶员正常操作，防止发生事故，保证乘员在舒适的状况下旅行。

（2）湿度指标

湿度的指标用相对湿度来表示。因为人觉得最舒适的相对湿度在50%-70%，所以汽车空调的湿度参数要求控制在此范围内。

（3）空气的清新度

由于车内空间小，乘员密度大，在密闭的空间内极易产生缺氧和二氧化碳浓度过高。汽车发动机废气中的一氧化碳和道路上的粉尘，野外有毒的花粉都容易进入车厢内，造成车内空气混浊，影响加成人员身体健康。这样汽车空调必须具有对车内空气进行过滤的功能，以保证车内空气的清新度。

（4）除霜功能

由于有时汽车内外温度相差太大，会在玻璃上出现雾式霜，影响司机的视线，所以汽车空调必须由除霜功能。

（5）操作简单、容易、稳定

汽车空调必须做到不增加驾驶员的劳动强度，不影响驾驶员的正常驾驶。

.5汽车空调系统随着电子技术和汽车技术的发展而不断完善，其发展过程可以概括为以下五个阶段

（1）单一暖风系统

即利用房间取暖的方法。1925年首先在美国出现利用汽车冷却液通过加热器的方法取暖。到1927年发展到具有加热器、鼓风机和空气滤清器等比较完整的供热系统。在寒冷的北欧、亚洲北部地区，目前仍然使用单一暖风系统。

（2）单一制冷系统

1939年，由美国通用汽车帕克公司(PACKARD)首先在轿车上安装机械制冷降温的空调系统，成为汽车空调系统的先驱。在热带、亚热带地区，目前仍然使用单一制冷系统。

（3）冷暖一体化空调系统

1954年美国通用汽车公司，首先在纳什(NASH)牌轿车上安装了冷暖一体化的空调系统，汽车空调系统才基本上具有调节控制车内温度、湿度的功能。随着汽车空调技术的改进，目前的冷暖一体空调基本上具有降温、除湿、通风、过滤、除霜等功能。这种方式是目前使用量最大的一种形式。

（4）自动控制的汽车空调系统

冷暖一体化空调系统需要人工操纵，增加了驾驶员的工作量，同时控制质量也不太理想。1964年美国通用汽车公司将自动控制的汽车空调系统安装在卡迪拉克轿车上。这种自动空调系统只要预先设定所需的温度，空调系统就能自动地在设定的温度范围内工作，达到调节车室内空气的目的。

（5）微机控制的汽车空调系统

1973年美国通用汽车公司和日本五十铃汽车公司一起联合研究微机控制的汽车空调系统，1977年同时安装在各自生产的汽车上。微机控制的汽车空调系统功能增加，显示数字化。微机根据车内外的环境条件，控制空调系统的工作，实现了空调运行与汽车运行的相关统一，极大地提高了调节效果，节约了燃料，从而提高了汽车的整体性能和最佳的舒适性。

空调起动与否，对汽车的动力性和经济性的影响完全不一样。在动力性方面，汽车从静止起步加速到某一速度时，使用空调的汽车总有一种反应迟滞的感觉，完全失去了不用空调时的那种爽快。不过在高速行驶时倒感觉不出来。在经济性方面则表现为使用空调较不用空调时的油耗明显增大。

1.6设计主要内容

（1）设计环境与其相关的参数

车内设计参数：夏季车内舒适温度为27℃，冬季温度为16℃；

车外设计参数：以郑州城市为例，车体总容积60m3，车的长12m，宽2.5m，高2m的中型空调客车的公交车。根据7月1日太阳辐射统计资料显示：气温为35℃，正午12时以40km/h的车速往正南方向行制冷工况：蒸发温度为零摄氏度，冷凝温度为六十摄氏度，过冷温度为五摄氏度，过热温度为五摄氏度。

（2）热负荷计算和四大部件的选择

大约新风负荷占30%，车身围护结构传热占30%以上，人体热负荷超过20%，而太阳辐射及玻璃传热只占10%；因此若减少热负荷应以改善车身隔热为主。

系统形式：离合器热力膨胀阀系统（CCTXV系统）F型

压缩机：BOCKFKX50/660K型压缩机

冷凝器：9.1m2×0.16/1冷凝风机：LNF242A（4台）6000m3/h

蒸发器：7.6m2×0.65/2蒸发风机：2HF292（4台）4000m3/h

热力膨胀阀：选用两个TDEN5.8型。

（3）系统的匹配

汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题，是在成本经济预算与运行经济预算，以及汽车动力配置方案允许的条件下，如何使汽车空调系统各组成部件，特别是对系统性能起主要决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况（设计工况）匹配得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。压缩机的匹配、冷凝器总成的匹配、蒸发器总成的匹配、热力膨胀阀与压缩机、冷凝器、蒸发器组成的匹配。

（4）风道设计、风机选型及降噪技术

经过处理的送风和回风都必须通过风道才能进入和离开车室，而且车内的送、回风量能否达到要求，则完全取决于风道系统的压力分布以及风机在该系统中的平衡工作点。所以风道布置将直接影响车内的气流组织和空调效果。同时，空气在风道内流动所损失的能量，是靠风机消耗电能予以补偿的，所以风道布置也直接影响汽车空调系统的经济性。

