轿车热负荷计算示例
最详细的汽车空调稳态热负荷和冷负荷计算
最详细的汽车空调稳态热负荷和冷负荷计算anq 前挡风窗玻璃内表⾯与车室内空⽓对流换热系数9.1709.170awq车窗玻璃外表⾯与车室外空⽓对流换热31.12131.121前挡玻璃⽇照表⾯竖直综合温度Tzb1前挡风玻璃⽇照表⾯竖直综合温度38.17650.176℃Tzb2前挡风玻璃⽇照表⾯⽔平综合温度37.30949.309℃J1前挡风窗太阳辐射热量1275.7241275.724S2h侧⾯窗玻璃⽔平投影⾯积0.4760.476m2S2v侧⾯窗玻璃竖直投影⾯积 1.492 1.492m2K2侧⾯窗玻璃传热系数： 6.449 6.449W/(m2·K)车窗内对流换热系数anc8.0358.035awc车窗外表⾯对流换热系数38.18338.183Tzc1侧⾯玻璃窗⽇照表⾯竖直综合温度38.14350.143℃Tzc2侧⾯玻璃窗⽇照表⾯⽔平综合温度36.79048.790℃J2侧⾯玻璃窗太阳辐射热量622.149622.149S3h后挡风玻璃⽔平投影⾯积0.3760.376m2后挡风玻璃竖直投影⾯积2S3v0.4180.418m2K3后⾯玻璃传热系数：7.6727.672W/(m2·K) anq车窗内对流换热系数9.1709.170awq车窗外表⾯对流换热系数59.20359.203Tzh1后挡风玻璃窗⽇照表⾯竖直综合温度38.09250.092℃Tzh2后挡风玻璃窗⽇照表⾯⽔平综合温度35.97747.977℃J3后挡风玻璃窗太阳辐射热量439.477439.477S4h天窗⽔平投影⾯积 2.040 2.040m2S4v天窗竖直投影⾯积 1.000 1.000m2K4天窗传热系数： 6.781 6.781W/(m2·K) anq天窗内对流换热系数9.1709.170awq天窗外表⾯对流换热系数31.12131.121Tzh3天窗⽇照表⾯竖直综合温度38.17650.176℃h天窗⽇照表⾯⽔平综合温度℃Tzh437.30949.309J4天窗太阳辐射热量2297.7642297.764a0汽车车体外表⾯与室外空⽓的对流换热56.68456.684W/(m2·K) ai汽车车体内表⾯与车厢内空⽓的对流换29.00029.000W/(m2·K)δ1钢板厚度00007000070.00070.0007mλ1内饰板导热系数0.04200.0420W/(m2·K) S4顶部车⾝表⾯⾯积：0.8040.804m2δ2顶部车⾝内饰板厚度0.0080.008mK4顶部车⾝传热系数： 4.122 4.122W/(m2·K)ε汽车围护结构外表⾯的长波辐射系数℃△R 汽车围护结构外表⾯向外界发射的长波辐射和由天空及周围物体向围护结构外表⾯的长波辐射之差Tzd车顶⽇照表⾯综合温度51.85263.852℃S5侧⾯车⾝围护⾯积： 6.512 6.512m2δ3车⾝侧围内饰板的厚度0004000040m3.500 3.500Tzc车侧围⽇照表⾯综合温度39.08551.085S7地板⾯积(不含发动机⿎包）： 5.331 5.331m2K7地板传热系数： 4.122 4.122W/(m2·K)δ4地板内饰板的厚度0.0080.008m T11地板外⾯环境温度42.00042.000℃S8发动机舱⿎包⾯积0.9320.932m2K8发动机舱传热系数 1.402 1.402W/(m2·K)a e发动机舱内壁⾯对流放热系数40.53040.530W/(m2·K)λ2发动机舱内壁饰板导热系数0.1390.139W/(m2·K)δ5发动机舱内壁饰板厚度0.0100.010m T12发动机舱温度70.00070.000℃S9尾门车⾝表⾯⾯积 1.102 1.102m2K9尾门车⾝传热系数： 6.7853 