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范文一：汽车空调压缩机

◇空调制冷系统运动件异响的特点

打开发动机舱盖，当空调工作时，如果听到“咝咝”的尖叫声，一般是驱动皮带过松或过硬产生的滑动异响，此时应检调皮带松紧度或更换。如果听到抖动声，一般是压缩机固定螺栓或托架螺栓松动，应加以紧固。用金属棒探听压缩机内部，正常情况下只能听到压缩机清脆而均匀的阀片跳动声，若有敲击声，一般是制冷剂的液击（制冷剂过多）或奔油（冷冻油过多）声；若有严重的摩擦声，可能是压缩机缺油或电磁离合器打滑；若在停机时听到清晰的机体内运动部件的连续撞击声，一般是内部运动部件严重磨损，引起配合副间隙过大所致。 ◇空调制冷系统噪声的种类及原因分析

空调制冷系统噪声分为外部噪声和内部噪声两种。

1．外部噪声过大的原因

（1）压缩机驱动皮带过松或过度磨损打滑；

（2）压缩机安装支架的紧固螺钉松动；

（3）压缩机进、排气阀片破损或主轴轴承损坏；

（4）电磁离合器驱动带轮轴承缺油或损坏；

（5）压缩机电磁离合器打滑；

（6）鼓风机叶片发卡或固定螺钉松动；

（7）冷冻油过少，使配合副出现干摩擦或边界摩擦。

2．内部噪声过大的原因

高压压力过高导致压缩机振动而产生噪声，比如制冷剂过多、冷凝器散热不良等。步骤三回收制冷剂

用制冷剂回收充注机将有故障的广本飞度轿车空调制冷系统中的制冷剂进行回收再利用。回收程序与方法见任务一。

步骤四空调压缩机的拆检与修复

根据诊断情况，对广本飞度轿车空调压缩机（涡旋式）电磁离合器进行拆检，发现驱动带轮轴承已烧蚀损坏，更换新的轴承并重新装配。

相关知识

◇汽车空调压缩机的功能与分类

1．功能

空调压缩机是空调制冷系统的心脏，其作用是维持制冷剂在制冷系统中的循环流动，吸入来自蒸发器的低温低压气态制冷剂，压缩成高温高压状态并送往冷凝器。

2．分类

（1）按运动形式的不同，空调压缩机可分为往复活塞式和旋转式两大类。

往复活塞式压缩机包括曲轴连杆式和轴向活塞式。轴向活塞式压缩机有摆盘式和斜盘式两种。

旋转式压缩机可分为旋转叶片式（简称旋叶式）、转子式、螺杆式及涡旋式四种。

（2）按压缩机工作时工作容量是否变化可分为定排量式和变排量式。

定排量空调压缩机的排气量随发动机转速的提高而提高，它不能根据制冷负荷的大小自动改变排气量，对发动机的油耗影响比较大。它的控制一般通过采集蒸发器出口的温度信号，当温度达到设定值时，空调压缩机电磁离合器分离，压缩机停止工作；当温度升高后，电磁离合器接合，压缩机再次工作。定排量空调压缩机也受空调制冷系统压力的控制，当管路内压力过高或过低时，空调压缩机也将停止工作。

变排量空调压缩机可根据制冷负荷的大小自动改变输气量，使空调系统的运行更加经济。 ◇曲轴连杆式空调压缩机的认知

曲轴连杆式压缩机是第1代空调压缩机，目前大多应用在客车中大排量空调制冷系统中。

1．结构原理

压缩机的结构与发动机相似，由曲轴、连杆驱动活塞往复运动，一般采用双缸结构，如图2-1所示。每缸上方均装有进排气阀片，结构示意图如2-2所示。

1-排气阀 2-排气限位阀 3-进气阀 4-压缩机壳体

图2-1 曲轴连杆式压缩机的结构图图2-2 压缩机簧片式进排气阀

2．工作过程

曲轴连杆式压缩机一个工作循环由4个过程组成即压缩、排气、膨胀、进气。

压缩：制冷剂气体在气缸内从进气时的低压升高到排气时压力的过程。

排气：制冷剂气体从气缸向排气管输出的过程。

膨胀：活塞从上止点向下移动到进气阀打开位置的过程称为膨胀过程。由于压缩机结构及工艺等原因，当活塞运行到上止点时，活塞顶部与气阀座之间存在一定的间隙，该间隙所形成的容积称为余隙容积。排气行程结束时，由于该间隙中有一定量的高压气体，当活塞再下行时，排气阀已关闭，可进气阀并不能马上打开，使进气管内的气体不能进入气缸。当活塞下行至气缸内压力稍低于进气管道压力时，进气阀才能打开。

进气：进气阀打开，低压制冷剂气体不断由蒸发器经进气管和进气阀进入气缸，直到活塞运动到下止点为止的过程。 ◇斜盘式空调压缩机的认知

1．结构原理

斜盘式压缩机是一种轴向往复活塞式压缩机，其原理见图2-3所示。主要零件是主轴和斜盘，各缸以压缩机主轴为中心圆周布置，活塞运动方向与空调压缩机的主轴平行。这种压缩机通常在机体圆周方向上布置有5个气缸和5个双向活塞，每个气缸两头都有进气阀和排气阀。

2．工作过程

当主轴旋转时，斜盘也随着旋转，斜盘同时驱动所有的活塞作轴向往复运动，部分活塞向左运动，部分活塞向右运动。当其中一活塞向左运动时，活塞左侧的空间缩小，制冷剂被压缩，压力升高，排气阀打开，制冷剂排出，与此同时，活塞右侧空间增大，压力减小，进气阀开启，制冷剂进入气缸。当主轴旋转一周，双向活塞的前后两端各自完成进气、压缩、排气、膨胀过程，相当于2个气缸工作。

图2-3 斜盘式空调压缩机原理图

◇摆盘式空调压缩机的认知

1．结构特点

如图2-4所示，气缸以压缩机的轴线为中心，均匀分布，连杆联接活塞和摆盘，两端采用球形万向联轴器，使摆盘的摆动和活塞的轴向移动相协调而不发生干涉。摆盘中心用钢球作支承中心，并用一对固定的锥齿轮限制摆盘只能摇动而不能转动。

2．工作过程

压缩机工作时，主轴带动楔形传动板一起旋转。由于楔形传动板的转动，迫使摆盘以钢球为中心进行左右摇摆移动。摆盘和楔形传动板之间有滚针轴承，变滑动摩擦为滚动摩擦，虽如此仍有一定的摩擦阻力，在摩擦力作用下，摆盘有转动的趋势，但这种趋势被一对锥齿轮所限制，使得摆盘只能左右移动，并带动活塞在气缸内作往复运动。这类压缩机与曲轴连杆式一样，均有进气和排气阀片，工作循环也具有压缩、排气、膨胀、进气四个过程。

1-主轴 2-楔形传动板 3-摆盘 4-连杆5-活塞 6-圆锥齿轮

图2-4 摆盘式空调压缩机的结构原理图

◇旋叶式空调压缩机的认知

旋叶式压缩机属于旋转式压缩机。旋叶式压缩机基本上无余隙容积，工作过程只有进气、压缩、排气三个过程，所以它的容积效率比往复式压缩机高得多，近年来已被广泛用于汽车空调上。

1．结构特点

旋叶式空调压缩机的气缸有圆形和椭圆形两种，如图2-5所示。在圆形气缸中，转子的主轴与气缸的中心有一个偏心距，转子紧贴在气缸内表面的进、排气孔之间，工作中转子受力不平衡。在椭圆形气缸中，转子的主轴和椭圆中心重合，工作中转子受力均衡。

2．工作过程

在叶轮上安装有若干叶片，与机体形成几个密封的空间，在机体上安装有吸气孔、排气孔和排气阀，在叶轮旋转时，密封的空间的体积会发生变化，从而完成进气、压缩和排气的过程。旋叶式空调压缩机没有吸气阀，容积效率特别高，在汽车空调压缩机上应用广泛。

（a）圆形气缸旋叶式压缩机（b）椭圆气缸旋叶式压缩机

1-壳体 2-转子 3-叶片 1-气缸 2-转子 3-吸气孔 4-叶片 5-排气阀

图2-5 旋叶式空调压缩机结构原理图 ◇滚动活塞式空调压缩机的认知

1．结构特点

滚动活塞式空调压缩机是一种新型的旋转式压缩机，主要组成零件有曲轴、转子（活塞）、缸体、前后端盖和滑片，如图2-6所示。

1-气缸 2-进气管 3-弹簧 4-滑片 5-排气管 6-滚动活塞 7-曲轴

图2-6 滚动活塞式空调压缩机结构原理图

2．工作过程

滚动活塞内部是中空的，并且与曲轴的配合有很大的间隙，在间隙里充满着润滑油。如图2-7所示，当曲轴旋转时，依靠摩擦使滚动活塞转动，在离心力作用下滚动活塞内表面与曲轴外表面紧紧接触，外表面与气缸内表面接触。滚动活塞既滚动，又作回旋运动，两种运动的合成引起气缸两部分的容积呈现扩大、缩小的周期性变化。当曲轴旋转一周，活塞与气缸的接触线也移动一周，这样压缩机的两个空间就完成了进气、压缩、排气三个过程的工作循环。由于滚动活塞式压缩机的进气过程是连续的，因此不用设置进气阀，容积效率比较高。

（a）（b）（c）（d）

1-进气口 2-曲轴 3-气缸 4-滚动活塞 5-排气阀 6-滑片 7-弹簧 8-压缩腔 9-吸气腔

（a）进气终止（b）压缩（c）左室吸入，右室压缩（d）左室吸入，右室排空

图2-7 滚动活塞式空调压缩机的工作过程 ◇涡旋式空调压缩机的认知

1．结构原理

涡旋式压缩机是一种新型汽车空调压缩机，结构如图2-8所示，其关键部件是动、静两涡旋盘，二者相互错开180°。定子安装在机体上，转子通过轴承装在轴上，转子与轴有一定的偏心，定子与转子安装好后，可形成月牙形的密封空间，排气口位于定子的中心部位，进气口位于定子的边缘。

1-静涡旋盘 2-动涡旋盘

图2-8 涡旋式空调压缩机的结构

2．工作过程

当压缩机旋转时，转子相对于定子运动，使两者之间的月牙形空间的体积和位置都在发生变化，体积在外部进气口处大，在中心排气口处小，进气口体积增大使制冷剂吸入，当到达中心排气口部位时，体积缩小，制冷剂被压缩排出。