（5）管道布置

由此可知，有的车用空调制造商为了节省吸气管路的制造成本采用较小直径的吸气管道，致使其中制冷剂流动阻力增大，是得不偿失的，也是不可取得，一般来说，在压缩机选型时，压缩机制造商都在压缩机的产品使用说明书中指明了压缩机的吸、排气接管的尺寸，按照其规定设计吸、排气接管比较合理。

（6）城市公交客车空调的试验规范与标准的依据

城市公交客车空调的试验规范与标准，可参考中华人民共和国建设部2001年4月20日，2001年10月1日开始实施的中华人民共和国城镇建设行业标准：CJ/T134—2001《城市公交空调客车空调系统技术条件》，国家机械工业局在2000年11月6日的汽车空调行业标准：QC/T658—2000《汽车空调整车降温性能试验方法》。

第2章工作环境

2.1车内设计参数

（1）从实验分析的资料显示可知，夏季车内舒适温度为27℃，冬季温度为16℃；

（2）车内外温差，夏季取8℃；

（3）车内垂直方向的温差，根据研究和调查资料证明：夏季头部温度低于足部温度1℃左右；冬季低于足部约（4～6）℃。

（4）车内相对湿度夏季取φB=50%；

（5）空气流速影响人体和保温。实验表明，车内流速以（0.15～0.4）m/s为宜。夏季取上限值，冬季取下限。

（6）根据人体卫生要求，空气中二氧化碳含量不能超过0.1%，氧气含量控制在（18～20.7）%。为此，每人应有（20～25）m3/h的新鲜空气量。考虑到一般车内连续停留时间不会太久，汽车制冷机容量不可能太大，过多的新鲜空气将消耗过多的空调能量，因此计算时，汽车车内新鲜空气量的下限可定为11m3/h，或占全部通风量10%。

2.2车外设计参数

以郑州城市为例，车体总容积60m3，车的长12m，宽2.5m，高2m的中型空调客车的公交车。根据7月1日太阳辐射统计资料显示：气温为35℃，正午12时以40km/h的车速往正南方向行驶，车室内温度27℃。大约新风负荷占30%，车身围护结构传热占30%以上，人体热负荷超过20%，而太阳辐射及玻璃传热只占10%；因此若减少热负荷应以改善车身隔热为主。

第3章热负荷计算

3.1新风量与新风负荷

新风量下限可取11m3/（h·人）取K玻=5.5）；ρ—玻璃对太阳辐射热的吸收系数（一般取ρ=0.08）；S—遮阳修正系数；I—车窗外表面的太阳辐射强度；IS—车窗外表面的太阳散射辐射强度，IS=30～40×4.18kJ/（m2·h）；U—车窗的太阳辐射量；F′玻阳面车窗面积；F玻—车窗总面积。

3.7新风热

在汽车空调设计及其热负荷计算中，新风量的确定是比较困难的，新风的传入有两个途径，一是门窗缝隙，二是新风系统。门窗缝隙实际上每辆车子都不同，只能通过大量的实验才能确定。不同的缝隙位置，由于其所处的风压不同进风量是不同的。对于没有换气机构的车子，车身缝隙起到了部分自然换气的作用。

（1）新风量的确定：由实验测的新风量11m3/h；

（2）新风热QV的计算：QV=Vρ（iH-iB）

式中：ρ—空气的密度；TH=35℃时，ρ=1.146kg/m3

iH、iB—车内外空气的焓值。

3.8乘员人体散发的热量

一般资料介绍司机可按522.5kJ/（人·h）计，乘员按418kJ/（人·h）计

QP=100NN—乘员总数

3.9发动机传入的热量

QE=KFFF1（TF1-TB）

式中：F1—指主发动机，KF—按多层均匀平面计算；

KF=1/（1/+∑δ/λ+1/αB）

式中：αF—发动机侧的壁面对流换热系数，一般取αF=10；

TF—发动机室的空气温度。

3.10其它

考虑到车体预冷、冷风管道渗入热，车内零件吸热，车内电机等发热元件的热量等消耗的冷量。

QM=3594.89（kJ/h）QT=KUL（T1-T3）

QBi=aBiFBi（TBi-TB）FBiaBi=376.2kJ/（h·℃）

BBi=∑CG主要零部件的比热容与重量G之乘积，求得。

第4章系统形式及隔热材料

4.1制冷剂循环控制系统

按制冷剂循环控制系统有三种形式，即离合器热力膨胀阀系统（CCTXV系统），膨胀阀—吸气节流阀系统（TXV—STV系统），离合器节流管系统（CCOT系统）。后两种只用于轿车，所以我们选用离合器热力膨胀阀系统（CCTXV系统）。

