整车空调系统冷负荷计算书

整车空调系统冷负荷计算书(总
17页)
--本页仅作为文档封面，使用时请直接删除即可--
--内页可以根据需求调整合适字体及大小--
B项目空调系统设计计算报告
编制：
批准：
日期：目录
一、汽车空调热负荷计算 (2)
1.空调系统原理图 (2)
2.汽车空调热负荷 (3)
边界条件的确定 (3)
热平衡关系的建立 (4)
空调热负荷计算 (5)
空调系统制冷量的确定 (11)
二、制冷剂循环流量 (11)
1.压焓图状态点的确定 (11)
2.制冷剂循环流量 (12)
三、所选压缩机与汽车动力匹配计算 (12)
四、冷凝器能力计算 (14)
五、蒸发器能力计算 (14)
六、送风量的计算 (15)
B22空调计算报告
一、 汽车空调热负荷计算
1．空调系统原理图
汽车空调系统采用蒸汽压缩式制冷原理。

B22空调系统主要由压缩机、冷凝器、贮液干燥器、热力膨胀阀、蒸发器、高低压管组成，其原理为：低温低压液态制冷剂进入蒸发器，在一定压力下吸热气化，变成低温低压气态制冷剂，然后被压缩机抽吸压缩，成为高温高压气态制冷剂，再经过冷凝器放热，冷凝成低温高压液态制冷剂，然后经过热力膨胀阀，制冷剂恢复到低温低压状态，重新流入蒸发器吸热气化，从而完成一个制冷循环。

制冷循环示意图如下：
冷凝器
蒸发器
热力膨胀阀
压缩机图1 制冷循环示意图
根据奇瑞企业标准Q/《整车空调系统环境实验及其评估方法》，对汽车空调系统进行环境模拟试验，试验结果应满足以下要求：
1) 怠速工况：环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH 、日照1KW/m2、迎面风速10km/h 、空档位/P 档、鼓风机最大档、全冷（LO ）、吹面方向、内循环、测试时间 45min 、车内无人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于38℃；
2) 40 km/h 工况：环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH 、日照1KW/m2、迎面风速40km/h 、4档位/D 档、鼓风机最大档、全冷（LO ）、吹面方向、内循环、测试时间 45min 、车内1人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于28℃；
3) 90 km/h 工况：环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH 、日照1KW/m2、迎面风速90km/h 、5档位/D 档、鼓风机最大档、全冷（LO ）、吹面方向、内循环、测试时间 45min 、车内驾驶员位置乘坐1人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于25℃；
4) 120km/h 工况：环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH 、日照
1KW/m2、迎面风速120km/h 、5档位/D 档、鼓风机最大档、全冷（LO ）、吹面方向、内循环、测试时间 45min 、车内车内驾驶员位置乘坐1人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于25℃。

2．汽车空调热负荷
B22空调热负荷计算设定条件为：所有传热件面积B22M0数据为参照；所有传热件厚度以B22初版断面厚度为参照；在汽车行驶速度h km V /40 时，对应的压缩机转速以B22发动机款为参照。

汽车空调热负荷主要包括新风（或漏风）热、车厢壁传热、乘员散热、设备照明放热、发动机传热等形成的负荷。

边界条件的确定 车内条件的确定
由试验分析可知，夏季人体感到舒适的温度是24～26℃，由舒适转为不太舒适的分界线是28℃左右；故定义室内空气温度: C t ︒=251；
车内相对湿度小于30%或大于70%都将使人感到不舒服，在45～60%之间比较适宜；故定义车室内相对湿度：%50=ϕ；
根据人体卫生要求，每人应有h m /33~163的新鲜空气量。

考虑到汽车经常会停车开门，新鲜空气得到补充，在此定义换气量：h m V /553=(按
人•h m /113计)。

车外条件的确定
综合考虑夏季的高温酷暑和车用冷气系统经常使用的环境，结合有关资料，将该车的车外边界条件确定为:
日照强度: 2/98.0m kw I =水平； 2/16.0m kw I =垂直； 2/04.0m kw I =散； 环境温度：C t ︒=402； 相对湿度：%60=ϕ。