6.7853W/(m2·K)δ6尾门内饰板的厚度0.0040.004m Tzw 尾门⽇照表⾯综合温度39.08551.085℃代码名称计算结果计算结果单位Q0总负荷6851.7998744.903W Q1通过车⾝围护结构传⼊车室内的热量1993.7993183.757W Q2玻璃窗浸⼊的热量3040.5923806.179W 室外空⽓的热量⼆、热负荷的构成及计算Q3室外空⽓浸⼊的热量1201.2081138.767W Q4乘员散发的热量516.200516.200W Q5其他热源散热，如电器等100.000100.000W Q0总热负荷6851.7998744.903W Q1车⾝围护结构传⼊的热量1993.7993183.757W 为透过车顶传⼊的热量Qd：为透过车顶传⼊的热量92.298132.065W Qc：为透过侧⾯传⼊的热量1333.0832393.546W Qf：为透过地板传⼊的热量395.515395.515W Qj: 为透过发动机⿎包传⼊的热量60.10760.107W Qw：为透过尾门传⼊的热量112.796202.525Q2玻璃窗传⼊的热量3040.5923806.179W Q 1玻璃内外温差传⼊的热量8700251635611Qg1：玻璃内外温差传⼊的热量：870.0251635.611W Qgq1：前挡风玻璃传⼊的热量：159.362299.885W Qgc1：侧⾯玻璃传⼊的热量：350.699655.306W Qgh1：尾门玻璃传⼊的热量：79.740152.837W Qgh1：天窗玻璃传⼊的热量：280.223527.582W Qg2：太阳辐射经过玻璃传⼊的热量2170.5682170.568W Q 2太阳辐射经过前挡风玻璃传⼊的10029951002995Qgq2：太阳辐射经过前挡风玻璃传⼊的1002.9951002.995Qgh2：太阳辐射经过后挡风玻璃传⼊的485.370485.370Qgc2：太阳辐射经过侧⾯玻璃传⼊的热682.202682.202Q3新风、漏风传⼊的热量1201.2081138.767W Q4乘员散发的热量516.200516.200W'群集系数Q5其他热源散热（如仪表、调速模块、电机、⾳响系统等）100.000100.000W三热负荷⽐例代号负荷分类负荷量负荷量单位Q0总热负荷（修正前）6851.7998744.903W Q1车⾝围护结构传⼊的热量1993.7993183.757W Q2玻璃窗传⼊的热量3040.5923806.179W Q3新风、漏风传⼊的热量1201.2081138.767W Q4乘员散发的热量516.200516.200W 其他热源散热如电器等100000100000三、热负荷⽐例：Q5其他热源散热，如电器等100.000100.000W 热负荷量分配⽐例38度通过车⾝围护结构传⼊车室内的热量玻璃窗浸⼊的热量室外空⽓浸⼊的热量热负荷量分配⽐例50度1%乘员散发的热量36%13%6%1%通过车⾝围护结构传⼊车室内的热量玻璃窗浸⼊的热量29%44%18%8%44%室外空⽓浸⼊的热量。
XXX、XX整车设计计算书-空调系统参考
XX/XXX 整车设计计算书1. 空调系统模式 HVAC风量（m3/h ） 换热量（W ）全冷吹面 ＞450 ＞5800 全暖吹脚＞350＞7000XX/XXX 整车资料：长×宽×高：XX ：4270mm ×1765×1705mm ；XXX ：4630mm ×1840×1660mm前窗：S=1.294m 2；后窗：S=0.564 m 2；侧窗：S=1.266 m 2；顶盖：S=1.74 m 2；底板：S=4.04 m 2；前围：S=0.915 m 2；侧围：S= 6.435m 2；乘坐人数：5人。
设计计算条件：车室外温度：40℃。
车室内温度：XX ：23℃；XXX ：22℃。