离合器热力膨胀阀系统（CCTXV系统）。大多数车型都采用这种方式。它由热力膨胀阀控制蒸发压力，当蒸发器热负荷增加或蒸发压力增加时，膨胀阀开度增大，使流量增加，制冷量也增加。当流量过多，蒸发压力过低，使蒸发器表面结霜时，通过恒温器使离合器脱开，压缩机停转，待结霜融化，蒸发器温度升高时，离合器又接通，压缩机重新运转。这种系统由压缩机，冷凝器，贮液器，膨胀阀，蒸发器组成。膨胀阀有F型和H型两种，如下图所示。

4.2送风方式的确定

（1）直吹式

空调风（冷或热）直接空调器吹出，其结构比较简单，风阻损失小，但送风不均匀。一般轿车、货车、中小型汽车常采用这种方式；

（2）风道式

空调风通过车内风道送出。这种方式比较均匀，风可送至重要的部分（如头部、足部），但零件增加，风道阻力增加，因此送风机功率要加大。主要用于大中型客车。

风道送风口布置的原则冷风出口布置在上面（尽可能在车顶下），暖风出口布置在下面（尽量在地板上），以满足“头凉足暖”的要求，即要有上、下两层风道。

风道式又可分为两侧送风道和中央送风道两种。两侧风道布置在车顶转角处，一般不占用有效空间，对乘员起立和行走影响不大，但要求车窗框离车顶有一定距离。对于车窗框离车顶距离很近的车辆不宜采用紧贴车壁的侧风道。中央送风道的优点正好相反，为不影响乘员行走，必须做得很扁。

所以我们采用两侧式风道送风，本次主要考虑制冷系统。

4.3车内的气流组织

车内气流组织除与送风口的位置有关外，还与送风口的构造形式、尺寸、送风温度、速度和气流方向有关。按送、回风口的相互关系和气流组织形式一般有以下几种：上送风下回风；上送风上回风；中送风中回风及下送风下回风。

各种气流流型的特点如下：

（1）上送风下回风气流流型

用于独立整体型，独立式分散型和非独立式底置型制冷设备的客车。此方式的送风较容易与室内空气充分混合，易于形成均匀的温度场和速度场、能够采用较大的温差、从而降低送风量，有实践经验知，送风速度可取2～5m/s。

（2）中送风中回风气流流型

适用于轿车、小型客车。因为这些发动机前置，制冷设备大多安装在发动机处和驾驶区仪表台处，此方式具有明显的节能效果。

上送风上回风气流流型。适用顶置型和内装型空调设备的客车。顶置型的冷凝器，蒸发器是安装在车顶外部，内装型的蒸发器是安装在车顶的内部，因此需要采用上送风和上回风的气流组织形式。

4.4隔热保温材料

汽车的空调性能（效果）好坏主要由两个因素决定：

（1）空调装置的性能（制冷或采暖能力、气流组织）；

（2）汽车车体的隔热保温及密封性。

由此可见车体的隔热保温性能对空调效果有一定影响。除玻璃的隔热性能外，金属壳体部分的隔热保温效果主要靠隔热保温材料解决对置于车体外的热交换器（主要指蒸发器箱体）及送风管道，隔热保温材料也是很重要的，车内的送风管道，尤其是布置在汽车顶部的冷管道

新风负荷Qx=qv，xρ（hW-hn）=11×1.2×103×（95-53）/3600

式中：qv，x—新风量（包括有组织的送风和漏风）（m3/s）

ρ—空气密度（kg/m3）1.2×103kg/m3

hW—车外新风状态比焓（kJ/kg）95kJ/kg（查图附图二）

hn—车内空气状态比焓（kJ/kg）53kJ/kg（查图附图二）

3.2车身壁面的传热过程

空调汽车的车身壁面除门窗玻璃以外，一般由外板，隔热层，内饰板组成，壁面传热的基本公式如下：

Q=KF∆T

式中：K—壁面传热系数；F—传热面积；∆T—传热温差

3.3车身壁面传热系数K值

具有关资料显示：利用圆热流法和热场畸变法计算，后者（热场畸变法）更接近实际，圆热流计算结果略偏小，偏差不大于10%。

具有关试验和计算表明：轿车的传热系数K一般在（16.3～17.1）kJ/（m2·h·℃）；对于隔热较好的大客车，K值一般在（16.3～17.1）kJ/（m2·h·℃）。

所以，我们取K=13kJ/（m2·h·℃）。

3.4日照表面综合温度

前面提到车身传热过程是不太考虑太阳辐射热的影响，传热温差∆T仅仅是车外气温与车内温度之差。事实上由于太阳辐射，将使车身壁面温度升高很多，此部分热量也将传入车内，构成车身热负荷的一部分。