汽车行驶速度及压缩机转速的确定
行驶速度： h km V /40= 压缩机皮带轮直径： mm d 120=压 发动机皮带轮直径： mm d 4.371=发 发动机/压缩机传动比：145.1120
4
.137===
压
发
d d i
变速箱主减速比 978.3=o i
变速箱3档减速比 0.13=i 轮胎滚动半径 mm r 319.0= 对应发动机转速 rpm r
i i V N o 1324377.03
=⨯⨯⨯=发
压缩机转速 rpm i N N 1516145.11324=⨯=⨯=传发压 变速箱4档减速比 72.04=i 对应发动机转速 rpm r
i i V N o 952377.04
=⨯⨯⨯=发
压缩机转速 rpm i N N 1090145.1952=⨯=⨯=传发压
压缩机平均转速 rpm N 3031210901516=+=平均 )/40(h km V = 发动机在1140rpm 时的输出功率：20Kw （待定） 热平衡关系的建立
传入车厢内的各种热负荷的总和即构成了该车的热负荷，为简化计算，采用了稳定传热的近似计算法，由热平衡关系可得:
7654321Q Q Q Q Q Q Q Q e ++++++= 式中：e Q —— 空调热负荷；
1Q —— 通过车顶和车门等车身外构件传入车厢内的热负荷； 2Q —— 通过发动机舱传入车厢的热负荷； 3Q —— 通过地板传入车厢的热负荷；
4Q —— 通过挡风玻璃及各门窗玻璃传入车厢的热负荷； 5Q —— 换气新风带入车厢的热负荷； 6Q —— 车内电机及照明灯的热负荷；
7Q —— 乘员人体散发的热负荷及车内零件散热量；
照明灯
图2 B22空调热负荷示意图
空调热负荷计算
通过车顶和车门等车身外构件传入车厢的热负荷1Q
由于太阳辐射的影响，车身外构件的表面温度会比环境温度高出许多，为了简化这一部分热负荷的计算，需要引入日照表面温度c t 概念。

日照表面温度c t 是指由于太阳辐射造成的车身表面实际温度。

由于车顶和车侧的日照强度和传热系数并不一样，顶c t 和侧c t 也不相同。

其中: 22)
(t K I t c ++•=
顶顶
顶αρ； 22)
(t K I t c ++•=
侧侧
侧αρ
式中： ρ —— 车身外表面吸收系数，取；（汽车长期使用后的经验值）
顶I —— 车顶太阳辐射强度，水平顶I I = 侧I —— 车侧太阳辐射强度，2
)
(散垂直侧I I I +=
2α—— 车外空气与车外表面的对流放热系数
C m W V
︒•=+⨯=22
12/42.66)5.132.4(35.1α
顶K —— 车顶传热系数 侧K —— 车侧传热系数 2t —— 环境温度
V —— 行驶速度
壁面传热的基本公式为：t A K Q ∆••=
式中：K —— 传热系数；A —— 传热面积；t ∆—— 传热温差； 显然有： 侧顶Q Q Q +=1
)()(11t t A K t t A K c c -+-=侧侧侧顶顶顶
式中：顶A —— 车顶散热面积，测量得出约2 侧A —— 车侧散热面积，测量得出约（）m2 1t —— 车内温度；
为简化计算，车身各部分均按照多层均匀平壁传热考虑，根据有关传热理论，有： )
1
1
(121αλδα++=
∑
i
i
K
式中：1α —— 内表面放热系数，车内空气按自然循环考虑，其值取为15； i δ —— 各层绝热材料的厚度； i λ —— 各层绝热材料的导热系数；
车顶部分，由外板（钢板）、空气间隙80mm 、内饰板6mm 组成，导热系数分别为 ， ，，单位为C m W ︒•2/。