涡旋式空调压缩机体积小、重量轻，可以高速旋转。因没有吸气阀和排气阀，运转可靠，而且容易实现变转速运动和变排量技术。 ◇螺杆式空调压缩机的认知

螺杆式空调压缩机分单螺杆式（如图2-9所示）和双螺杆式（如图2-10所示）两种，其中双螺杆式应用广泛。

一、结构原理

单螺杆式空调压缩机原理一目了然。双螺杆式压缩机气缸内装有一对互相啮合的螺旋形阴阳转子，两转子都有几个凹形齿，两者互相反向旋转。转子之间及机壳与转子之间的间隙仅为5～10丝，主转子（又称阳转子或凸转子），通过由发动机驱动，另一转子（又称阴转子或凹转子）是由主转子端和凹转子端的同步齿轮驱动。转子的长度和直径决定压缩机排气量（流量）和排气压力，转子越长，压力越高；转子直径越大，流量越大。

工作循环可分为吸气、压缩和排气三个过程。螺旋转子凹槽经过吸气口时充满气体。当转子旋转时，转子凹槽被机壳壁封闭，形成压缩腔室，转子通过旋转的啮合使封闭的齿形的容积缩小，从而使空气得到压缩。当压缩腔室经过排气口时，油气混合物从压缩机排出，完成一个吸气→压缩→排气过程。随着转子旋转，每对相互啮合的齿相继完成相同的工作循环。

图2-9 单螺杆式空调压缩机图2-10 双螺杆式空调压缩机

二、特点

1．体积小、结构紧凑、重量轻、造价低。

2．效率高、运转可靠。螺杆压缩机零部件少，没有易损件，因而它运转可靠，寿命长。

3．平衡性好。螺杆压缩机没有不平衡惯性力，机器可平稳地高速工作。

4．噪音低。

5．气体输送没有波动。 ◇电磁离合器的认知

定排量空调压缩机都装有电磁离合器，而变排量空调压缩机有的装，有的不装。

1．电磁离合器的结构

电磁离合器的组成如图2-11 所示，结构如图2-12所示。

主要组成部件：

（1）驱动带轮，又称为空转轮，是电磁离合器的主动元件。

（2）离合器吸盘，又称为压盘、压板，是电磁离合器的从动元件。

（3）电磁线圈。大众车空调压缩机电磁离合器线圈中装有热保护丝，一旦电磁离合器过热（例如压缩机运转不灵），热保护丝就立即切断电源，起保护作用。

1-锁紧螺母 2-离合器吸盘 3-调整垫片 4.6-卡环 5-驱动带轮 7-空调压缩机 8-电磁线圈

图2-11电磁离合器的组成

1-电磁线圈 2-驱动带轮3-离合器吸盘 4-片簧 5-轴承座 6-带轮轴承 7-压缩机主轴

图2-12 电磁离合器的结构

2．工作原理

（1）驱动带轮由发动机曲轴带轮通过皮带驱动，只要发动机运转，带轮就运转。

（2）空调制冷系统不工作时，离合器吸盘与驱动带轮之间保持一微小间隙A，此时驱动带轮空转，而离合器吸盘不转，即离合器分离，与离合器吸盘固连在一起的空调压缩机轴也不转，空调压缩机不工作，如图2-13（a）所示。

（3）当启动制冷系统时，离合器电磁线圈通电产生磁场，磁化驱动带轮产生吸力将吸盘与自身紧紧地吸在一起，即离合器接合，此时空调压缩机开始工作，如图2-17（b）所示。

（a）离合器分离（b）离合器接合

图2-13 电磁离合器的工作过程 ◇电磁离合器打滑故障的诊断

1．故障现象

打滑是电磁离合器最常见的故障之一，故障现象为：空调运行时，离合器压盘与驱动带轮的运转不同步，加速时不同步现象明显，有时伴有刺耳的尖叫声，严重时可见压盘与带轮接合面出现火星或冒烟，空调制冷不足或完全不制冷。

2．故障原因及诊断方法

（1）离合器主、从动盘间隙过大。这主要是由于离合器本身磨损或维修时调整不当引起的。

（2）离合器压盘翘曲或驱动带轮端面沟槽。压盘翘曲有时可能是因拆卸方法不当所致。

（3）离合器表面有油污。原因可能是发动机前油封漏油或保养时不注意将油洒在离合器上所致。

（4）电磁线圈故障。当线圈出现老化而使阻值过大时，会使吸力不足而导致离合器打滑。检查的方法是测量线圈的电阻值，并与标准值比较。若阻值偏大或偏小，均应更换电磁线圈。

（5）线路故障。检查电磁线圈的搭铁是否正常，必要时检修；测量供电电压是否与电源电压相符，若小于电源电压，说明线路某处接触不良，应检修。

（6）制冷系统压力过高。因制冷剂过多、冷凝器散热不良或系统脏堵等原因造成制冷系统压力过高时，离合器会过载而打滑。

（7）压缩机发卡。当压缩机因缺油等原因而卡住时，会使离合器负荷过大而打滑，严重时可能造成驱动皮带断裂。 ◇汽车空调电磁离合器的拆检装调

实际中，若只是对电磁离合器进行修理或更换，可不必从车上拆下压缩机，直接在车上进行操作。现以桑塔纳2000轿车为例进行介绍。

1．拆卸

（1）断开电瓶接地线。

（2）拆卸空调压缩机皮带。

（3）用三爪卡具固定好（俗称“背着”）离合器压盘，然后用套筒拆下压盘锁紧螺母，如图2-14所示。

图2-14 电磁离合器压盘锁紧螺母的拆卸

（4）拆卸离合器压盘。用专用拉器将离合器压盘从压缩机主轴上拉下来。如图2-15所示

图2-15 电磁离合器压盘的拆卸

（5）用卡环钳拆下驱动带轮轴承的卡环。如图2-16所示

图2-16 驱动带轮轴承卡环的拆卸图2-17 驱动带轮和轴承组件的拆卸

（6）用二爪或三爪拉器拆卸驱动带轮和轴承组件。如图2-17所示。注：轴承外套与带轮之间是过渡配合，轴承内套与轴承座（即压缩机前端盖）之间也是过渡配合。拆卸时要对压缩机轴端及螺纹处加以保护，轴端与拉器丝杠之间最好垫上软金属，并保持拉器与轴的对正以防止压缩机轴损坏。

（7）用卡环钳拆卸电磁线圈的限位卡环，拆下电磁线圈，如图2-18所示。注：有些空调压缩机离合器电磁线圈是用螺钉固定在压缩机前端盖上的。

图2-18 电磁线圈限位卡环的拆卸

2．拆卸后的检查

（1）检查离合器压盘的摩擦表面，看是否有翘曲变形的地方（必要时测量），或是由于过热和打滑而引起的刮损痕迹。若压盘翘曲变形了或有刮痕损伤，就要更换离合器总成。

（2）摩擦表面上的油污或脏物应用酒精擦洗干净。

（3）检查轴承有无松旷现象和噪声，损坏的驱动带轮轴承必须更换，以免整个部件产生连锁性的损坏。

（4）检查电磁线圈的导通性与绝缘性。电磁线圈的阻值一般为4Ω左右。

3．安装

（1）安装电磁线圈。将压缩机前端盖上的定位孔与电磁线圈上的定位销对正，然后用卡环固定。

（2）安装驱动带轮及轴承。用专用工具或铜棒均匀平整地轻轻敲击，使驱动带轮安装到位，然后再用卡环固定轴承。如图2-19所示

图2-19 驱动带轮的安装

（3）安装调整垫片、键及压盘。用专用工具压在中心孔部位，用榔头轻轻敲击，使离合器压盘安装到位。如图2-20所示

图2-20 电磁离合器压盘的安装

4．检查、调整压盘与驱动带轮之间的轴向间隙

用深度游标卡尺C测量皮带盘与离合器压盘之间的距离，并记录为a，在不同位置上测量三次。拔下电磁离合器的线束接头A，用一根辅助导线将接头A连到蓄电池的正极，此时离合器接合，用深度游标卡尺C再次测量皮带盘与离合器压盘之间的距离，并记录为b，在不同位置上测量三次。将尺寸b的平均值与尺寸a的平均值相减，即为电磁离合器间隙。如图2-21所示。

电磁离合器标准间隙为：0.4～0.78mm，且在整个圆周范围内，间隙必须均匀，若间隙超差，应卸下离合器压盘，用增减垫片的方法进行调整。

图2-21 电磁离合器间隙的检查

◇空调压缩机的维护

空调压缩机是空调制冷系统的心脏，它是制冷剂在系统内循环的动力源。如果压缩机损坏，空调就无法正常运行，所以压缩机的维护保养十分重要。

1．在使用空调时，切勿将温度控制置入最冷而将鼓风机转速置入最低，这样冷气可能

排不出去，蒸发器易结霜，严重时会使压缩机发生液击现象。

2．经常检查压缩机驱动皮带的松紧度。

3．在不使用空调制冷系统的季节，应定期开启制冷系统（每周一次，每次10min），使制冷剂能带动冷冻油进行短时间的循环，以保证压缩机、管路连接部位及阀类零件的密封元件不因缺油而干裂损坏导致制冷剂泄漏，膨胀阀等不因缺油而卡死失灵，这项保养工作应在环境温度高于4℃时进行。 ◇空调制冷循环回路的清洗

空调制冷系统在工作中会不断的产生沉积物与污染物，这些物质长期积累下来就有可能造成空调系统堵塞使制冷能力下降，严重时空调制冷系统将无法工作，因此，空调制冷系统的清洗就显得尤为重要。对空调制冷循环回路清洗的目的是排出回路中湿气、污垢、杂物以及老化的冷冻油。清洗的方法经常有两种：一是用压缩空气和氮气吹扫法；二是用制冷剂R134a冲洗法。通过压缩空气和氮气吹扫制冷循环回路的清洁程度不及用制冷剂R134a冲洗，且需要的工作量大。当使用制冷剂R134a冲洗时能溶解冷冻油，使零部件清洗的效果更好。因此，当清除污物（例如受损空调压缩机的摩擦碎屑或微粒）和老化的冷冻油，为避免重复劳动，尽量采用制冷剂R134a冲洗，吹扫作业仅适用于某些单独部件。