（1）由于车内外空气温差，通过车身外表面以对流换热方式从大气中所得的热量：

Q1=FK（TH-TB）。

（2）车身外表面从太阳辐射中吸收的热量：Q2=FK（TC-TH）。

总热量为Q=Q1+Q2=FK（TC-TB）

3.5通过车身壁面传入的热量

车身结构各部分不同，实际计算是分别进行的；

QC+QB=（Q顶+Q侧+Q地）α

Q顶=F顶K顶（TC顶-TB）

Q侧=F侧K侧（TC侧-TB）

=（F′侧K′侧+F门窗框K门窗框+F前围K前围+…）（TC侧-TB）

Q地=F地K地（TC地-TB）=QC

式中：α—修正系数，根据简化过程度取α=1.2～1.4。

3.6通过门窗玻璃传入的热量

考虑到太阳辐射，传入热量由两部分组成：

QG=QG1+QG2

（1）由于车内外温差而传入的热量（QG1）；

QG1=K玻F玻（TH-TB）

（2）由于太阳辐射通过玻璃传入热量（QG2）

QG2=（ŋν+ραBU/αH）S，

U=F′玻I+（F玻-F′玻）IS

式中：ŋ—太阳辐射通过玻璃的透入导数（一般取ŋ=0.84）；K玻—玻璃窗的传热系数（一般（指金属管），若没有隔热层，则容易在管外凝露滴水，弄脏乘员衣物，而且由于风到阻力将产生明显噪音。

汽车是高速运动的物体，对隔热保温材料的抗震能力、粘附牢度、隔震、隔音性能提出较高要求；汽车车厢内人员密度较大，呼吸造成的水蒸气较多，人员不宜疏散，又要求得保温材料吸湿性小、安全、不着火；汽车要求它的所有零部件重量都要尽可能小，以减小油耗；对于发动机罩的隔热材料还要求耐热性好；汽车还要求隔热保温材料不发霉、无毒、无味、便于施工，价格便宜等等。因此要选用合理的隔热保温材料。

第5章部件的计算及选择

5.1压缩机

汽车空调压缩机是汽车制冷系统的心脏，是推动制冷系统中不断循环的动力来源，变排量压缩机还起着根据热负荷大小调节制冷剂循环量的作用。

微型及小型汽车空调，由于空间尺寸，发动机功率小，比较注意压缩机的效率、外形尺寸及功耗。例如奥托微型车采用精工滑片压缩机和7B10压缩机。微型车空调压缩机排量一般在80～100cm3/r之间。

中、高档轿车及小型面包车，采用150～250cm3/r排量的压缩机。中、高档现在普遍采用变排量压缩机，如上海大众公司生产的PASSAT轿车采用7SBH变排量压缩机，上海通用公司生产的BUIK轿车采用V5变排量压缩机。

中、大型客车采用排量为400～775cm3/r的活塞压缩机，也有采用两台小排量压缩机并联系统的。如杰克赛尔（ZEXEL）DL-15，DL-16，DL-33，DL-34和CL-11型大客车，采用两台排量为313cm3/r的DKS-32型压缩机并联系统，电装（DENSO）车用空调也采用两台排量为300cm3/r的10P30B压缩机并联系统。

总的来说目前最大量采用的各种旋转斜盘式和摆动式压缩机（如上图所示）。蜗旋压缩机由于其自身的优点，及加工问题的解决必将成为很有发展前途的车用空调压缩机。

5.1.1确定排气压力，吸气压力，排气比焓及排气温度。

（1）根据制冷剂的蒸发温度Te和冷凝温度TC，查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二），的其蒸发压力和冷凝压力分别为Pe=349.63kPa；Pc=1681.30kPa；

（2）额定空调工况压缩机的排气压力，认为高于制冷剂的冷凝压力81kPa，即Pd=Pc+∆Pd=1681.30+81=1762.30kPa；

（3）压缩机的吸气压力，认为低于制冷剂的蒸发压力67.26kPa,即Ps=Pe-∆Ps=349.63-67.26=282.37kPa；

（4）根据Ps和Ts，查HFC134a过热蒸汽的热力性质图表（附图二），得压缩机吸气口制冷剂的比焓hs=420.434kJ/kg，比体积vs=0.081233m3/kg，比熵ss=1.8063kJ/kg；

（5）根据Pd和ss，查HFC134a过热蒸气的热力性质图表（附图二），得压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hd,s=463.813kJ/kg；

（6）额定空调工况压缩机的指示效率ŋi为

ŋi=Te/Tc+bTe=（5+273.15）/（60+273.15）+0.002×5=0.845

（7）额定空调工况压缩机的排气比焓hd为

hd=hs+（hd,s-hs）/ŋi

=420.434+（463.813-420.434）/0.845=471.770kJ/kg

（8）根据Pd和hd，查HFC134a过热蒸气的热力性质图表（附图二），得额定空调工况压缩机的排气温度Td=97.10℃。

5.1.2计算额定空调工况制冷系统所需要制冷量

（1）根据已知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度T4′=Tc-∆Tsc=60-5=55℃

（2）蒸发器出口制冷剂气体温度T1为T1=Te+∆Tsh=5+10=15℃；

（3）按T4′查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二），得蒸发器进口制冷剂比焓h5′=h4′=279.312KJ/kg。按T1和Pe查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二），得蒸发器出口制冷剂比焓h1=409.501kJ/kg；

（4）在额定空调工况，蒸发器的单位质量制冷量（即系统的单位质量制冷量）qe,s为qe,s=h1-h5′=409.501-279.312=130.189kJ/kg；