）
（顶42
.661028.0006.05.508.063.51008.01511++++=k
C m W ︒•≈2/23.3
车侧部分，其结构是由钢板、空气间隙47mm 和内饰板6mm 组成，导热系数分别为 ，，，单位为C m W ︒•2/。

）
（侧42
.66105.0006.05.5047.063.51008.01511++++=k
C m W ︒•≈2/4.76
在确定了各部分的传热系数后，就可以计算出各部分的日照表面综合温度：
22)
(t K I t c ++*
=顶顶
顶αρ
40)
23.342.66(1098.09.03
++⨯⨯=
C 52.66︒≈
22)
(t K I t c ++*
=侧侧
侧αρ
40)
76.442.66(102)04.016.0(9.03
++⨯+⨯=
C 41.26︒≈
所以：侧顶Q Q Q +=1
)()(11t t A K t t A K c c -+-=侧侧侧顶顶顶
)2526.41(94.876.4)2566.52(1.963.23-⨯⨯+-⨯⨯=
W 867≈
通过发动机舱传入车厢的热负荷2Q
发动机舱温度在规定的外部条件下约为90℃，发动机舱壁面积约为2，由钢板、隔热垫3mm 及成型地毯6mm 组成，导热系数分别为，，，单位为
C m W ︒•2/。

发动机舱侧的表面放热系数按强制循环考虑，取2αα=发。

所以其传热系数发K 为：
)
11
(11发发αλδα++=
∑i i
K
)42
.661055.0006.0055.0003.063.510008.0151(1
++++=
C m W ︒•≈2/4.08
所以：)(12t t A K Q -=发发发 )2590(6.008.4-⨯⨯=159W ≈ 通过地板传入车厢的热负荷3Q
地板的面积约为2，其外侧温度推荐取38℃，外侧放热系数取2αα=发，地板由地毯、钢板及一层沥青板构成，其厚度分别为 5mm ，，5mm ，地毯和沥青板的导热系数分别为和，单位为C m W ︒•2/。

通过地板传入车厢的热负荷按多层均匀平壁传热计算。

其中地板传热系数为：
)
6
.73104.0005.063.510012.005.0005.0151(1
++++=地K
C m W ︒•≈2/3.428
所以：)(13t t A K Q -=地地地 )2538(24.4842.3-⨯⨯= 189W ≈
通过挡风玻璃及各门窗玻璃传入车厢的热负荷4Q
经测量，前风挡玻璃厚度5mm ，面积㎡；其它玻璃厚度，面积㎡。

其导热系数取。

该部分的热负荷包括两部分，一部分是车内外的温差而传入的热量
a Q 4，另一部分是太阳辐射热
b Q 4。

)(124t t A K Q a -=玻玻 +-⨯⨯++=)2540(249.1)42
.66165.0005.0151(1
)2540(632.1)42
.66165.0004.0151(1
-⨯⨯++
278.2209.6+≈ 487.8W =
S u u Q b ⎥⎦
⎤⎢⎣⎡+=)(214ααρη玻
式中： η —— 太阳辐射通过玻璃的透入系数，取84.0=η；
u —— 太阳辐射热量，由于挡风玻璃不是垂直安装，前风挡面积约为2，
与水平夹角约度。

经计算，垂直方向的投影面积约为㎡，水平方向的投影约为㎡，门窗玻璃垂直面积约为㎡。

水平水平垂直侧A I A I u *+*=
1.11098.0)63
2.16.0(102)04.016.0(33⨯⨯++⨯⨯⎥⎦⎤⎢⎣⎡+=
W 2.1301=
玻ρ —— 玻璃对太阳辐射的吸收系数，取； S —— 遮阳修正系数，取1；
[
]
12.1301)42
.6615
(08.02.130184.04⨯⨯⨯+⨯=b Q
1116.5W ≈ 所以：b a Q Q Q 444+=
5.11168.487+=
W 3.1604=
换气新风带入车厢的热负荷5Q
)(125h h V Q -=γ
式中：V —— 换气量；h m V /553= γ —— 空气密度，在40℃时为m3； 2h —— 40℃时车外新风状态比焓Kg ；
1h —— 25℃时车内空气状态比焓Kg ； 3510)5.555.100(128.1)3600
55
(⨯-⨯⨯=Q W 5.775=
车内电机及照明灯的热负荷6Q
主要考虑风机电机传热（约300W ）、音响传热（按高音或中音25W/个、低音50W/个计）及顶灯传热（约40W ）等。