1．实际维修中，空调制冷系统在什么情况下需进行清洗？

（1）制冷循环回路打开的时间超过了标准维修时间（例如交通事故后）；

（2）压缩机内漏或内部损坏必须更换（例如有噪音或无输出功率）；

（3）在制冷回路中有污垢或其它杂质，冷冻油发暗，变得粘滞（这在打开制冷装置后才可确定）；

（4）冷冻油在制冷循环回路中加注过多。

2．用压缩空气和氮气吹扫制冷回路单个部件的操作方法

（1）逆制冷剂流动方向吹扫部件；

（2）首先用压缩空气吹出旧的冷冻油和污物，接着用氮气将部件吹干去湿；

（3）在膨胀阀或节流阀（即孔管）已拆下时，通过低压管接口对蒸发器进行吹扫；

（4）对于带储液干燥器的冷凝器，若干燥器不可拆，则不需清洗，直接更换新组件；

（5）如果在部件中发现黑色粘滞的沉积物，用压缩空气又不能去除时，更换新件；

（6）管道内壁上的薄薄的、浅灰色的沉积物一般对部件功能无影响，可不必理会；

（7）清洗完毕要更换储液干燥器、积累器和孔管，膨胀阀根据情况而定，当有脏物或锈蚀时必须更换新件。

3．用制冷剂R134a冲洗制冷循环回路的操作方法

（1）所需工具

带冲洗装置的空调制冷剂充放机和跨接制冷循环回路某些部件的适配接头。新生产的空调制冷剂充放机上带有一个附加功能即“用R134a冲洗制冷循环回路”，并且带冲洗装置。

（2）操作前的准备

①排空制冷循环回路中的制冷剂；

②拆下空调压缩机；

③拆下节流阀和集液器（或膨胀阀和储液干燥器），在此位置用适配接头和软管将管路跨接完好。

（3）连接冲洗设备

借助适配接头，将空调制冷剂充放机的输出软管（高压端）连接到通向空调压缩机的低压管路上（大直径的管路），将空调制冷剂充放机的回流软管（低压端）连接到制冷循环回路冲洗装置的输出口上，将制冷循环回路冲洗装置的入口连接到通向空调压缩机的高压管路上（小直径的管路），如图2-22所示。

图2-22 空调清洗设备与制冷循环回路的连接图

（4）冲洗的程序

①对冲洗循环回路抽真空，同时检查制冷循环回路是否有泄漏。若有泄漏点必须检修才能进行后续操作。

②通过空调制冷剂充放机的高压端（总是沿空调系统运行时制冷剂流动的相反方向冲洗部件），将预先确定的制冷剂（例如：4Kg）注入被抽真空的冲冼循环回路，使冲洗循环回路完全被液态制冷剂包围。

在冲洗时，制冷循环回路中的杂质进入冲洗装置和空调制冷剂充放机，在那里被滤清器和干燥器截留。根据空调系统的污染程度，按照空调制冷剂充放机和制冷循环回路冲洗装置相应的操作说明，必须每隔一小段时间就更换这些部件。

冲冼完毕更换节流管和集液器（或膨胀阀和储液干燥器或干燥器内的干燥剂滤芯） ◇空调制冷系统故障检修案例

1．空调压缩机内部泄漏或因交通事故导致外部壳体损坏不能继续使用但制冷剂没有外漏。

（1）回收系统中的制冷剂。

（2）从车上拆下空调压缩机，注意管接头的密封。

（3）拆下压缩机上的放油螺塞，倒出压缩机中旧的冷冻油并记录数量。为加速冷冻油的排出，可通过电磁离合器从动盘转动压缩机。

（4）购置同车型同型号的备件压缩机，拆下备件压缩机的放油螺塞，倒出冷冻油，再注入与倒出油量（从损坏的压缩机中）相当的新鲜冷冻油量。

例如：从损坏的压缩机中倒出70ml冷冻油，从备件压缩机中倒出250ml冷冻油，在这种情况下，应该在待安装的备件压缩机中注入70 ml新鲜冷冻油（若备件压缩机预先无油，则加注量为旧压缩机倒出油量再补加10～20ml）。

（5）视情更换储液干燥器或积累器和节流阀。

（6）装配制冷循环回路，抽真空，补加冷冻油（补加量是更换了储液干燥器或积累器和节流阀等部件所应补加的剂量外加制冷剂完全排空所需的补加量）。

（7）用手通过电磁离合器的压盘将压缩机轴旋转约10圈，这样在第一次运行时就不会因液体冲击而导致压缩机内部零件的损坏。

（8）再次抽真空，最后从系统低压端加注制冷剂。

2．空调压缩机内部损坏发卡，导致电磁离合器打滑或过载保护装置（无电磁离合器）被撕开，空调不制冷。

（1）将制冷剂回收到回收罐中保存，不允许再次使用。

（2）从车上拆下空调压缩机并拆检，查明故障原因。

（3）更换新的空调压缩机，并视情加注冷冻油。

新压缩机中一般都加注冷冻油，且数量等于整个制冷系统需要量。例如：帕萨特领驭

1.8T轿车空调制冷系统所需的冷冻油量为250±10ml，而在新的备件压缩机中，冷冻油的量也是250ml，此时不需另外加注冷冻油。当然也有的备件压缩机出厂时未加冷冻油，此时要

加注本车型空调制冷系统规定剂量的冷冻油。

（4）更换储液干燥器和膨胀阀或积累器和节流阀。

（5）用制冷剂R134a冲洗制冷回路，包括冷凝器、蒸发器及管路等，之后用压缩空气吹扫，用高压氮气吹干。

（6）装配制冷回路并对系统抽真空。

（7）用手通过电磁离合器的压盘将压缩机轴旋转约10圈。

（8）加注新鲜的制冷剂。

3．空调压缩机正常，而制冷系统某部件泄漏或因交通事故受损，系统制冷剂已完全排空。

（1）从车上拆下损坏的空调部件及空调压缩机。

（2）拆下压缩机的放油螺塞，倒出压缩机中的冷冻油（为加速冷冻油的排出，通过电磁离合器从动盘转动压缩机），紧接着在压缩机中注入一定量的新鲜冷冻油，其剂量应与备件压缩机中的冷冻油量相当（也就是整个制冷系统所需的冷冻油量，具体请查阅相应车辆的维修手册。现在很多车辆空调制冷剂及冷冻油的加注量张贴在发动机舱内）。

注：如果事故后在敞开的制冷循环加回路中发现有污垢进入压缩机，应更换新的压缩机。

（3）用压缩空气和氮气清洁制冷循环回路。为避免重复劳动，必要时采用制冷剂R134a冲洗。

（4）更换新的故障部件。

（5）更换储液干燥器或积累器和节流阀。检查膨胀阀有无污垢或锈蚀，必要时换新件。

（6）装配制冷回路并对系统抽真空。

（7）用手通过电磁离合器的压盘将压缩机主轴旋转约10圈。

（8）加注新鲜的制冷剂。

4．空调压缩机正常，而制冷系统某部件泄漏或因交通事故受损，制冷循环回路中仍有一定压力和剂量的制冷剂。

（1）回收系统中残余的制冷剂。

（2）从车上拆下损坏的空调部件，随即更换新件。

（3）视情更换储液干燥器（或积累器和节流阀）。

（4）抽真空，补加冷冻油。补加冷冻油的量是更换了空调部件所应补加的剂量外加制冷

剂完全排空所需的补加量。

（5）再次抽真空，最后加注新鲜的制冷剂。

5．空调压缩机正常，而制冷系统某部件因交通事故受损，制冷剂没有泄漏，且没有湿气和污垢进入制冷循环回路。

（1）回收系统中的制冷剂。

（2）从车上拆下损坏的空调部件，随即更换新件。

（3）视情更换储液干燥器或积累器和节流阀。

（4）抽真空，补加冷冻油。补加冷冻油的量是更换了空调部件所应补加的剂量外加制冷剂完全排空所需的补加量。

（5）再次抽真空，最后加注新鲜的制冷剂。

◇变排量空调压缩机概述

1．空调制冷系统采用变排量压缩机的必要性

对于非独立式定排量空调制冷系统来说，随着汽车行驶速度的增加，空调压缩机的转速也增加，压缩功耗增加，发动机功率消耗增加。同时，冷凝器的散热能力增强，使空调系统输出的冷量增加，引起车内的温度下降过多，破坏了乘坐的舒适性。另外，定排量空调压缩机都装有电磁离合器，在空调系统工作时，车内温度的波动会使压缩机电磁离合器频繁离合，这对汽车发动机的工作也会造成严重干扰。为了解决上述问题，满足汽车空调负荷变化的要求，变排量压缩机应运而生。它能根据发动机的转速、车内温度无级地调节排气量，达到压缩机的能量输出与车内热负荷的完美匹配，不仅能营造更加舒适的车内环境，而且能降低燃油消耗，因此变排量压缩机在汽车空调系统中得到了广泛应用。

2．变排量空调压缩机的分类

（1）机械控制式，又称为内部调节式。压缩机上装有电磁离合器，空调制冷系统工作时，电磁离合器始终不分离。

（2）电子控制式，又称为外部调节式。无电磁离合器，无论空调制冷系统是否工作，压缩机始终运转。

◇机械控制摆盘式变排量空调压缩机的认知

1．结构特点

图2-23为变排量摆盘式压缩机结构示意图。在压缩机主轴与传动板之间增加了一个既

可以在主轴上滑动又可以在传动板内孔摆动的滑套，滑套与传动板通过两个同心短销连接。主轴上装有驱动杆，以驱动传动板转动，驱动杆与传动板之间通过长销构成活动连接。驱动杆上开有腰形槽，这样在主轴旋转运动时，传动板在外力推动下，既可旋转又可轴向摆动，传动板的摆动带动了摆盘的摆动，从而改变活塞行程，实现排气量的调节。主轴、主轴滑套、驱动杆及传动板组件见图2-24、2-25及2-26。

摆盘和传动板之间装有滚动轴承（见图2-27），变滑动摩擦为滚动摩擦。为保证传动板推动摆盘运行平稳，摆盘装有滑履、导向球（见图2-28），滑履和导向球构成万向节。导向球在导向杆上滑动，使摆盘平稳的往复运动，起到导向和防摆盘旋转的作用。

1-活塞 2-连杆 3-摆盘 4-传动板 5-驱动杆 6-电磁离合器 7-主轴 8-导向杆 9-主轴滑套

10-主轴滑套销（支撑在传动板上） 11-弹簧 12-控制阀 A-摆盘箱

图2-23 摆盘式变排量空调压缩机结构示意图

1-传动板2-长销 3-驱动杆 4-主轴滑套 5-主轴

图2-24 主轴、滑套、驱动杆及传动板组件

图2-25 传动板倾角最小时组件的状态图2-26 传动板倾角最大时组件的状态

图2-27 摆盘和传动板之间的滚动轴承图2-28 摆盘与活塞组件

2．排量调节原理

排气量的调节是通过安装于压缩机后盖内的控制阀来实现的。图2-29为控制阀的结构示意图，主要由真空波纹管、锥阀、球阀及其辅助部件组成。锥阀控制摆盘箱与吸气腔（低压腔）之间的通道，球阀控制摆盘箱与排气腔（高压腔）之间的通道。控制阀利用波纹管感受吸气压力的变化，通过阀杆实现对球阀与锥阀的开度调节，改变摆盘箱的压力，最终使摆盘和传动盘的倾斜角发生变化，改变活塞行程，使压缩机输出排量改变。

当发动机转速降低（车速降低）或制冷负荷增大时，由蒸发器出来的蒸汽气压升高，波纹管被压缩，当压力大于一定值时，球阀关闭高压通道，这时摆盘箱和低压腔相通，摆盘室内气压变小。活塞压缩时作用在活塞上的反作用力推动传动板和摆盘倾斜一定角度，这就增加了活塞行程，也就增加了压缩机的排量，制冷量增大。排量最大时的状态见图2-30，此时摆盘箱压力等于吸气压力。,