（5）稳态工况，制冷系统所需制冷量应当与车厢热负荷平衡，计算时应留一定量的余量，设该余量为10%，

则制冷量Qe，s=1.1×Qh=1.1×26.428=29.071kw；

5.1.3将额定空调工况下制冷系统所需制冷量换算成压缩机所需制冷量

（1）额定空调工况制冷系统所需制冷剂的单位质量流量qm,s为

qm,s=Qe，s/qe，s=29.071/130.189=0.2233kg/s

（2）额定空调工况压缩机的单位质量制冷量qe,c为

qe,c=h1″-h5′=420.434-279.312=141.122kJ/g

（3）额定空调工况压缩机的单位体积制冷量qv,c为

qv,c=qe,c/vs=141.122/0.081233=1737.250k/m3

（4）对于稳态过程，制冷系统组成部件内的制冷剂质量流量应当一致，因而额定空调工况压缩机的制冷剂质量流量应为qm,c=qm,s=0.2233kg/s。该工况压缩机所需制冷量Qe，c为Qe，c=qe,cqm=141.122×0.2233=31.512kw；

5.1.4将额定空调工况压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量

（1）压缩机测试工况的条件，制冷剂的冷凝温度Tc，t=60℃；制冷剂的蒸发温度Te,t=5℃；膨胀阀前制冷剂液体过冷度∆Tsc,t=0℃；压缩机的吸气温度Ts,t=T1''''=20℃；压缩机的转速n=1800r/min；压缩机吸气管路的压降∆Ps=67.26kPa；压缩机排气管路的压降∆Pd=81kPa。

（2）根据制冷剂的蒸发温度Te,t和冷凝温度Tc,t，查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二）

得测试工况制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为Pe，t=349.63kPa、Pc，t=1681.30kPa。

压缩机的吸气压力Ps，t=Pe，t+∆Ps，t=349.63-67.26=282.37kPa；

压缩机的排气压力Pd，t=Pc，t+∆Pd=1681.30+81=1762.30kPa。

（3）根据Ts,t和Ps,t，查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二），得压缩机测试工况的吸气比焓hs,t=415.833kJ/kg，吸气比体积vs,t=0.079484m3/kg，吸气比熵ss,t=1.79.74kJ/（kg·k）。

（4）根据膨胀阀前制冷剂液体温度T4=Tc，t-∆Tsc，t=60℃，查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二），得膨胀阀前制冷剂液体比焓h4=287.397kJ/kg。

（5）测试工况压缩机的单位质量制冷量qe,t为

qe,t=hs,t-h4=415.833-287.397=128.436kJ/kg

（6）测试工况压缩机的单位体积制冷量qv,t为

qv,t=qe,t/vs,t=128.436/0.079484=1615.87219kJ/m3

（7）由于额定空调工况和测试工况的冷凝压力（冷凝温度）、蒸发压力（蒸发温度）、排气压力以及吸气压力均可相同，则两种工况的压缩机输气系数也认为都相同即λt=λc。于是，所选压缩机在测试工况所需制冷量Qe，t应为Qe，t=Qe，c（λt/λc）（qv,t/qv1）=31.512×1×（1615.872/1737.25）=29.311kw。

5.1.5测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量qm,t为

qm,t=Qe，t/qe,t=29.311/128.436=0.2282kg/s

5.1.6确定测试工况压缩机所需的轴功率

（1）根据Pd，t和Ss，t，查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二），得压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hd,s=458.190kJ/kg。制冷剂温度Td,s=85.94℃。

（2）测试工况压缩机的单位等熵理论功Wts，t为

Wts,t=hd,s-hs,t=458.190-415.883=42.357kJ/kg

（3）测试工况压缩机的理论等比熵功率Pts,t为

Pts,t=Wts,tqm,t=42.357×0.2282=9.6664kw

（4）测试工况压缩机指示效率ŋi,t为

ŋi，t=Te，t/Tc，t+bte，t=（5+273.15）/（60+273.15）+0.002×5=0.845

（5）测试工况压缩机的摩擦功率Pm,t为

Pm,t=1.3089×D2sinPm×10-5

=1.3089×（60×10-3）2×（39×10-3）×6×1800×0.50×105×10-5=0.992kw

（6）测试工况压缩机的指示功率Pi,t为

Pi,t=Pts，t/ŋi，t=9.6664/0.845=11.40kw

（7）测试工况压缩机所需的轴功率Pe，t为

Pe,t=Pi，t+Pm，t=11.440+0.992=12.432kw

5.1.7根据压缩机转速n的指定值和Qe，t、Pe，t、qm，t的计算，选择压缩机

根据经验，当Qe,t=293.11kw和qm,t=0.2282kg/s时，压缩机的气缸工作容积大约650cm3左右，可供选配的车用空调压缩机有：BOCKFKX40/655K型，BOCKFK50/650K型，BOCKFKX50/660K型，BITZER4NFCY型等，综合考虑各压缩机的性能、质量、价格诸多因素，假定选压缩机的型号为BOCKFKX50/660K型，查其产品使用说明书，当n=1800r/min时，在测试工况的参数如下：气缸容积Vcy=660cm3；理论排气量Vth=71.45m3/h；制冷量可达Qe,t=30.9kw＞29.311kw；质量输气量可达qmr,t=0.2437kg/s＞0.2282kg/s；压缩机轴功率Pe,t=12.34kw＜12.432kw。