B22扬声器布置：前门4个（2个高音，2个低音），后门2个（低音），IP 上2个（中音）。

据经验，此热负荷值按总功耗的15%计算： 故：W Q 96%15)40300300(6=⨯++= 乘员人体散发的热负荷p Q 及车内零件散热量L Q 乘员人体散发热量p Q
根据一般人体散热资料，司机人体散热按148W 计，乘员（男性）人体散热按计。

根据经验公式： nq Q Q s p += 式中，s Q ---司机人体散热量； q --- 男性成人乘员散热量； n --- 车室内乘员数；
所以：W nq Q Q s p 6.62144.118148=⨯+=+= 车内零件散热量L Q
考虑车内零件散热量，可按以下公式计算：)(B Bi Bi Bi L t t F Q -••=α 式中：Bi α--车内零件热传导率； Bi F --车内零件表面积；
Bi t --车内零件表面温度。

这里取C t Bi ︒=29； B t --车内空气温度。

这里取C t B ︒=27。

由于车内零件表面积不易求得，可用试验测得的Bi Bi F α值。

日本丰田公司测得轿车)/(2.376C h KJ F Bi Bi ︒•=α。

这里取此经验数据。

则W h KJ Q L 209/4.752)2729(2.376==-⨯=
计算车身热负荷时，取上述两组数值中较大的一组列入热负荷范畴。

这里取209W 。

综上所述：W Q Q Q l p 6.8302096.6217=+=+= 汽车空调热负荷e Q
7654321Q Q Q Q Q Q Q Q e ++++++=
6.830965.7753.1604189159867
++++++=W
4.4521=
各部分热负荷所占比重
表1 热负荷分布表
由上表可知，热负荷分布以换气新风（约15%）、车身围护结构（约20%）及风挡玻璃（约35%）为主，故若减少热负荷应以改善车身隔热及车窗玻璃材料为主。

空调系统制冷量的确定
制冷量Q 与热负荷e Q 的关系一般为：e Q a Q 1=
式中，1a ----储备系数，可取1～；随着新车使用时期的加长，车身表面光亮程度降低，表面粗糙度增大，尘土污垢附着量增加，车身外表面对太阳辐射量的吸收系数增大，再加上新车长期使用后，冷凝器外表面会积灰也会使换热能力下降。

综合考虑以上因素，对储备系数加以修正。

取值为。

所以：W Q a Q e 8.46114.452102.11=⨯== 即：在40km/h 车速时系统制冷量应达到左右。

二、制冷剂循环流量
1.压焓图状态点的确定
图3 空调系统工作压焓图 1.1 设计状态参数的选定
21→为等比熵压缩过程； 32→为等压冷凝过程； 43→为等比焓节流过程； 14→为等压蒸发过程；
冷凝压力MPa P d 667.1=； 蒸发压力MPa P s 196.0=； 吸气温度C T s ︒=0； 排气温度C T d ︒=62； 蒸发器过热度C S h ︒=10； 冷凝器过冷度C S c ︒=5； 各状态点参数的确定
第1点（压缩机吸气点）：
蒸发压力MPa P 296.01=； C C C T ︒=︒+︒=101001 焓值Kg KJ h /4081=； 比容Kg m v /07.031= 第2点（压缩机排气点）：
冷凝压力MPa P 667.12=； C T ︒=622 焓值Kg KJ h /4272= 第3点：
C C C T ︒=︒-︒=575623； 焓值Kg KJ h /2853= 第4点：
C T ︒=04； 焓值Kg KJ h h /28534==
2.制冷剂循环流量 质量流量 q
Q m =
式中： Q --系统制冷量
q --单位质量制冷量，41h h q -=
所以 )
(41h h Q
m -=
3
10)285408(8.4611
⨯-=
s kg /037.0≈
体积流量: 611007.0037.0⨯⨯=*=v m V
s ml /2590=
三、压缩机排量计算 1. 所需压缩机排量
)
(v v n V
q η⨯=
V ---体积流量，如上计算，取s ml V /2590=；
n ----压缩机转速，取rpm n 1800
=； v η---压缩机容积效率；涡旋式压缩机取，旋叶式压缩机取，活塞式压缩机取； 故6
.060
18002590)(⨯=⨯=v v n V
q η
r ml /144=
2. 所选压缩机与汽车的动力匹配计算
通过汽车空调热负荷计算，了解所选的压缩机制冷能力是否与系统匹配、压缩机传动比是否合适、所需消耗功率是否与发动机功率相匹配。

