并为制冷系统各部件的设计提供依据。

在进行汽车空调制冷系统热力计算之前，要先根据汽车空调所要求的温度（t ）和外界温度（tw），并结合汽车空调系统的特点来确定制冷系统的工作参数。具体要确定以下参数：冷凝温度（t ）；蒸发温度（t ）；过冷度（t）；过热度（t）。其三，此时车外环境温度 tw（主要是指夏季环境温度），成为影响 tk 的重要因素。在确定 tk 时，不能仅仅着眼于某个地区的气象条件，而要进行综合考量，这样才能满足汽车使用地区广泛的特点。因为要考虑到汽车空调系统在不同地区的适应性，所以应选取最恶劣的工况，也就是取 tw = 43℃比较合适。对于风冷式冷凝器而言，通常会选取 tk 比冷凝器的进风温度高出 12℃到 15℃。蒸发温度 t₀ 取决于空调需求的温度、蒸发器的型式、被冷却介质的种类和使用条件。

理论上，蒸发温度 t0 若提高，能够提升制冷循环的制冷量，还能提高制冷系数以及循环的经济性。然而，t0 的提高会使蒸发器的传热温差减小，这就需要尺寸较大的蒸发器来进行补偿。而这一情况对于汽车空调系统，尤其是中、小型汽车空调系统而言，是一个难题。因为通常人们都希望蒸发器具备高效紧凑的特性，所以过大尺寸的蒸发器是不能被接受的。根据 Q=KFt ，风冷式冷凝器限制了传热系数 K ，使其难以有大的改善；安装尺寸限制了换热面积 F 。所以，要确保一定的制冷能力，就只能从增大传热温差方面着手。在 tm 中，若空调回风温度已确定，那么唯一能改变的就是蒸发温度 t ，要增大传热温差，就必须降低蒸发温度 t 。但要注意到：t0 无法无限制地降低。当 t0 低于 0℃时，有可能在蒸发器的肋片部分结霜，这会导致送风量减少。另外，因为汽车空调属于舒适性空调，从乘客舒适和卫生的角度出发，送风温差不宜低于 8℃到 10℃。通常蒸发温度可以按照下式来选取：t0 = t 2 - x，其中 x 可以是 8、9 或 10。（1 - 2）式中，t 表示汽车空调系统的送风温度（℃）。经过上述综合考虑，蒸发温度 t0 选为 0℃是合适的。然而，蒸发温度的选择需要考虑不同车型的实际情况，不能一概而论。

对于小轿车而言，因为其风量比较小，所以能够按照小风量、大焓差的原则，挑选出较低的蒸发温度。对于中型以及大型客车来说，由于所要求的风量较大，就必须运用大风量、小焓差的送风模式。在这种情况下，可以通过适当提升蒸发温度，加大风量，减少焓差的方式来达成目的。（3 ）过冷度 tsc 和过冷温度 tsc 采用过冷，从理论方面来讲一直是有好处的。在汽车空调系统里，要克服制冷剂管道沿程的摩擦损失以及静压损失，并且保证能向热力膨胀阀输送连续的液态制冷剂，那就必须得有一定的过冷度。通常情况下，过冷温度 t 确定的依据是：让 t 比同压力下的 t 低 3℃到 5℃。一般人们认为：过冷温度为 5℃到 8℃比较合适。汽车空调系统多采用热力膨胀阀供液，为保证压缩机干压缩且能充分发挥蒸发器的有效传热面积，其蒸发器出口的过热度通常为 5℃到 7℃。汽车空调系统中，压缩机的吸气温度通常在 15℃到 18℃之间。若蒸发温度为 0℃，有效过热的范围是 5℃到 7℃，无效过热的范围是 10℃到 11℃，那么总的过热度数 tsc 为 15℃到 18℃。制冷系统热力计算的主要任务是：在给定的设计条件以及设计工况下，求出制冷循环的各项性能指标。这样能为制冷系统各部件的设计匹配提供必要的资料和依据。

为说明制冷系统各部件的设计匹配方法，以下以汽车空调热负荷为例。①通过空调热负荷计算得知，热负荷的最大值为.8W 。由于制冷能力需有一定余量，所以乘上一个修正系数 k 。（k 的取值通常在 1.1 到 1.3 之间），例如：Q0 = k · Qw = 1.1 × 0.8 = 21；确定制冷剂：选取的制冷剂为；确定设计工况。选取冷凝温度 t = 60℃，对应的饱和压力：P = 16.813 × 105P；蒸发温度 t5。过冷度为 0℃时，对应的饱和压力 P0 为 2.928×10 Pasc，此时温度为 7℃；过热度为 15℃。（2）热力计算：①按照设计工况绘制出制冷循环的压焓图（lg-h 图），见图 5 - 1；②通过热力性质图或表来查出制冷循环各关键点的参数值。t0 为 0℃时，P0 为 2.928×10 Pa；tk 为 60℃时，Pk 为 16.813×10 Pa；t1 为 7℃且 t1 为 15℃；t3 为 53℃。h2 等于每千克，h3 等于每千克，h3 等于 287.4 千焦每千克。