结果表明，BOCKFKX50/660K型压缩机的制冷量、质量输气两均大于计算结果，压缩机轴功率小于计算结果，完全满足系统运行的要求，是能与指定的车用空调系统匹配的。

5.2冷凝器

采用制冷剂为HFC134a的空气冷却式冷凝器。要求换热量Qc=29311W。制冷剂有5℃过冷，已知压缩机在Te=5℃及Tc=60℃时排气温度Td=85℃，空气进风温度Tal=35℃。

5.2.1确定制冷剂和空气流量

根据Tc=60℃和排气温度Td=85℃，以及冷凝液有5℃过冷。查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二），，可得排气比焓hd=456.5kJ/kg，过冷液体比焓hsc=278.7kJ/kg，于是制冷剂的质量流量qm,r为

qm,r=Qc/（hd-hsc）=29740/（456.5-278.7）×1000=0.2kg/s

取进口的空气温差Ta2-Ta1=12℃，则空气的体积流量qv,a为

qv,a=Qc/ρacP，a（Ta2-Ta1）=29740/1.1378×1.0076×103×12m3/s=2.1m3/s

5.2.2结构初步规划

冷凝器选用平行流式结构，多孔扁管截面与百叶窗翅片的结构型式及尺寸如图所示：翅片宽度WF=16mm；翅片高度hF=8.1mm；翅片厚度δF=0.135mm，翅片间距PF=1.4mm；百叶窗间距PL=1.1mm；百叶窗长度lL=6.5mm；百叶窗角度αL=27˚；多孔扁管分四个内孔，每个内空高度为2mm；宽度为3.35mm，扁管外壁面高度为3mm，宽度WT=16mm，分三个流程，扁管数目依次为12、8、5。取迎面风速为va=6m/s。

根据初步规划（如上图所示），可计算下列参数：

（1）每米管长扁管内表面积Ar为

Ar=[2×（2+3.35）×10-3]×4m2/m=4.28×10-2m2/m

（2）每米管长扁管外表面积Ab,a为

Ab,a=2×（16+3）×10-3m3/m=3.8×10-3m2/m

（3）每米管长翅片表面积Af，a为

Af，a=2×8.1×10-3×16×10-3×1/（1.4×0.001）m2/m=0.1851m2/m

（4）每米管长总外表面积Aa为

Aa=Ab，a+Af，a=3.8×10-2（m2/m）+0.185（m2/m）=0.223（m2/m）

（5）百叶窗高度hL为

hL=0.5×PL×tanaL=（0.5×1.1×tan27˚）mm=0.2802mm

（6）扁管内孔水力直径Dn，r为

Dn，r=（4×2×3.35）/[2×（2+3.35）]mm=2.5047mm

（7）翅片通道水力直径Dh，a为

Dh，a=[2×（1.4-0.135）×（8.1-0.135）]/[（1.4-0.135）+（8.1-0.135）]mm=2.183mm

5.2.3空气侧表面传热系数aa

最小截面处风速va,max为

va,max=[6×1.4×（8.1+3）]/[（1.4-0.2802-0.135）×（8.1-0.135）]m/s=11.8m/s

按空气进出口温度的平均值Ta=（Ta1+Ta2）/2=（35+47）/2=41℃，查取空气的密度ρ=1.1025kg/m3，动力黏度μ=19.2×10-6kg/（m·s）；热导率λ=2.7×10-2W/（m·k）；普朗特数Pr=0.699，并计算出雷诺数Re，传热因子J，努塞尔数Nu及空气侧表面传热系数aa；

Rea=（ρva,maxPL）/μ=（1.1025×11.8×1.1×10-3）/（19.2×10-6）=745

J=0.249×7450.42×0.28020.33（6.5/8.1）1.1×8.10.26=1.548×10-2

Nu=JReaPr1/3=0.01548×745×0.6991/3=7.735

aa=Nuλ/PL=7.735×2.78×10-2/（1.1×10-3）=195.5W/（m2·k）

5.2.4制冷剂侧表面传热系数ar

根据Tc=60℃，查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二）和热物理性质图，可以求得：

液态制冷剂的密度ρ1=1/（0.94775×10-3）kg/m3=1055.13kg/m3

气态制冷剂的密度ρv=1/（11.538×10-3）kg/m3=86.67kg/m3

液态制冷剂的动力粘度μ1=135.35×10-6kg/（m·s）

液态制冷剂的导热率λ1=66.64×10-3W/（m·k）

液态制冷剂的普朗特数PrL=v1/a1=（0.128×10-6）/（0.0385×10-6）=3.3325

冷凝器中，由于制冷剂进口过冷，因此计算制冷剂当量流量时，取平均干度χ=0.5，于是当量制冷剂质量流量qmr,eq为

qmr,eq=[（1-0.5）+0.5×1055.13/86.67]0.5×0.056243kg/s=0.1443kg/s

（1）第一流程的参数计算

单一内孔当量制冷剂质量流量q''''mr,eq为

q''''mr,eq=qmr,eq/（4×12）=0.1443/48=3.007×10-3kg/s

Reeq，r=[（q''''mr,eq×）/（πD2h1r/4）]/μL=（4q''''mr,eq）/（πDh1rμL）

=（4×3.007×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=11293

Nu=0.0265Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×112930.8×3.33250.333=69.118