当发动机转速升高（车速增加）或制冷负荷减小时，吸气腔的压力降低，波纹管膨胀，球阀打开高压通道，高压蒸汽进入摆盘箱，摆盘箱压力增加，作用于活塞背面的作用力增加

了，使摆盘往回移动，倾角减小，活塞行程减小，排气量降低，耗能降低。排量最小时的状态见图2-31，此时摆盘箱的压力达到最大值。

这样，控制阀根据制冷负荷的大小自动调节排气量，调节的范围是10%~100%，改变了传统压缩机通过电磁离合器离合的调节方式，实现了系统平稳连续地运行，避免了对发动机的冲击。该空调系统仍保留了电磁离合器，离合器的作用一是空调制冷系统关闭时，离合器分离使压缩机停止运转；二是车辆加速时，离合器分离使压缩机暂时停止工作，以提高车辆的加速能力。

（a）结构图（b）实物图

1-通道（与排气腔相通） 2-球阀 3-密封圈 4.5-通道（与摆盘腔相通） 6-通道（与吸气腔相通） 7-波纹管 8-锥阀 9-阀杆

图2-29 摆盘式变排量压缩机的控制阀

1-活塞 2-连杆 3-摆盘滑履 4-滚针轴承 5-传动板 6-摆盘

图2-30 排气量最大时组件的状态

图2-31 排气量最小时组件的状态 ◇机械控制斜盘式变排量空调压缩机的认知

机械控制单向斜盘式变排量压缩机的工作原理同摆盘式，如图2-32所示。

图2-32 机械控制变排量斜盘式压缩机工作原理示意图 ◇电控变排量空调压缩机的认知

气动控制阀是机械控制变排量压缩机排量改变的关键部件，它能根据制冷负荷的大小自动、连续、平稳地对排量进行调节，但这种调节毕竟属于机械式，在车内温度及舒适性调节的速度方面表现出一定的滞后性。近年来，随着电控技术的发展，变排量压缩机不再直接利用进、排气压力和曲轴箱（摆盘箱、斜盘箱）压力的差值来改变排气量，而是综合考虑汽车空调系统运行的外部条件，例如环境温度、太阳辐射、车内温度、蒸发器温度等，将控制者的控制意图直接施加给控制阀，实现压缩机排量的改变。电控调节阀的引入使压缩机能根据汽车空调系统的控制目标实时进行排量调节，具有响应速度快、调节精度高等特点，因而具有良好的应用前景，这种控制方式称为外部调节式。电控调节阀有两种类型，即电磁式和步进电机式。下面以POLO轿车电控单向作用斜盘式变排量压缩机（见图2-33）为例进行介绍。

1．工作原理

在压缩机的外部增加了电控调压阀N280，排量的改变就是通过此阀来实现的。工作时，空调控制单元根据蒸发器出风口温度传感器等输入的信息，给调压阀一个占空比信号控制其

开度，以控制压缩机斜盘室压力的变化，改变斜盘倾角，从而改变排气量，最终调节蒸发器温度。

图2-33 POLO轿车电控变排量空调压缩机

2．压缩机的驱动与过载保护装置

空调压缩机上无电磁离合器，皮带轮和压缩机主轴之间通过一个橡胶成型元件来驱动，如图2-34所示。当压缩机正常工作时，皮带轮与压盘之间通过橡胶成型元件进行动力传递，如图2-35所示。当压缩机过载时，橡胶元件外端受剪切，皮带轮与压盘之间的连接断开，皮带轮可继续运转，如图2-36所示。虽如此，但因无电磁离合器，即使制冷系统不工作，压缩机仍在运转。这样，一旦制冷剂缺失，压缩机可能会因润滑不足而烧蚀。

图2-34 电子控制变排量压缩机的驱动与过载保护装置

图2-35 压缩机正常工作时的情况图2-36 压缩机过载时的情况

3．电控调节的变排量压缩机的优点

压缩机一直运转，无接合冲击，提高了舒适性；通过调节蒸发器的温度使制冷量和热负荷及能量消耗完美匹配，使出风口的温度、湿度恒定调节；由于排量可以降低到接近0%，省去电磁离合器可使压缩机质量减轻20%(约500～800g)；压缩机的功率消耗下降，燃油消耗下降；新结构的皮带轮消除了扭矩波动并同时起到过载保护的作用。

步骤五制冷系统的检漏

采用压力检漏法查漏，具体操作方法见任务一。检查的结果是系统完好无泄漏处。步骤六抽真空补加冷冻油

用IQR360A制冷剂回收充注机首先对系统抽真空，以排除制冷系统中的空气和水分，抽真空结束后补加冷冻油，最后再次抽真空15～30min，直到低压表读数为-80～-100kPa左右且指针稳定不动。具体操作方法见任务一。

步骤七制冷剂的充注

用制冷剂回收充注机从系统低压端充注制冷剂，具体充注方法见任务一。

步骤八前台业务接待——竣工车离厂手续的办理

1．将竣工车从车间接出并检查车辆外观技术状况及有关随车物品。

2．通知客户接车，准备客户接车资料。

3．引导客户目视检查或路试竣工车，无疑义后办理结算手续、恭送客户离厂。

4．对客户车辆跟踪服务。

导学练习二

一、填空题

1．按运动形式的不同，空调压缩机可以分为___________式和______式两大类。

2．按工作时工作容量是否变化压缩机可分为______排量式和_____排量式。

3．轴向活塞式压缩机有________式和_______式两种；其中______式压缩机的活塞运动属于单向作用式，而_______式压缩机的活塞运动属于双向作用式。

4．往复活塞式压缩机一个工作循环是由__________、_________、_________及________四个过程组成。

5．旋转式压缩机可分为__________式、__________式、___________式及_________式四种。

6．旋转式压缩机一个工作循环是由__________、_________及_________三个过程组成。

二、单项选择题

1．下列说法正确的是_______。

A.往复活塞式压缩机进排气阀都有 B.旋转式压缩机只有进气阀无排气阀

C.旋叶式和滚动活塞式压缩机有进气阀 D.涡旋式压缩机无进气阀有排气阀

2．空调压缩机电磁离合器主要的组成部分有_______。

A.电磁线圈 B.离合器吸盘 C.驱动带轮 D. ABC

3．下列说法正确的是_______。

A.定排量空调压缩机都装有电磁离合器

B.变排量空调压缩机都不装电磁离合器

C.变排量空调压缩机有的装电磁离合器有的不装

D. AC

三、判断题

1．定排量空调压缩机的排气量随发动机转速的提高而提高，它不能根据制冷负荷的大小自动改变排气量。（）

2．在制冷的全过程中，定排量空调压缩机始终是工作的。（）

3．在使用空调时，切勿长时间将温度控制置入最冷而将鼓风机转速置入最低，这样做蒸发器易结霜。（）

4．冬季不使用空调时，也应定期开启空调以避免压缩机轴封处因油干而泄漏。（）

5．在输出冷量相同的情况下，活塞式压缩机比旋转式压缩机体积小，重量轻，平衡性好，排气脉冲小，运转平稳。（）

6．定排量空调压缩机的工作受蒸发器出口温度及系统内制冷剂压力的控制。（）

7．变排量压缩机可根据空调系统制冷负荷的大小自动改变排气量。（）

四、简答题

1．制冷系统噪声分为外部噪声和内部噪声两种，各自的原因是什么。

2．目前汽车上广泛使用的空调压缩机有摆盘式、斜盘式、旋叶式、滚动活塞式、螺杆式和涡旋式，请写出各个机型吸气阀和排气阀的设置情况。

范文二：汽车空调压缩机

汽～车～

空　

　的目求标。　

调压缩　机供

稿／海贸拉（易海）有限上司公

　ｃｏｎ

ｔ　ｏｍｐｒｓ　ｉｄｎｏＣｉｅｓｏｒ

广Ｔ缩是机汽车调空系统的核心　机的气量是排随发动机着速转提　！的＝件部。随着人们对汽车舒适高而　成例比的提高，它能根不据　制

性的要求越越来高，种各新式调　空冷需的求自而改动变功输率出而，系　统不出现断，这也推动汽了车空　对发动且油机耗的影比响较大。它　

调压

缩制造机术的技不断进。从　步的控制一般通过集采蒸发器出风口　目前压机缩的发展势趋来看结构，的　温信号度，当温达度设到定的　紧温凑、高节能以及效振微低等哚都　，度压缩机电磁离器合松开，压　是汽车空调缩缩压机制造术不断追　技停机止工作。当度升温高后电，磁

　离合

器结合，压缩开始工机。定　作

排压量缩也机空受调统压系力的控　，当制路管压内过力时高，压缩机（　）排量压缩机。变排量压２变　机可缩以根据设定温的度自调动节

　图２斜

板式压缩　

压机缩机的功　

能机动力）持制冷在剂冷制系统　内维的循环，吸入来自发蒸器的低温、　

空　调压机缩借助外力（如动　发止工作停。

例低的制冷压蒸气剂压缩。制冷蒸　剂功输率。空出调制控系统不采蒸集

气使温其度和压力升，高将并制冷　发器出风口温的度号信而是，根据　剂气蒸往送凝器冷在热，吸收和　量空调管路内压力的变化号控制信　压放释的过程中就实现，了热交。换缩　机的缩压来比自动节调出风口温

度　。在制冷全过的中程，压缩机始　

图３旋转叶片式压缩机

　压缩机

分类的和特点　

是终工作的，冷强度制的调节全完　

根据工

作原理的不同空调压　，依赖装在压机缩部内压的力调节　阀缩机可分为定排以量压机和缩排　变来控制。当空调路管内高压端的压　压缩机量。　力高过时压，力调节阀缩短缩机压　

会降低制冷强度。当高端压力压　下

（）量排缩压机。定量排压　缩内活行程塞减以小缩压比，这就样　１定降到一程度，低压定端压力上升　到一

定程度时，压调力节阀则增大活　

４图旋式压缩涡机

塞　程以行高制冷强度提。　据根作方式工的同不，缩压机　往复塞运动由，气缸内壁气、缸盖

　一

般可以分往复为式压缩

机和　旋和塞顶活构面成的工作容积会便发　到压起缩输送和制剂冷作的用　曲。轴杆连压式缩机是第代１　压

机缩，它应用比较泛广，造制技

转式压机缩。常见的往复式缩　压周生期变性化，从而制在系冷统　中

机有曲轴连杆和式轴活向式塞，　

常见

的旋转式压缩机有旋转叶片

　式涡和式。　

（）轴连旋杆压式机缩（。１曲１图）　

术成

熟结构，单简而且对加工材，

　这

种压缩的机作工程过以可分　料和加为工工艺要较求低，价造较也

图　曲１连轴杆式缩压机

４　个，即压缩、排气、胀膨、吸　。低适应性强能适，应广的阔压力气。轴旋曲转时，通过连杆带活　动范围制和冷要求量，可维修强性。　

技术与市场ＡＭ（５ｏ０００ＮＰ　）２－２　

￣

范文三：汽车空调压缩机总成

刹车气泵总成使用说明

产品型号：版本号：

公司地址：湖北省襄阳市高新区追日路电话：

V1.0 4号传真：

变更履历表

一、安装方法二、使用方法三、线路连接四、技术参数五、注意事项六、保养与维护七、常见故障及排除方法安全提示装箱清单

一、涡旋式汽车空调电动压缩机的安装

1、压缩机的安装

压缩机总成可以安装在车辆的任何洁净与干燥的位置，建议将压缩机本体尽可能安装在远离乘员的位置，以便压缩机产生的声音与振动对乘员的影响达到最小。压缩机本身须水平安装（压缩机主轴线与地平线间夹角不应大于4°），有利于压缩机内部冷冻油循环。