根据所选压缩机的型式，要选定必要的系数，需考虑制冷剂种类及工况。压缩机的指示效率为 0.82 ，输气系数是 0.65 ，机械效率为 0.92 。并根据选用的压缩机校核其实际制冷量。

需查压缩机产品目录，依据压缩机选型原则选择合适的型号，以保证压缩机总输气量 Vp 大于或等于计算出的 Vp 。V 等于 D 乘以 S 乘以 Z ，式子中：V 为压缩机总输气量（m³/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 6FW7 开启式活塞压缩机，其 D 为 70mm，S 为 55mm，Z 为 6，n 为 1440 r/min。汽车空调系统中的换热器指的是冷凝器和蒸发器。汽车运行条件存在限制，汽车空调系统中的换热器采用空气当作冷却介质，这些换热器都是所谓的空冷式换热器。

冷凝器中，压缩机排出的是高温高压的制冷剂过热蒸汽。此制冷剂在管内流动，凭借与外界环境的温差，借助传热面把热量传递给外界环境空气。之后，制冷剂蒸汽逐渐凝结成高压中温的液体。蒸发器方面，从节流机构出来的是处于两相状态且温度低、压力低的制冷剂，此制冷剂进入蒸发器。制冷剂在管内流动，凭借与车内回风进入蒸发器的空气之间存在的温差，通过传热面把空气的热量吸收掉，从而使车内空气温度降低且除湿，以实现制冷的目的。在这个过程中，制冷剂逐渐汽化并沸腾，变成低温低压的过热蒸汽。以蒸发器的匹配设计作为例子，来说明换热器的匹配设计步骤以及在匹配过程中需要注意的问题。从热力计算结果能得知，制冷量 Q0 为 21，蒸发温度 t00 为℃；制冷剂的循环量是 qm 0./s；已知进蒸发器的回风温度 ta1 为 27℃，相对湿度为 50%；为了便于布置与安装，蒸发器被分成两个并联的蒸发器。传热管为紫铜管，其外径 d0 为 9.3mm，壁厚为 0.35mm，机械胀管后尺寸变为 d0 = 10mm，壁厚仍为 0.35mm，导热系数铜为 395W/m·K。

翅片是铝翅片，其厚度 f 为 0.15mm ，翅片间距 e 为 2.2mm ，铝的导热系数为 236W/m·K 。蒸发盘管采用正三角形错排。管间距 S 为 25mm，排间距 S 等于 S 乘以 °，即 25 乘以 1210 分之 f 再乘以 °，结果为 21.65mm。净面比；等于 min 等于 1 b 2f 。四、确定空气在蒸发器内的状态变化过程：在汽车空调中，送回风的温差通常在 12℃到 15℃之间。

在本设计里，选取的温差为 t = 13℃，这也就意味着出风温度 ta2 是 14℃；同时还选取了相对湿度为 85%。空气状态变化过程在 h - d 图上的表示可通过给定的回风、出风参数查湿空气的 h - d 图得出。其中，h 为 55.6kJ/kg 干空气，h₂为 35.3kJ/kg 干空气，d₁为 11.2g/kg 干空气，d₂为 8.3g/kg 干空气。在湿空气的焓湿图上，将空气的进出口状态点 1 和点 2 连接起来，接着把连线延长，使其与饱和空气线（100%）相交于 W 点。W 点的参数为：hw = 29.2kJ/kg 干空气，tw = 10℃，dw = 7.6g/kg 干空气。六、计算干工况下空气侧换热系数 0 ：选取迎面风速 f = 2.5m/s 。

在最窄截面处，空气流动速度 f2.5m a x 为 4.56 （m/s），且取沿空气流动方向的管排数 n 为 44。沿气流方向的肋片长度 L 为：-3L = nS = 4×21.65×10 = 0.0866 （m）。计算当量管径 def ：2( Sd )(e) 2 (2510.3) (2.2 0.15) ===3.598 （mm），即 10.32.2 0. a1 ta2 27 146. 由 22 运动粘度 6 22f 15.7510 m /s，f 2.52 10 W/m 。