制冷剂侧表面传热系数ar为

ar=（Nuλ1）/Dh1r=（69.118×66.64×10-3）/（2.5047×10-3）=1839W/（m2·k）

（2）第二流程的参数计算，其方法与第一流程一样。

当量制冷剂质量流量q''''mr,eq为

q''''mr,eq=qmr,eq/（4×8）=0.1443/32=4.511×10-3kg/s

Reeq，r=[（q''''mr,eq×）/（πD2h1r/4）]/μL=（4q''''mr,eq）/（πDh1rμL）

=（4×4.511×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=16942

Nu=0.0265Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×169420.8×3.33250.333=95.61

制冷剂侧表面传热系数ar为

ar=（Nuλ1）/Dh1r=（95.61×66.64×10-3）/（2.5047×10-3）=2544W/（m2·k）

（3）用同样的方法可获得第三流程的参数。

当量制冷剂质量流量q''''mr,eq为

q''''mr,eq=qmr,eq/（4×5）=0.1443/20=7.217×10-3kg/s

Reeq，r=[（q''''mr,eq×）/（πD2h1r/4）]/μL=（4q''''mr,eq）/（πDh1rμL）

=（4×7.217×10-3）/（π2.5047×10-3×135.35×10-6）=27107

Nu=0.0265Reeq，r0.8PRl0.333=0.0265×271070.8×3.33250.333=139.25

制冷剂侧表面传热系数ar为

ar=（Nuλ1）/Dh1r=（139.25×66.64×10-3）/（2.5047×10-3）=1839W/（m2·k）

（4）由于制冷剂侧三个流程的表面传热系数不一样，传热面积也不同，因此必须按面积百分比计算其平均值。平均表面传热系数ār为

ār=（1839×12×10-3+2544×8×10-3+3705×10-3）/[（12+8+5）×10-3]W/（m2·k）=2438W/（m2·k）

5.2.5如果忽略管壁热阻及接触热阻、忽略制冷剂侧污垢热阻

取空气侧污垢热阻ra=0.0003（m2·k）/W，则传热系数k为

k=1/（1/ār·Aa/Ar+ra+1/aa）=1/[1/2438×02231/（428×10-3）+0.0003+1/1955]W/（m2·k）=132.4W/（m2·k）

对数平均温差为

∆tm=（Ta2-TaL）/ln[（Tc-TaL）/（Tc-Ta2）]=12/ln[（60-35）/（60-47）]℃=22.94℃

所以所需传热面积（以外表面为基准）A0为

A0=Qc/k∆tm=29740/（132.4×22.94）=9.1m2

所需扁管长度为

L=A0/（Aa×25）=9.1/（0.2231×25）=1.6m

取L=1.6m。

5.2.6校正空气流量

按迎风面积和进风面风速计算空气体积流量qva为

qva=va（3+8.1）×10-3×25L=6×11.1×10-3×25×0.550m3/s=11m3/s

与第一步按热平衡关系计算出的11.8m3/s相对误差不大，不再重算。

5.2.7计算空气侧阻力损失

ƒ=5.47RePL0.72hL0.37（lL/hF）0.89PL0.2hF0.23

=5.47×7450.72×0.28020.37×（6.5/8.1）0.891.10.28.10.23

=64.4524×10-3

则空气侧阻力损失∆Pa为

∆Pa=4ƒ·WF/Dh，a·ρa·v2a，max

=4×64.4524×10-3×0.016/（2.183×10-3）×1.1025×11.82Pa

=253.5Pa

最后根据空气阻力和风量选择风机。

5.3蒸发器

要求夏季提供29311W的制冷量，由系统热力计算得出。采用制冷剂R134a时，制冷剂循环量qmr=0.042kg/s。此时，蒸发温度为2℃，我们取蒸发器进风温度：干球温度27℃，湿球温度19.5℃。