2、压缩机示意图

1压缩机本体 2螺栓 3排气口胶塞 4排气口盖板 5进气口胶塞 6进气口盖板 7螺栓 8支撑压板 9减震橡胶垫 10接线端子

11三相线

图1 压缩机示意图

安装尺寸:156.5mm(轴向)×98mm(径向)

3、控制器安装

驱动控制器可以以任意角度安装，但必须安装在洁净与干燥的地方，且空气流动性要利于驱动控制器散热，保证其正常工作的可靠性。控制器安装尺寸见附图。固定控制器用M5螺钉。

二、使用方法

1、压缩机安装在车体上之后，图中件2、3、4、5、6、7需要拆下，进、排气口分别连接空调系统的低压管和高压管。

如图1所示，压缩机支撑压板8与车身的连接需通过软连接。先把减震橡胶垫9安装在车体上，在把压缩机安装在减震橡胶垫上。减震橡胶垫的两端均为M8的螺栓。螺纹拧紧力

矩见下表：

（机械强度等级8.8）

2、系统连接之后，加注制冷剂之前先对系统抽真空，为了保证空调系统内空气与水分排净，我们建议抽真空的时间不少于20分钟。系统抽真空至500Pa。并在抽真空后关闭所有阀，保压10分钟后观察空调系统是否存在泄漏。

3、加注制冷剂制冷剂请选用R134a。

使用假冒伪劣制冷剂，可能导致空调系统出故障。 4、正确使用冷冻油

我公司出厂的压缩机均已加注RL68H冷冻油，压缩机内加入的冷冻油量为该压缩机所配套的整个空调系统所规定的冷冻油用量，因此在首次使用时，无需再加注冷冻油。

若更换冷冻油，请选用RL68H。

三、线路的连接

1、压缩机出线

压缩机出线为AC三相线，该接头与控制器上的三相线插接时，相同颜色的线插接在一起。

3、注意事项：

①必须在确认线路连接无误后才能接通电源，否则可能会造成驱动控制器损坏！ ②主电源输入线正负极不可接反，接反会瞬间造成驱动控制器永久损坏！

③压缩机启动同时请确认空调冷凝器风机已启动，若冷凝器风机未同时启动，会造成空调系统压力过高，可能导致压缩机过流停机。

四、技术参数

控制器

功率：15KW

电压输入：DC380V～750V 输出：AC380V 压缩机

功率：11KW 输入电压：AC380V 额定转速：1450r/min 制冷量：35000大卡

五、注意事项

1、汽车暴晒后不宜立刻使用空调

若汽车在烈日下停放较长时间，车辆启动后不要立刻使用空调，应先把所有车窗都打开，启动外循环，把热气排出去，等车厢内温度下降后，在关闭车窗，开启空调。

2、空调温度不宜调的过低

不要把空调温度调的过低，因为温度过低会影响身体健康，一般车厢内外温差在10度以内为宜。

3、开空调时不要吸烟

当车内开空调时，司机及乘员不要在车内吸烟。 4、及时更换或清洗空调滤芯

为保证车内空气新鲜，请及时更换或清洗空调滤芯。

六、保养与维护

1、压缩机器件总成及驱动控制器器件总成属于高精度设备，器件总成内部没有任何客户能自行维修的部件。非专业人员禁止打开，对于任何试图自行打开压缩机总成及驱动控制器总成的行为所造成的损坏，本公司不承担任何责任。但使用一段时间后对压缩机及驱动控制器的外部和接插件的清洁是必要的。

2、压缩机冷冻油需要1年更换一次，请更换同品牌的冷冻油。冷冻油型号为RL68H，每次加注70ml~90ml。

3、对于电压等级≥36V的电动压缩机属于高压设备，在其与电源相连的任一时刻接触电动压缩机，操作人员必须采取必要的安全防护措施。安全防护措施包括但不限于：适当训练、戴护目镜、使用绝缘工具等。

4、压缩机器件总成是密封性很好的封闭器件，仅需将其牢固的安装在车辆上即可，无需经常性的进行清洁维护。

5、驱动控制器器件总成也无需经常性的进行清洁维护，若特殊情况需对驱动控制器进行清洁维护时需按如下步骤进行：

①用潮湿抹布将驱动控制器表面的灰尘等污垢及锈蚀杂物清理干净，待驱动控制器表面干燥后将控制器按原状态装配到位；

②将驱动控制器与压缩机和电源按原状态连接好，保证各插接见连接牢固，注意：各插接件对接前检查其内部接头端子是否松脱，保证连接完好。

七、常见故障及排除方法

安全提示

·涡旋式汽车空调电动压缩机系高压电气及压力机械部件，进行操作时应注意安全必须小心仔细

·涡旋式汽车空调电动压缩机的安装调试人员需具备一定的专业资格，未经培训的不能进行安装调试

·真空状态下禁止启动压缩机，容易引发危险事故

·空调系统中应具有压力保护装置，确保压缩机排气压力不至过高。

装箱清单

该说明书的最终修改权和解释权归骆驼倍能汽车动力有限公司所有。

范文四：压缩机是汽车空调系统

压缩机是汽车空调系统的重要组成部分 , 其作用是将来自于蒸发器的低温低压的制冷剂气体压缩成高温高压气体 , 并将其送进冷凝器 , 从而确保制冷循环的正常进行。

压缩机性能优劣在某种程度上直接会影响汽车空调系统的能耗、噪音污染以及工作的可靠性。

现在汽车空调上应用的压缩机种类至少不低于 3a 种。因其运行方式不同分往复式与旋转式 , 根据其主要零件形状的不同 , 又有如下具体分类 :

空调压缩机的匹配计算步骤是 :先根据设计工况和负荷 Q 0求出所需要的压缩机排气量 V P , 再根据 V P 选用压缩机 , 并根据选用的压缩机校核其实际制冷量。

1. 选型

(1) 单位质量制冷量 :q 0=h1/-h 3/=130KJ/kg (2) 制冷剂质量流量 :q m =Q0/q0=0.2799kg/s

(3) 压缩机的理论输气量 :V p =qm ·v 1///λ=0.03143m3/s (4)查压缩机产品目录 ,按压缩机选型原则选择适当的型号 , 使得压缩机总输气量

∑p

大于或等于计算的 V p 。

∑p V =

240

D 2·S ·Z ·n

式中 :

∑p

为压缩机总输气量 (m 3/s) ; D 为气缸直径 (m ) ; S

为活塞行程 (m ) ; Z 为汽缸数 ; n 为压缩机转速 (r/min) 。

选用 6FW8开启式活塞压缩机 :D=70mm, S=55mm, Z=6, n=1540 r/min。

(5) 校核 :

∑p V =

240

D 2·S ·Z ·n=

240

. 3×0.072×0.055×6×

1540=0.0321m3/s>0.03143m 3/s

汽车空调系统中的换热器是指冷凝器和蒸发器。由于汽车运行条件的限制 , 汽车空调系统中的换热器都是采用空气作为冷却介质 , 即都是所谓的空冷式换热器。对冷凝器来说 , 压缩机排出的高温高压的制冷剂过热蒸汽进入冷凝器中 , 制冷剂在管内流动 , 利用与外界环境的温差 , 通过传热面把热量传给外界环境空气后 , 制冷剂蒸汽逐步凝结成高压中温的液体。对蒸发器来说 , 由节流机构出来的两相状态的低温低压的制冷剂进入蒸发器中 , 制冷剂在管内流动 , 利用与车内回风进入蒸发器的空气之间的温差 , 通过传热面吸收空气的热量 , 使车内空气降温、除湿 , 达到制冷的目的。在该过程中

由热力计算结果可知 :

制冷量约等于 1.1倍的热负荷量。 Q 0=36.387kw, 蒸发温度 00=t ℃ ; 制冷剂 R134a 的循环量为 1682. 0=m q kg /s;

已知 :进蒸发器的回风温度 271=a t ℃ , 相对湿度 50=?%; 为了便于布置和安装 , 蒸发器选用管片式蒸发器。分成两个并联的蒸发器。其中一个蒸发器冷负荷为 , 194. 182

36.387

20/

0===

Q Q kW 。二、有关结构参数及物性参数 :

传热管为紫铜管 :外径 0d =9.3mm,δ=0.35mm,机械胀管后尺寸为

0d =10mm, δ=0.35mm, 导热系数铜 λ=395W/m·K 。

翅片为铝翅片 :翅片厚为 f δ=0.15mm, 翅片间距 e =2.2mm, 导热系数铝 λ=236W/m·K 。

蒸发盘管采用正三角形错排 :管间距 1S =25mm, 排间距 2S =1

S 030cos =25×030cos =21.65mm。

三、计算蒸发器的几何参数 : 翻边后总外径 b d :

b d =0d +2f δ=10+2×0.15=10.3mm 1. 单位管长的参数值 :

单位管长肋片表面积 :f F =

d S S b )

(22

21π

; 单位管长肋片基管外

表面积 :b F =) 1(e d f b δπ-; 单位管长总外表面积 :t F =f F +t F ; 单位管长管内表面积 :i F =i d π(按胀管后计算 ) ; 肋化系数 :β=

F F ; 净面比 ; ε=

f A A min =f

f b S S S d S 121)

)((δ--。依次代入相关数据得 :f F =0.4163(m2/m),b F =0.0302(m2/m)

四、确定空气在蒸发器内的状态变化过程 :

在汽车空调中 ,送回风温差一般为 12℃ ~15℃ 。本设计中选温差 t ?=13℃ , 即出风温度 2a t =14℃ ; 选取相对湿度 ?=85%。

由给定的回风、出风参数查湿空气的 h-d 图得出 :1h =55.6kJ/kg

干空气

, 2h =35.3 kJ/kg

干空气

, 1d =11.2g/kg

干空气

, 2d =8.3g/kg

干空气

。

在湿空气的焓湿图上连接空气的进出口状态点 1和点 2, 并延

长与饱和空气线 (100=?%) 相交与 W 点。点 W 的参数是 //

w h =29.2kJ/kg

干空气

, w t =10℃ , w d =7.6 g/kg

干空气

。

在蒸发器中空气的平均焓值 :

m h =//w h +

2//

1ln w

w h h h h h h ---=29.2+2. 293. 352. 296. 55ln 3. 356. 55---=43.1(kJ/kg干空气

)

