本文基于某宽体轻客车型的基础上，提出了一种新型的单压缩机双制冷空调系统，即一个压缩机、一个冷凝器、两个蒸发器及相应配套管路，并利用温度控制仪及其控制系统对冷藏车和驾驶室的制冷量进行合理分配。试验结果表明，制冷性能达到国家标准要求，满足设计指标，为以后冷藏车的开发提供了参考。

车辆配备的制冷机功率取决于冷藏箱尺寸、货品温度要求、箱体保温材料及环境温度。目前国内冷藏车大都采用双压缩机，组成两套独立的空调系统。本文设计的冷藏车采用新型的冷却系统，即用一个压缩机、配套两套管路，实现对货箱制冷和驾驶舱制冷的制冷系统，用户可根据需求对温度设定。

总体方案指标

冷藏车关键性能指标集中在货箱最低温度、降温时间以及驾驶室温降性能上。机组选型的内容之一为选择冷量合适的机组，确保机组的制冷量既能保证厢体内所运输货物的温度要求，又避免冷量过大造成资源浪费。冷量的大小需根据运输货物的种类、保温厢体的大小、保温材料的导热率、厢内设定温度值及车辆的使用地域来确定。

1. 制冷剂流量计算方法：

设定蒸发器入口温度t₁=55℃，蒸发器入口过热度Δ_teh=5℃。根据R134a性指表，查表可得：蒸发器入口焓值h₁=279.88Kj/Kg，蒸发器出口温度t₂为5℃;蒸发器出口过冷度Δ_tec为5℃，蒸发器出口焓值h₂=402.856Kj/Kg，制冷剂流量q=(Q+P)/(h₂-h₁)=202.69 Kg/H。

2. 冷凝器换热量计算

设定冷凝器进口制冷剂温度t₃=85℃;冷凝器进口制冷剂过热度Δ_tch=25℃，冷凝器出口制冷剂温度t₄=55℃，冷凝器出口制冷剂过冷度Δ_tcc=5℃，冷凝器进口制冷剂比焓h₃=458.203 Kj/Kg;冷凝器出口制冷剂比焓h₄=279.88 Kj/Kg。冷凝器制冷剂侧换热量：Q_cr=q×(h₄-h₃)/3 600=10 379.4 W。最终冷凝器换热量为：Q_cond=Q_cr/0.95=10 925.69 W。

3. 压缩机理论排量

设定制冷剂在蒸发器出口至压缩机入口的管路段没有热交换，压缩机入口制冷剂温度tin=t₂=5℃;压缩机入口制冷剂过热度tinh=5℃。压缩机理论排量C=qs/r₀×e6/η，r₀为压缩机转速(取2 500 r/min);η为压缩机容积效率，本例中选取0.6;可计算得C=165.304 cm³/r。

根据实际压缩机的型号，实车状态的热损失等影响因素，因此压缩机在实际选取时排量应适当提高，防止产生制冷量不够的情况，实际选择压缩机排量为170~180 cm³。

系统原理

1. 系统工作原理

系统中冷藏车货箱制冷与驾驶室空调共用一个压缩机及冷凝器总成，比传统双压缩机制冷方案要少一个压缩机和一个冷凝器。系统中通过增加两路电磁阀来分别控制货箱制冷及空调制冷，同时增加空调压力调节阀来调节空调蒸发压力，防止空调温度过低，同时控制两路冷媒流量。

系统工作原理概括如下：

(1)压缩机1将压缩后的制冷剂经过冷凝器6降温后输送至储液干燥器7经过干燥、过滤后，分两路分别送至驾驶室空调蒸发器3和货箱蒸发器4。管路系统中增加货箱冷冻阀9和空调阀10，货箱冷冻阀9控制进入货箱蒸发器制冷剂的通断;空调阀10控制进入驾驶室蒸发器制冷剂的通断。二者流量分配通过KVP阀控制。

(2)驾驶室空调系统制冷回路中单独增加空调蒸发压力调节阀8(KVP阀)，用以调节驾驶室蒸发器的制冷剂出口压力。需增加货箱制冷量时，减小KVP阀开度，驾驶室蒸发器内制冷剂流量减少，货箱蒸发器制冷剂流量增加，从而增大货箱制冷量。反之，则增大KVP阀开度。

(3)货箱蒸发器由于工作温度较低(-18℃)，空气中的水蒸气会在蒸发器表面结霜，严重时产生冰堵，使蒸发器失效，因此需对货箱蒸发器进行除霜。除霜管路内工质为制冷剂，从冷凝器出口的旁通管路流出，经除霜阀11，进入货箱蒸发器室。

2. 系统控制策略

通过表1所示的逻辑控制可以实现驾驶室和货箱的独立控制，满足不同温度区间的设计需求。

试验验证及结果分析

根据前述的理论计算、结构原理及控制策略，对此技术方案进行了系统台架试验和整车环模试验(系统台架试验结果见图2)。

对数据分析可以得到两个结论：相同条件下，压缩机转速提高，机组制冷量会有所提高，降温速度会更快。压缩机排气温度随转速的增加并不会直线升高，压缩机连续转速在3 000 r/min 以内运行良好，满足设计指标。

经过整车环模试验验证，分别测得驾驶室及货厢的温度曲线(见图4、5)。通过数据分析及与设定的值比较(见表2)，系统压力可靠，货箱最低温度能达到-18℃，驾驶室舒适度检测也满足设计指标。

结论

单压缩机双制冷的技术方案，通过合理的冷量标定和系统压力设定，可以很好的满足驾驶室和货箱的制冷需求。搭载整车环模试验表明，2 h内货箱能到达-18℃，驾驶室出风口温度也能满足设计要求。