以下为B23车DKS17压缩机性能曲线图，在此选用此款压缩机进行匹配计算：
图4 所选压缩机性能曲线
项目单位数值压缩机皮带轮直径mm120
发动机皮带轮直径mm
发动机/压缩机传动比
汽车行驶速度Km/h40
主减速比
车轮滚动半径m
三档变速器速比
发动机转速（三档）rpm1324
压缩机转速rpm1516
四档变速器速比
发动机转速（四档）rpm952
表2 压缩机与发动机动力匹配表
根据上述压缩机性能曲线图，查得：
压缩机转速rpm n 1300=压时，制冷能力KW Q 3.50=；输出功率
KW N 4.2=。

压缩机指示效率00bt T T
k
i +=η
式中：0T -----蒸发温度的绝对温标
k T -----冷凝温度的绝对温标
b -----常数，取
0t -----蒸发温度的摄氏温标
所以：00bt T T
k
i +=η
82.000025.0335
273=⨯+= 压缩机实际功耗KW N
N i 93.282.04
.2==='η
压缩机功耗占发动机输出功率比20=%，此功耗比是允许的，可以匹配。

四、冷凝器能力计算
冷凝器换热能力)(32h h m Q -⨯=冷
)285427(3600037.0-⨯⨯= h KJ /18914=
KW 41078.218914-⨯⨯= KW 26.5=
换热器负荷比：14.1:126.5:6118.4:==冷Q Q e
压缩机转速 rpm 1090 压缩机平均转速
rpm 1303 发动机1140rpm 时的输出功率
Kw
20
计算所得换热器负荷比为1:，由于计算时忽略工质沿程阻力损失、局部阻力损失、外表面污垢热阻等因素，故轿车上一般换热器负荷比选1: ～1:2左右，即冷凝器换热能力KW Q 2.9~9.6≈冷。

五、蒸发器能力计算
蒸发器制冷量蒸Q 与系统制冷量e Q 应是一致的，所以W Q Q 11.864e ==蒸。

六、送风量的确定
风机的送风量：)(v 出入蒸
h h Q -=
式中：蒸Q ---蒸发器制冷量； 入h --蒸发器入口空气焓值；
出h —蒸发器出口空气焓值；
考虑蒸发器入口处有新风进入，新风与车内空气的比例一般按1：4计算； 则蒸发器入口的空气状态是：
入口温度C t ︒=⨯+⨯=28%2040%8025入 入口空气相对湿度%50=入ψ 出口空气状态取为：
出口温度C t ︒=10出
出口空气相对湿度%07=出ψ
蒸发器进出口空气状态确定后，就可以通过查湿空气焓湿图确定各参数值：
Kg KJ h /5.58=入 Kg KJ h /5.23=出
１９ 所以，风机的送风量：
KJ m W v /)5.235.58(8.4611
3•-= h m /278
.08.1313≈ h m /4743≈
即蒸发器总的送风量应控制在h m /4743左右。

送风量设计得太大会造成成本增加、带来噪声问题并使得风机难以布置，送风量设计得太小会影响车内湿度分布的均匀性和稳定性。