在 h-d 图上按过程线与 m h =43.1kJ/kg干空气

的线的交点读得 m

t =19.0℃ , m d =9.5 g/kg

干空气

, 由此可求得如下的析湿系数 :

ζ=1+2.46

m w

m t t d d --//

=1+2.46×100. 196. 75. 9--=1.52 五、循环空气量的计算 :

da G =210h h Q -=3. 356. 556

. 310194. 183-??=3227(kJ/h)

在进口状态下的空气的比容 :

1υ=

) 001. 01() 0016. 01(111d P d RaT B ++=)

2. 11001. 01(100108) 2. 110016. 01() 27273(4. 287?+??+?+?=0.877

(m 3/kg)

故空气的体积流量为 :

a V =da G 1υ=1939×0.877=2830(m 3/h) 六、计算干工况下空气侧换热系数 0α: 1. 选取迎面风速 f ω=2.5m/s。 2. ② 最窄截面处空气流动速度

εωωf =

max =56. 45479. 05

. 2=(m/s) 3. 取沿空气流动方向的管排数 n=4 4. 沿气流方向的肋片长度 L 为 :

L =n2S =4×21.65×10-3=0.0866(m )

5. 计算当量管径 f de :

f de =

b f b e d S e d S δδ-+---11) )((2=

. 02. 23. 1025)

15. 02. 2() 3. 1025(2-+--?-?=3.598(mm )

6. 由 5. 202

27221=+=+=

a a am t t t ℃ 可查得 : 运动粘度 61075. 15-?=f γm 2/s,21052. 2-?=f λW/m·K 7. 计算雷诺数 f Re :

f Re =104210

75. 1510598. 356. 46

max =???=--f f de γω 式子 :m

f n

f f de L C Nu ) (

Re =的适用范围是 f Re =500~104=b

f d S 0.18~0.35; f t =-40℃ ~40℃ ; f de L =4~50; b d S 1=2~5, 上面所得的 f Re 等均满足此条件。所以可以采用此式计算换热系数 , 即有 :

f n

f f de L C Nu ) (

Re =f

f f de Nu λα=0 或 :

f de L de C ) (

Re 0λα=

公式中各项系数分别计算为 :

A =0.518-) (02315. 0f de +2) (000455. 0f de -) (100. 36f de -?

将 07. 24=f de L 代入上式中 , 得出 :A =0.15

C =) 1000

Re 24. 036. 1(f A -

=) 1000

1042

24. 036. 1(15. 0?-

?=0.167

n =0.455+) (0066

. 0f de =0.455+0.0066×24.07=0.596 m =-0.28+Re 08. 0f =-0.28+1000

1024

08. 0?=-0.196

将上述各项数值代入式 m

f de L de C ) (

Re 0λα=

中得到 :

27. 530=α(W/m2·K )

考虑到错排 0α应有所放大 :取放大系数 k =1.1 则 :60. 5827. 531. 10/

0=?==ααk (W/m2·K )

8. 当量换热系数 j α:

L 3. 027. 1/-=ρ

ρ 式中 :3

. 1025==

b d B ρ L 、 B 分别是三角形的长短边距 , 因管簇按正三角形排列 , 所

以

1=B

L ∴ B

L 3. 027. 1/-=ρρ=554. 23. 03. 102527. 1=-?? 当量翅高 :

) 554. 2ln 35. 01() 1544. 2(2

. 10) ln 35. 01)(1(2///?+?-?=+-=

ρρb d h =10.73mm

由此可求出凝露工况下的翅片效率 fw η:

fw η=

(h m h m th w w 式中 :20) 2(

w m δλζ

α铝 =

铝 λ— 铝片的导热系数

58. 5810

2. 023652

. 127. 532) 2(

20=????=

=-f

w m δλζ

α铝 fw η=886. 001073

. 058. 58) 01073. 058, 58() (/

/=??=th h m h m th w w

故当量换热系数 j α:j α=) (

f b

f fw F F F F ++ηζα=

4445

. 00297

. 04148. 0886. 027. 5352. 1+??

?=72.38(W/m2·K )

七、 R134a 在管内蒸发时换热系数的计算 :

与 R134a 在管内冷凝时的换热系数方法相同 ,在计算 R134a 在管内蒸发时的换热系数 , 也可以利用相同工况下 R12换热系数的计算公式 , 求出结果后 , 再乘以修正系数 (k =1.33) 得到 R134a 在管内蒸发时的换热系数。

由热力计算已知 :R134a 的质量流量 m q =0.1682kg/s=605.52kg/h, 估计管内表面热流量 i q =13100W/m2; 初步取 R134a 的质量流速 m ν=250kg/m2·s , 则 R134a 的总流通面积为 :4

1075. 63600

25052

. 605-?=?=

q A ν(m 2)

每根管子的有效流通截面为 :5

1079. 60093. 04

-?=?=

i i d A (m 2)

故蒸发器的分路数为 :93. 91079. 61075. 65

=??==--i A A Z 取 10=Z ; 则每一分路 R134a 的流量为 :01682

. 03600=?=Z

q G m

d (kg /s)

在 00=t ℃ , 按制冷剂为 R12时 , 查得 85. 1=B 于是按计算 R12管内蒸发时换热系数的公式有 :

. 06

. 02

. 06

. 02. 06. 80093

. 001682. 085. 1i i i

d i q q d q BG =?==

对上述结果乘以修正系数 33. 1=k , 则得 R134a 在管内蒸发时的换热系数 :

6. 06. 0/44. 116. 833. 1i i i i q q k =?==αα

八、传热系数 0K 及传热温差 m t ?的计算 :

由于 R134a 与润滑油相互溶解 , 可忽略管内污垢。设翅片侧污垢热阻、管壁导热热阻和翅片与管壁之间接触热阻之和为 4×10-3m 2·K/W, 则总的传热系数 0K 为 :

m i i s w i i t F r r F d K α1

0++++=

01728. 0138. 72004. 044. 111

q q +=

++=

如果不计 R134a 流动阻力对蒸发温度的影响 , 则传热温差为 :

79. 1900. 14ln 0

. 140. 27ln

20121=--=--=

?t t t t t a a a a m (℃ ) 九、单位热流量及蒸发器结构尺寸的确定 : 由以上计算结果可得 :0001782. 079

. 19i

m q t K q +=

?= 或 :6

. 05

6. 000

. 44087. 510288. 101782. 079. 1934. 15i

i i q q q q +=

+?==β 用试凑法解上式可得 13139=i q W/m2, 与原假设值很接近 , 故不需要再重新计算。 5. 85634

. 1513139

0==

q q (W/m2) 从而可求得所需要的换热面积 :38. 113139

1000194. 180=?==

i i q Q F (m 2) 24. 215

. 8561000

194. 18000=?==

q Q F (m 2) 据此可以确定蒸发器的结构尺寸。所需传热管总长 :

57. 474465

. 024

. 210===

t t F F l (m )

迎风面积 :314. 03600

5. 22830

=?=

f V

A ω(m 2)

取蒸发器长 A =724mm, 高 B=250mm, 则 : 181. 0=f A (m 2)

(实际迎风面积 ) 已选管间距 251=S mm , 故每排管子数为 :1025

250

11===

S B n 深度方向计 4排 , 共可布置 40根传热管 , 其总长为 :

96. 28104724. 0/

=??=t L (m ) 它大于计算值 , 约有 5%的裕度。

十、计算管内换热系数 i α和传热系数 0K : 由上面计算可知 :6

. 044. 11i i q =α33851313944. 116

. 0=?=[W/(m2·K)]

传热系数 0K :

0K 1. 4513139

288

. 101782. 01

288

. 101782. 016

. 06. 0=+

q [W/(m2·K)]

十一、管内流动阻力及其对传热温差的影响的计算 : R134a 在管内蒸发时的质量流速 m ν为 :

74. 2470093

. 001682. 0442

2=??==

ππνi d m d G [kg/(m2

·s)] 按设计值 847. 00292. 096. 28/

=?=i F (m2)

21480847. 010194. 183

/0/

=?==i

i F Q q (W/m2)

由于沸腾准则数 :380174

. 2470093. 081. 921480

481. 94/=???==

m i i d q K ν

雷诺准则数 :6. 840810

247. 00093

. 074. 247Re 3=??==

-μνi m d (μ按 00=t 查得 ) 于是 :摩擦阻力系数 :02671. 0) 6

. 840857. 2284(037. 0) Re (037. 025

. 025. 0/=?==K f

由图 2-1可知 , 从 3/点到 4点是等焓节流过程 , 因而有

2754/

3==h h (kJ/kg)。

可查得 0℃ 时 , 200/1=h (KJ/kg), 22. 397//

1=h (KJ/kg)。所以 , 制冷剂节流后进入蒸发器的干度 1x 为 :

38. 020022. 397200275/

//1//

31=--=--=h h h h x 出口干度 0. 12=x , 则平均干度 69. 02

. 138. 02) (21=+=+=

x x 由 00=t ℃ , 0077208. 0/

1=υ, 068891

. 0//1=υ, 由 69. 0=可得 : 04993

. 00077208. 031. 0068891. 069. 0) 1(/1//1=?+?=-+=υυυ 弯头个数 n =1-Z =10-1=9,局部阻力系数 0. 11=ζ,由于弯头半径

5. 122

2521===

S R (mm); 所以摩擦阻力系数 : 126. 00093

. 05

. 12094. 0094

. 02=?==i d R ζ 由于每根管子长 724. 0=l (mm) 由下列公式可求出流动阻力的损失

) (2) (2

/1221m

i x x n d l f P υυζζ?

?????-+++=?274. 24704993. 069. 0) 38. 01(2) 126. 01(90093. 002671. 02

????????-?++?+=5

10358. 0?=Pa

十二、空气侧的阻力计算 : 在蒸发器中空气的平均参数 : 比容 :???? ?

?++=

m m B

a m d d P T R 001. 010016. 01

)

5. 9001. 01(100108)

5. 90016. 01() 5. 20273(4. 287?+??+?+?=

847. 0=(m3/kg)

密度 :181. 1847

. 01

m (kg/m3) 空气流过单套翅片管簇 , 在干工况下的阻力可按下式计算得出 :

7. 1max ) )((81. 9f d de A P =?

式中 :A — 考虑翅片表面粗糙度的系数 , 对粗糙的翅片表面 A =0.0113;

L — 沿气流方向的翅片长 ;

∴ 69. 46) 56. 4181. 1(598

. 36

. 860113. 081. 97. 1=???

