摘要：某轻型客车在国内西南区域空调制冷效果偏差，在中东地区更是无法满足客户需求。经过问题分析并对空调部件结构进行优化改进改进措施的可行性。

    随着社会发展，人们对空调的舒适性要求越来越高。从单暖空调到冷暖一体化空调，从简单制冷到高标准降温，制冷功能已经成为汽车空调指标中重要一项。良好的制冷性能不仅可以满足客户的需求，更可以提高产品的竞争力。在热带及亚热带地区（如中东地区），夏季气温高达50℃以上，历史最高温度曾达到57℃左右，同时干旱少雨，为典型的热带沙漠气候。某轻型客车在国内温度较高地区制冷效果偏差，出口到中东市场，汽车空调效果更是无法满足当地市场要求，出现制冷效果差、降温速度慢等问题。针对上述问题，从部件结构性能方面进行分析并提出可行性方案。

    1 空调降温性能现状及原因分析
    1.1现状
    某轻型客车的空调零部件及性能要求是按43℃设计，即满足国内市场，未考虑中东等热带地区。现对此车型的空调性能在环境仓对两种工况要求进行模拟分析，见表1、表2。降温标准采用江淮汽车企业标准《QJQ 8101.11整车空调系统性能技术要求》中3.1.1.1适用于热带地区（如中东、非洲、巴西、哥伦比亚等双空调系统头部平均温度指标）。



    通过环境仓的试验数据可以看出，某轻客车型在43℃工况下可以满足制冷要求，但在49℃（热带环境要求）工况下效果差，无法满足标准要求。

    1.2原因分析
    现从空调制冷系统组成结构及原理对问题进行分析。汽车空调制冷系统主要由制冷循环及电气控制两大部分组成。制冷循环主要由压缩机、冷凝器、蒸发器、节流机构、储液干燥器等部件组成，而部件本身性能不好和系统匹配差都是制冷效果差的原因。
    1）由于车型结构无变动但气候参数变更，对前期车型的热负荷计算进行修正。
      Qg=QT+QB+Qm+QA+QE+Qq，Q冷＝K×Qg式中：
    式中：Gg----冷负荷；QT----车体结构传热；QB----玻璃窗表面辐射；QM----人体散热量；QA----新风和漏风渗人热量；QE----发动机室传人热量；Qq----其它设备、照明发热量；Q冷----制冷量；K----修正系数（1.05～1.15）
通过计算得出49℃工况下制冷量为11.7 kw，与当地市场要求的11.628 kW接近。但是目前此车前后两个蒸发器制冷量在相应工况下只能达到9.7 kW，所以空调主机本身性能不足为一原因。
    2）根据已知设计参数，利用压烩图（图1） 进行制冷循环的相关计算，得出制冷剂流量等数据；根据制冷剂流量、压缩机功耗等参数确定压缩机是否匹配。

    通过计算得出目前采用210 mL压缩机满足要求，不是影响制冷的因素。
    3）根据冷凝器劣化性能和经验，一般冷凝器冷凝能力为系统制冷量的1.5-2倍，但随着制冷量的提升，原来前后冷凝器制冷量20 kW偏小，无法满足换热量需求；冷凝器换热性能直接影响蒸发器的制冷能力，从而影响空调制冷效果；而芯体结构和风扇风量决定着冷凝器的换热量；冷凝器过冷度设计时按5℃，经分析发现制冷剂到达蒸发器时未达到全液体状态，说明冷凝器过冷能力不足，需要增大换热能力和风扇风量。

    2 优化措施
    针对上述分析原因，从部件结构方面进行优化，以达到保证整车其他正常情况下良好的制冷性能。
    2.1蒸发器优化
    针对空调系统本身制冷量不足，保持前空调主机不变，将顶置蒸发器芯体型式由层叠式改为平行流结构（图2），在体积变小的同时（由756×146×38优化为699×148×40），制冷量更大。

    环境条件：在公司汽车空调综合试验室，测定其风量540 m3/h，膨胀阀进口压力1.62 MPa，蒸发器出口压力0.175 MPa ，膨胀阀进口过冷度5℃，蒸发器出口过热度5 ℃，进气干球温度27 ℃，湿球温度19.5℃时芯体换热能力。系统制冷量优化对比结果见表3。

    2.2冷凝器芯体优化
    受汽车有效空间的限制，汽车空调冷凝器的迎风面积往往不能做得足够大，因而轻客车型大都采用前后双冷凝器；前冷凝器位于发动机舱前端，空间有限导致结构难优化；后冷凝器及风扇总成位于底盘，其冷凝器芯体结构和风机风量都可做提升措施。
    通过对冷凝器芯体翅片进行加密，翅片间距由2.5 mm改进为1.6 mm，保持波高8 mm不变，同时芯体由18 mm优化为16 mm；通过更换另一型号风机对冷凝器风机的性能进行提升，在噪声、功率不变的情况下风量更大。
    优化完毕后，对冷凝器及风扇总成进行台架试验。设定环境条件：在公司汽车空调综合实验室，测定其在不带风扇下风速4.5 m/s，进口压力1.52 MPa，进气温度35℃，进口过热度25℃，出口过冷度5℃时的芯体换热能力。风扇总成安装在气动性能测试台上，施加电压12.0 V，以80 mm H2O为额定静压，测试该条件下风量。结果见表4。

    通过优化，芯体厚度18 mm变为16 mm，翅片密度加大使换热量增加1500W；噪声功率不变的前提下风量提高270 m3/h，通过优化过冷实现制冷剂全部液态化。
    2.3管路管径优化
    针对压缩机排气管压力偏高，排气管管径从16 mm优化为19 mm，使排气压力小于2.5 MPa，避免压力过高影响制冷效果和压缩机寿命。

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