5.3.1计算制冷剂进出口参数

由制冷量和制冷剂循环量，可求出制冷剂进出口比焓差∆hr为

∆hr=hr2-hr1=Qe/qmr=29311/0.042KJ/kg=142.85kJ/kg

取制冷剂进口干度χ=0.3，则根据蒸发温度查HFC134a的lgP-h图，有hr1=261.624kJ/kg，于是制冷剂出口比焓值hr2为

hr2=hr1+∆hr=142.85+261.624=404.48J/kg

同时可计算出蒸发器出口制冷剂温度为tr2=7.98℃，过热度为5.98℃。

5.3.2初步规划

散热板及翅片与百叶窗尺寸

翅片：宽度WF=65mm，高度hF=7.9mm，厚度δF=0.1mm，间距PF=1.8mm；

百叶窗间距PL=1.1mm，百叶窗长度lL=6.8mm，百叶窗角度αL=37˚。

散热板：宽度WT=65mm，高度hT=3.0mm，厚度δT=0.5mm，边缘宽3.4mm，内部隔热板宽3.7mm。由此可计算出内部流道尺寸hH，WH分别为

hH=hT-2δT=（3.0-2×0.5）mm=2.0mm

WH=WT-2×3.4-3.7=65-2×3.4-3.7mm=54.5mm

（1）每米散热板内表面积Ar为

Ar=2（hH+WH）=2（2+54.5）×10-3m2/m=113×10-3m2/m

（2）每米散热板外表面积Ab,a为

Ab,a=2（hT+WT）=2×（3+65）×10-3m2/m=136×10-3m2/m

（3）每米散热板长迎风面积Aface为

hT+hF=（3+7.9）×10-3m2/m=10.9×10-3

（4）每米散热板长翅片面积Af，a为

Af，a=2×7.9×10-3×65×10-3×1/（1.8×0.001）m2/m=570.555×10-3m2/m

（5）每米散热板长总外表面积Aa为

Aa=Ab,a+Af，a=136×10-3+570.555×10-3m2/m=706.555×10-3m2/m

（6）肋通系数a

a=Aa/Aface=706.555×10-3/0.0109=64.822

（7）百叶窗高度hc为

hc=0.5PLtanαL=0.5×1.1×10-3×tan37˚mm=414.455×10-3mm

（8）散热板内孔水力直径Dh，r为

Dh，r=（4hH·WH/2）/[2·（hH+WH/2）]

=（4×2×54.5/2）/[2×（2+54.5/2）]mm=3.7265mm

5.3.3干工况下空气侧表面传热系数计算

选取迎面风速va=5m/s，根据已知条件，求最小截面处风速为

va,max=va{[PF×10-3（hF+hT）×10-3]/[（PF-hc-δF）（hF-δF）×10-6]}

=5×{[1.8×10-3（7.9+3）×10-3]/[（1.8-0.414455-0.1）

×（7.9-0.1）×10-6]}=9.78kg/s

按空气进出口温度的平均值Ta=20℃，查取空气的密度ρ=1.205kg/m3，动力黏度μ=18.1×10-6kg/（m·s），热导率λ=2.59×10-2W/（m·k），普朗特数Pr=0.703等物理性质，并计算出空气侧的雷诺数，传热因子J，努塞尔数Nu，表面传热系数aa。

Rea=ρva,maxPL/μ=1.205×5.87×1.1×10-3/（18.1×10-6）=430

J=0.249RPL-0.42hL0.33（lL/hF）1.1hF0.26

=0.249×430-0.42×0.4144550.33（6.8/7.9）1.1×7.90.26=0.0211698

Nu=JReaPr1/3=0.0211698×430×0.7031/3=8.092

aa=Nuλ/PL=8.092×2.59×10-2/（1.1×10-3）=190.524W/(㎡·℃)

5.3.4计算析湿系数与湿工况下空气侧表面系数

设定出风温度为干球温度7.25℃，湿球温度6.5℃，则比焓为21.575kJ/kg（干），同时已知蒸发器进风温度为：干球温度27℃，湿球温度为19.5℃，比焓为55.6kJ/kg（干）。

求出析湿系数ξ=（ha1-ha2）/[cP,a（ta1-ta2）]=（55.6-21.575）/[1.015252×（27-7.25）]=1.6969

于是，湿球工况下空气侧表面传热系数aeq,a为

aeq,a=ξaa=1.6969×190.524W/（m2·k）=323.3W/（m2·k）

5.3.5初估迎风面积和总传热面积

（1）计算干空气流量qm,a为

qm,a=Qe/（ha1-ha2）=29311/（55.6-21.575）=0.8kg/s

（2）计算干迎风面积Aface，o为

Aface，o=qm，a/ρva=0.8/（1.205×3）m2=234×10-3m2

（3）计算以外表面为基准的总传热面积A0为

A0=aAface，o=64.822×0.234=15.1683m2

（4）计算散热板长度lT。一共22块散热板，分两个流程，每个流程11块散热板，则

lT=Aface，o/[（hT+hF）×22]=0.234/[（0.003+0.0079）×22]=0.976m

取lT=1m。

5.3.6计算制冷剂侧表面传热系数

由te=2℃，查HFC134a饱和状态下的热力性质图表（附图二）及热物性图，可得：

液态制冷剂的密度ρL=1/（0.77769×10-3）kg/m3=1285.86kg/m3

液态制冷剂的动力粘度μ1=266.78×10-6

液态制冷剂的普朗特数PrL=v1/a1=（0.2075×10-6）/（0.0523×10-6）=3.968

气态制冷剂的导热率λv=12.034×10-3W/（m·k）

气态制冷剂的密度ρv=1/（63.645×10-3）kg/m3=15.712kg/m3