?=?d P Pa 根据析湿系数 52. 1=ζ, 查得系数 21. 1=? 于是 :49. 5669. 4621. 1=?=?=?d w P P ?Pa

3.4冷凝器设计计算

1. 根据热力计算结果确定冷凝器的热负荷 Q k

由前面的热力计算结果可知 , 客车空调系统冷凝器热负荷 Q k

总

=50.4kW(制冷剂为 R134a ) 。冷凝器由两个相同的冷凝器并联组成 , 这样每个冷凝器的热负荷为 :Q k =

总 k Q =24

. 50=25.20(kW ) 2. 空气流量的确定

设冷凝器的进口温度 t 1=36℃ , 相对湿度 ?=75%; 冷凝器出口温度 t 2=44℃ , 空气在冷凝器中的温升为 8℃ , 则空气流量可由下式确定 :

V =

)

(12t t C Q p k

-ρ(m 3/s)

式中 :p C 和 ρ应为湿空气(即干空气 +水蒸汽 )的数值 ,具体求法如下 :

根据 t 2=44℃ , t 1=36℃ , 可得 m t =

36+=40℃ , 在此温度下 , 湿空气的饱和蒸汽压力 vs P =73.75×102P a , 故湿空气的含湿量 :

d=622vs

vs P P P ??-=622×2

1075. 7375. 010013. 11075. 7375. 0??-???=36.4(g /kg干空气

)

故干空气的质量成分 :

a X =

d 001. 011+=4

. 36001. 011

?+=0.965

所以 , 水蒸气的质量成分 :

v X = 1-a X =1-0.965=0.035

已知 :干空气的比热 pa C =1.005kJ/kg·℃ ; 水蒸汽的比热 pv

C =1.885kJ/kg·℃ ;

则 :湿空气的比热 p C 为 :p C = pa C ·a X +pv C ·v X =1.005×0.965+1.885×0.035=1.036( kJ/kg·℃ )

湿空气的气体常数为 :R =a R ·a X +v R ·v X =287×0.965+461×0.035=293(J/kg·K )

由 υ=

P RT =510

013. 1313293??=0.9053(m 3

/kg) 则湿空气的密度 ρ为 :ρ=

υ1=9053

. 01=1.1046(kg /m3) 于是便可确定冷凝器冷却空气流量 V 。即 :V =

) (12t t C Q p k -ρ=)

3644(10361046. 125200

-??=2.75(m3/s)

3. 冷凝器型式及结构尺寸初步规划

(1) 冷凝器采用管片式结构。制冷剂在管内流动 , 管外套有铝质肋片、空气掠过管外带走制冷剂放出的热量 , 达到制冷的目的 , 其主要参数为 :

传热管为紫铜管 :外径 0d =9.3mm,δ=0.35mm,机械胀管后尺寸为

0d =10mm, δ=0.35mm, 导热系数铜 λ=395W/m·K 。

传热片为平铝片 :翅片厚为 f δ=0.15mm, 翅片间距 e =2.2mm, 导热系数铝 λ=204W/m·K 。

(2)采用正三角形错排 :管间距 1S =25mm,排间距 2S =1S 0

30cos =25×f δ030cos =21.65 mm , 沿空气流动方向管簇设为 3排。选择迎面风速为 f ω=6m/s。

表 3-2 主要结构尺寸参数表

(3) 求空气侧换热系数 0α及肋片效率

净面比 :m A =f A A min =f

f b S S S d S 121)

)((δ--;最窄流通截面空气流速 max ω=

A ω; f de =

b f b e d S e d S δδ-+---11) )((2; f Re =

de γωmax 。依次代入式中各参数值得 :m A =0.5479, max ω=10.95(m/s), f de =3.598

(mm )

取 m =3排 , L =31S 030cos =3×25×030cos =64.95(mm )

∴

f de L =598

. 395. 64=18.05 f Nu =m f n

f de C ) (Re

定性温度为空气进出口平均温度 , 定性尺寸为当量直径 , 上式中有关参数为 :

C =) 1000

Re 24. 036. 1(f A -

A =0.518-) (02315. 0f de L +2) (000455. 0f de -) (100. 36f de -?

将

de L

=18.05代入上式 , 得 A =0.329 C =) 1000

Re 24. 036. 1(f A -

=) 1000

2323

24. 036. 1(329. 0?-

?=0.10

n =0.455+) (0066

. 0f de =0.455+0.0066×18.05=0.569 m =-0.28+Re 08. 0f =-0.28+

1000

2323

08. 0?=-0.094

f Nu =

f de λα0=m f n

f de L C ) (Re 对于叉排管束 , 修正系数为 1.1 ∴ f

m f f de de L C λα) (Re 1. 12. 10??=, 代入数值 , 得 =0α35. 109

(W/m2·℃ )

(4) 翅片效率 : 对于叉排管束 :

487. 23

. 10251====

b b d S d B ρ; 64. 2063. 1/==ρρ;

) ln 35. 01)(1(2///ρρ+-=b d

) 64. 2ln 35. 01() 164. 2(2

. 10?+?-?=

32. 11=; f

m δλα铝 0

2==

00015

. 020435

. 1092??=

75. 84

∴ /mh =9594. 001132. 075. 84=?

∴ 翅片效率 /

/) (m h m h th f =η=9594. 07432

. 0=0.77

表面效率

79. 0) 655. 01(4465

. 04163

. 01) 1(1=-?-

=--

=f t

f s F F ηη (5) 求管内侧冷凝换热系数 i α:

由于对 R12的管内冷凝放热已有较为成熟的公式可供使用 , 对于 R134a 的冷凝放热虽然目前国内外已经开展了广泛的研究 , 但真正实用的公式并不多见。比较简单可行的方法是以 R12的计算公式为基础进行计算 , 然后乘以一个修正系数 , 即得 R134a 的计算结果。对管内沸腾放热系数的计算也可采用上述方法进行。

a. 采用 R12时管内冷凝放热系数的计算 R12在管内凝结放热根据下式计算 :

m n m GaK C Nu Pr) (=

氟利昂蒸汽在空冷冷凝器管内冷凝时一般处于液态层流层 , 此方程式可改为 :

444) (683. 0---=i w k m s i d t t B r α

式中 :m s B r , 4

均为物性参数 , w t 为管道壁温。假设 w t =50℃ , 定性温度为 :m t =

50+=55℃ , 由此查得 :055. 674

r , m B =18.574. ∴ 44

) (683. 0---=i

w k m s i d t t B r α

) (2379) (0093. 0574. 18055. 67683. 0----=-???=w k w k t t t t

忽略铜管热阻 , 由于管内外换热量应相等 , 故有 :

i α·i d π·) (w k t t -=i η·0α·t F ·) (am k t t -

式中 :am t — — 空气进出口平均温度 ; 其余符号意义同前。 ∴ 2379×3.14×0.0093×75. 0) (w k t t -=79. 0×35. 109×4465. 0×

) (am k t t -

解之 :

w t =50.5℃ , 与假设相近 , 不再重新计算

∴ i α=2739×4) 1. 4860(--=1524.8(W/m2·℃ )

b. R134a 管内冷凝放热系数的计算由上面的讨论可知 , 当制冷剂为 R134a 时 , 管内冷凝换热系数 i α为 :

i α=1.3×1524.8=1982.24(W/m2·℃ )

(6) 求传热系数 K

在汽车空调中 ,冷凝器管外污垢接触热阻可取 0r =0.0002m2·℃ /W, 忽略管内污垢热阻 , 即 0=i r ∴ 001

) 1

αηλαf m t t i t i i r F F F F r K ++++=

铜

. 035. 10903078. 03950302. 0) 024. 1982(002. 01

?+?++=

95. 51=(W/m2·K )

(7) 传热温差

2112ln a k a k a a m t t t t t --=

?=73. 1944

603660ln 8

=--℃ (8) 传热面积为 :

59. 2473

. 1995. 511020. 253

=??=?=m k t K Q F (m 2)

∴ 所需总管长 :1. 554465

. 059. 24===t t F F L (m ) (9) 冷凝器结构 :

取冷凝器垂直于气流方向上管子数为 16根 , 沿气流方向上管排数为 3排 , 因而每根管长为 :

147. 13

161

. 55=?=

l (m ) 冷凝器宽为 4. 02516=?=B m, 深 95. 6465. 213=?=C mm , 考虑到气流的不均匀因素 , 设计时 , 留一定的裕量 , 取管长为 0.72m 。

∴ 迎风面积为 :0.72×0.4=0.288(m 2) 实际风速为 :5486. 9288

. 075

. 2===

f f A V ω(m/s) 与原来的假设值 9=f ωm/s很接近 , 故不需重新计算。 (10)空气横掠整个套片错排管簇时 ,沿程阻力可由下式计算 :

) (81. 92. 1f de L A P ??=?·7. 1max ) (ρω

式中 :1.2为错排的修正系数 , 对于粗糙翅片 , 0113. 0=A ∴ P ?=1.2×9.81×0.0113×18.05×(1.099×10.95) 1. 7=164.8(Pa ) (11) 冷凝器管内侧压降冷凝时热流密度为 q :

K q =·m t ?=51.95×19.73=1024.97(W/m2·℃ )

冷凝器共 3排 , 分四路向冷凝器供气。每路 12根 , 由前知 , 系统的质量流量为 1682. 0=m q kg /s, 故有 :

m υ=

6194

0093. 014159. 34

1682. 02

=???(kg/m2·s) 6. 7281

. 96190093. 097

. 102444/=???=

d q K m i υ

4264210135. 00093

. 0619Re 3

=??==

-μυi m d 摩擦阻力系数 : 25

. 0/) Re

(037. 0K f ?=0075. 0) 426426. 72(

037. 025. 0=?= 冷凝器入口干度 , 0. 11=x 出口干度 02=x , 取平均干度为 :5. 0=, 查 R134a 饱和态下的参数 :60℃ 时 , R134a 饱和气体比容为

011406. 0//=υ(m 3/kg) , 饱和液体比容为 00094883. 0/=υ(m 3/kg)

00617742

. 0) 00094883. 0011406. 0(5. 0=+?=(m 3/kg) 弯头总数为 12-1=11个(每路 ) , 局部阻力系数 0. 11=?, 摩擦阻

力系数 126. 03

. 95

. 12094. 0094

. 02=?==i d R ? 每路肋管直线段长度为 64. 81272. 0=?=l m 。据公式 :

????-+++=?x x n d l f P i ) (2) (1221??·22

261900617742. 05. 0) 10(2) 126. 01(110093. 064. 80075. 02???????

-?++?+?= =18171Pa

由于冷凝器内压降的存在 , 将导致冷凝器出口处对应的的饱和压力下降 , 从而影响到冷凝器出口的过冷度 sc t ?。但在设计冷凝器时 , 在冷凝器传热面积上留有一定的裕量 , 所以冷凝器出口制冷剂的过冷温度可能会低于 53℃ 。因此 ,即使制冷剂在冷凝器内存在一定的压力损失 , 仍能保持所要求的过冷度。

3.5. 节流机构的匹配设计

大多数汽车空调系统的节流机构都是采用热力膨胀阀。设计和选择热力膨胀阀的主要任务是选择热力膨胀阀的型式和容量。在设计和选择热力膨胀阀时需要知道的条件包括 :制冷剂的种类、蒸发

温度 0t 、冷凝温度 k t 、蒸发器的热负荷 Q 0(空调系统制冷量 ) 、蒸发器管路的分路数及液体制冷剂管路的布置等。

设计与选择的步骤为 :

(1) 确定膨胀阀两端的压力差 P ?:

节流过程的总压差 P ?是冷凝压力 k P 与蒸发压力 0P 之差。即 :P ?=k P -0P =16.813×105-2.928×105=13.885×105Pa (2) 通过热力膨胀阀的制冷剂流量可用下式计算 :

A C G l D ?=ρ2

式中 :G — 通过热力膨胀阀的制冷剂质量流量(kg/h) ; A — 通道截面积(m 2) ; l ρ— 节流阀前液体的密度(kg/m3) ; P ?— 节流阀前后的压差 (Pa ) ; D C — 流量系数 , 无因次。

按美国 Detroit 公司 D.D.Wile 推荐的公式 :

D C =0.02005+2

63. 0υρ+l

式中 :2υ— 阀出口制冷剂的比容 (m 3/kg) 查表得 :2υ=0.00089(m3/kg), 96. 108600092

. 01

==l ρ(kg /m3)

(3) 确定热力膨胀阀的容量 :

当通道截面调到最大时 , 通过节流阀的制冷剂流量达到最大 , 此时 :

max 4

D A A π

即 :P D C G l n

?=π

m a x 4

如果所选择的节流阀其内径 n D (m ) 满足 :

n Q q G 00max ≥即所选型号满足要求。

式中 :m a x G — 节流阀所能接受的最大制冷剂流量 (kg/s)

0q — 每千克工质在蒸发温度条件下的制冷量 (kJ/kg) n Q 0— 节流阀所对应的蒸发温度回路的总制冷量

但是如果所选的 n D 太大 ,却会给调节带来困难。因此 ,选择 n

D 时 , 一般考虑使 0m a x q G 在 1.5~2.0n Q 0范围内 , 综上所述 , 具体计算结果如下 :

D C =0.02005+263. 0υρ+l

00089. 063. 096. 02005. 0?+?==0.66

P D C G l n

?=ρπ

max 4

96. 108610885. 4

66. 0252

????

?=n D π

81. 28464n D =

查 FPF 型热力膨胀阀技术数据 , 试选用 Dg3FPF 型热力膨胀阀 ,

n D =3mm,

则 :m a x G 2

81. 28464n D ==28464.81×0.0032=0.256(kg/s)

故 :0max q G =0.256×130=33.3(kW ) ≥ n Q 0=21.868(kW ) ; 满足要求。

且 :

52. 1868

. 213

. 3300max ==n Q q G ∴ 0max q G 在 1.5~2.0n Q 0的范围内 , 满足要求。

故 :热力膨胀阀选用 Dg3FPF 型热力膨胀阀 , 其接管规格为 : 进口 :110?φ(mm ) ; 出口 :112?φ(mm ) 。

3.6蓄电池种类选择

作为储能元件之一的蓄电池被应用于电量的存储 , 当对外放电之后允许继续充电 , 且是反复多次的。在众多的蓄电池种类中 , 相

对来说比较突出的有铅酸蓄电池、键氢蓄电池与锂离子蓄电池。不同储能技术在比功率、比能量、充电技术、使用寿命、安全性及成本等方面存在各自的优势及不足 [13]。

法国物理学家在 1859年发明了工业用铅酸蓄电池。目前在汽车领域中应用最为广泛的也是铅酸蓄电池 , 它作为汽车内部各种电器设备的电源在汽车领域中应用也已有多年的历史。传统的铅酸蓄电池容量大 , 价格便宜 , 性价比很高 , 放电性能相对来说较好 , 承受冲击负荷的能力强 , 良好的高温性能能够在 -40℃ -60℃ 的温度范围内正常工作 , 没有记忆效应 , 识别荷电状态相对容易 , 易于浮充 , 允许多次循环使用以及原材料多等等优点。但同时蓄电池也有很多缺点 , 比如低的比能量与能量密度、相对偏大的体积、操作步骤与维护过程复杂以及寿命短等。

相比传统铅酸蓄电池 , 阀控密封铅酸蓄电池在技术方面得到了很大提高 , 是现在的最新产品。其重量、体积和自放电率均变小 , 使用和维护都变得更为简单、使用寿命变长、腐烛减少 , 污染降低等。

综上考虑 , 首选铅酸蓄电池为电动空调系统供能 , 但同时应结合实际情况 , 例如应考虑配备蓄电池体积是否符合车内空间 , 否则就应选比能量相对高一点的锂电池。

§2.6 汽车空调系统管路设计

考虑到车身震动和冲击以及安装方便等因素 , 汽车空调的制冷剂管路均采用橡胶软管组件连接。

与一般制冷系统中制冷剂管道的设计原则一样 , 连接管路应尽量做到短而直 , 以减少管道内制冷剂的充注量和系统的压力损失。

对 R134a 为制冷剂的系统 , 一般希望 :吸气管路的压力损失相当于蒸发温度降低 1℃ , 即在 00=t ℃ 时 , 吸气管路压力损失不大于 0.1×105Pa ; 排气管路的压力损失相当于冷凝温度升高 1℃ , 即当 60=k t ℃ , 排气管路压力损失不大于 0.4×105Pa 。

§2.7 风机的匹配设计

冷凝器风机的选型计算方法与蒸发器风机的选型计算方法一样 , 这里以蒸发器用风机的选型计算为例 , 说明风机选型计算的步骤。

已知送风状态 :温度 14=t ℃ ,相对湿度 85=?﹪ , 送风量 =v q m 3/h,风压 =H 56.49+40+10+40=146.49Pa,大气压力 =B 101325Pa , 试选择风机型号及叶轮直径。

解 :采用 DF 系列低噪声离心式通风机 , 查特性曲线图 , =v 0.965 =1.38, =e 2.0, 67. 0fan =η。

圆周速度 : 41. 938

. 12. 149. 1462=?==H ρμ(m/s) 式中 : ρ-标准状态下空气密度 , ρ=1.2kg/m3

叶轮直径 :

257. 0965

. 041. 93600170114. 344v 2v 2=???==q D μπ(m)=257(mm) 查表 , 选用一台 DF2.5A 型离心式通风机 , 叶轮直径 250/=D (mm) 转速 m i n r 800/=n , 风压 =/H 143~157Pa, 配用功率 25. 0fan /=P kw, 风量 1067v /=q ~2311m 3/h。

要求风机转速 :min r 719) 25. 014. 3(. 960) (602/2=??==D n πμ

而实际转速为 800r/min,满足要求。

实际圆周速度 :46. 106080025. 014. 360/2/2=??==

n D πμ(m/s):实际风量 : 495. 0965. 046. 1025. 04

14. 342v //222/v //=???==D q μπ

(m3/s)=1782(m3/h)

所需功率 :

135. 00. 246. 1025. 0414. 310002. 14100032e 32//22/e =????=

=D P μπ

ρkw 故算出的风量 1782//v =q (m3/h)与使用所要求的风量 v q 相差不大 ,

满足要求。

结论

本文的主要工作就是确定汽车电动空调系统中的压缩机、电动机以及蓄电池等主要部件的型式, 并结合传统空调系统, 计算出汽车电动空调系统主要部件的匹配参数, 设计出制冷压缩机转速模糊控制器, 最后运用仿真工具对改进后汽车的电动空调系统进行模拟, 从而充分地说明它的可行性。概括介绍了选题依据与背景, 指出研究燃油汽车电动空调系统目的与意义, 总结了汽车空调系统的发展历程、我们家对汽车空调的研究现状以及汽车空调系统在今后的发展方向, 并给出了本论文的主要研究内容。

范文五：涡旋式汽车空调压缩机

? 涡旋式汽车空调压缩机

涡旋式汽车空调压缩机具有效率高，能耗低，振荡小，噪声低，结构简单等特点。

但这种涡旋式压缩机设计制造难度大，迄今世界上仅日本三电公司有此产品，我国首次研制成功，并在夏利汽车装机试用效果极好，为我国汽车工业的发展作出了贡献，鉴定委员会一致认为“该产品设计严谨，结构合理，涡旋盘型线采用双圆弧和直线过渡修正的优化型线，径向柔性机构设计采用新提出的设计准则等均属创新。该机是目前国际上最先进的汽车空调压缩机，经国家压缩机制冷设备制冷监督检测中心与日本、美国和国产同类型产品的检测对比，该产品比目前普遍采用的美国或日本斜盘式汽车空调压缩机效率提高11.2%比国产三角转子式压缩机效率提高39.4%，比日本产滑片式压缩机效率提高48%，该机型的技术在国内领先，并达到国际同类产品90年代前期的先进水平，其研制成功填补了国内汽车空调领域的一项空白。

? WXH型涡旋型压缩机

涡旋式汽车空调压缩机是具往复式、斜盘式、旋叶式之后的第四代压缩机，被国际上公认为当今和未来最理想的主流压缩机，具有以下技术优势:

容积效率高。从涡旋式压缩机工作过程可以看到，涡旋式压缩机没有吸气阀，没有余隙容积，气体就可以通畅的吸入月牙腔，并能被完全排出。一般来说，涡旋式压缩机的容积效率可以达到90~98%。而往复式活塞型压缩机，由于有吸气阀的阻力，阻碍了气体吸入，以及有余隙容积存在，气体不能完全排出，其容积效率一般只有65%左右。

运转平稳。多腔室连续工作，数个不同相位的工作循环同时进行，前一个工作循环的波峰与后一个循环的波谷相叠合，总的负载变化很小，压缩机也就工作得很平稳，启动后对汽车掉速影响非常小。可靠性高。涡旋结构与性能卓越的材料使压缩机最高连续工作转速达到12000rpm，动静盘的相对运动速度只有0.4-0.8m/s，导热良好、磨损很少，可靠性大为提高。

噪音低、振动低。压缩机的噪音主要来源吸、排气阀的机械撞击和气流脉动。涡旋式压缩机没有吸气阀，所以消除了由于吸气阀和活塞往复等机械撞击引起的噪音。对于相同规格的汽车空调压缩机，涡旋式压缩机的噪音一般比其他机型低30~50dB。另外，由于涡旋式压缩机的运动部件作圆周运动，而且运动半径很小，惯性力很容易被平衡掉，所以振动非常小。

无氟环保使用R134a制冷剂取代R12，完全符合国家环保政策和国际公约，是实现绿色空调的最佳选择。

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