车室外相对湿度为：50％。
发动机舱温度：80℃。
车速：40km/h 。
方向：向正南方向行使。
空调的负荷按照获得时间的角度来分为：稳态负荷和动态负荷。
稳态负荷由新风传热、车身传热、人体热湿负荷等构成；动态的热负荷与车内附件的材料热物理性质有关，它包括日照辐射（其中包括车内设施蓄热）。
因没有相关的材料的热物理性质，很难准确的计算，故此计算书中引用了大量经验参数值，计算结果会存在一定偏差，需实际空调系统台架及整车降温试验结果分析。
1.1.1空调系统冷负荷1.1.1.1玻璃的温差传热和日射得热形成的冷负荷Q g在存在太阳辐射的外界条件下，一部分热量被玻璃吸收，一部分通过玻璃透射形成日射得热量，还有一部分被玻璃反射。
被玻璃吸收的热量与外界温度而综合产生传热，构成玻璃温差传热，通过玻璃透射的热量，被车内设施吸收形成蓄热和放热量。
在此次计算中，认为日射得热全部变成空调系统的瞬态冷负荷。
故Q g ＝A △TK g +MAC(μq b )其中：A －玻璃的表面积△T －t b -t i (t b 为玻璃综合表面温度，t i 为车室内空气温度)K g －综合传热系数，取值为6.4W/m 2.K μ－非单层玻璃的校正系数 C －玻璃的遮阳系数 M －玻璃的面积系数q b －通过单层玻璃的太阳辐射强度s s G G b I I q ττ+=G I 、 s I －太阳直射强度、太阳散射强度s G ττ、－太阳直射透射率、太阳散射透射率XX ：Q g ＝A △TK g +MAC(μq b )＝(1.294+0.564+1.266)×（40-23）×6.4＋{0.8×（1.294＋0.564）+1.266/2}×1.0×（1000×0.84＋100×0.08） =2137（W ）XXX ：Q g ＝A △TK g +MAC(μq b )＝(1.294+0.564+1.266)×（40-22）×6.4＋{0.8×（1.294＋0.564）+1.266/2}×1.0×（1000×0.84＋100×0.08） =2157（W ） 1.1.1.2新风及门窗漏风冷负荷V Q)(00i V h h n l Q -=ρn －乘员人数，n=5；0l －新风量/人.小时，取值11m 3/h.人（最小不小于10 m 3/h.人）；ρ－空气密度，取1.14kg/m 3；0h －车室外空气的焓值，kJ/kg ； i h －车室内空气的焓值，kJ/kg ；假设此工况下，车室内空气的相对湿度为50％，车室外相对湿度为50％，由湿空气h-d图可以查得h i =47.8kJ/kg ,h 0=101 kJ/kg,故)(00i V h h n l Q -=ρ＝11×5/3600×1.17×(101-47.8)×1000=951(W)1.1.1.3车身传热形成的冷负荷Q b Q b ＝K b A(t m -t i )其中：K b －车身各个部分得综合传热系数，参考其它资料，取K b =4.8W/m 2.Kt m －车身表面的当量温度 t i －车室内的空气温度 A －车身表面积)()(0G S m I I k t t +++=αε其中 0t －室外温度G I ,S I －太阳的直射强度和散射强度ε－表面吸收系数，它与车身的颜色有关，ε]1,0[∈，取ε＝0.9 α－室外空气的对流换热系数α＝1.163（12×)45.0+υ，υ为车室外的风速，取车的速度40 km/h=11.11m/s故α＝51.2 W/m 2.K(1)、车顶传热量Q 车顶表面综合温度)()(0G S m I I k t t +++=αε＝40＋)1001000()8.42.51(9.0+⨯+＝57.7（℃）XX ：Q 车顶＝KA(t m -t i )＝4.8×1.74×（57.7－23）＝290(W) XXX ：Q 车顶＝KA(t m -t i )＝4.8×1.74×（57.7－22）＝298(W)(2)、侧围传热量Q 侧散射强度为水平表面的一半;直射强度取水平表面直射强度的一半t m 侧＝)()(0侧侧G S I I k t +++αε＝5.0)1001000()8.42.51(9.040⨯+⨯++＝48.8℃XX ：Q 侧＝KA △t＝4.8×6.435×（48.8-23）=797（W ）XXX ：Q 侧＝KA △t＝4.8×6.435×（48.8-22）=828（W ） (3)、车地板传热量Q 地板取地表面温度为60℃，计算出地表面的热辐射，取I 地板＝200W故)()(0地板地板I k t t m ++=αε＝200)8.42.51(9.040⨯+＋＝43.2℃XX ：Q 地板＝KA △t ＝4.8×4.04×（43.2－23）＝392（W ） XXX ：Q 地板＝KA △t ＝4.8×4.04×（43.2－22）＝411（W ） 考虑到排气管道对地板负荷的影响，取其影响值为50W,故最终取 XX ：Q 地板=442W XXX ：Q 地板=462W (4)发动机舱的传热量Q M参考其它的资料，取发动机舱的前围板表面温度为60℃，故 XX ：Q M ＝KA △t ＝4.8×0.915×（60-23）＝163（W ）XXX：Q M＝KA△t＝4.8×0.915×（60-22）＝167（W）综上所述，整个车身的传热量为XX：Q b＝Q车顶＋Q侧＋Q地板＋Q M=290+797+442+163=1692（W）XXX：Q b＝Q车顶＋Q侧＋Q地板＋Q M=298+828+462+167=1755（W）1.1.1.4人体散发热量引起的冷负荷Q h环境模拟试验条件中明确乘坐人员为1人，实际乘坐人员为5人其中1人为司机，其余4人为乘客，参考相关资料，综合不同肤色人种，取司机的热负荷Q d ＝170W,成年男子乘员为Q p＝108W,考虑到乘坐的人群，取群集系数ρ=0.89故Q h＝Q d＋nρQ p=170+4×0.89×108＝554.5（W）综上所述，空调系统的冷负荷为XX：Q= Q g+Q V+ Q b+ Q h=2137+951+1692+554.5=5334.5（W）XXX：Q= Q g+Q V+ Q b+ Q h=2157+951+1755+554.5=5417.5（W）根椐计算结果,该汽车空调冷负荷为XX：5334.5W、XXX：5417.5W在实际选用汽车空调时,还应有5%~15%的余量, 考虑到XX、XXX为M1类车，取此值为5%,则该汽车空调应配XX：5334.5×1.05=5601W、XXX：5417.5×1.05=5688W的汽车空调设备。
雷诺轿车空调系统制冷热负荷计算书
雷诺轿车空调系统制冷热负荷计算书制冷热负荷计算是空调系统设计的重要一环，它能够帮助工程师评估和确定空调系统所需的制冷和供热能力，以保证车内空气质量和舒适度。
而雷诺轿车作为一流的汽车品牌，其空调系统的制冷热负荷计算显得尤为重要。
本文将详细介绍雷诺轿车空调系统制冷热负荷计算的步骤和方法。
首先，制冷热负荷计算需要考虑的因素有很多，包括外部温度、车内空间大小、车内人数、车内设备的热量产生、车速等等。
这些因素都会影响到空调系统的工作负荷。
以下是制冷热负荷计算的基本步骤：1.确定车内空间的尺寸和体积。
车内的空间大小直接影响到空调制冷热负荷的计算，较大的车内空间需要更大的制冷能力。
2.确定车内人数和其活动强度。
乘客数量和活动强度也是制冷热负荷计算的重要因素，因为人体产生的热量会影响到车内空气温度。
3.考虑车内设备的热量产生。
例如，音响、电视以及其他电子设备都会产生热量，这些也是计算制冷负荷的重要因素。
4.考虑车辆运行时的环境温度和湿度。
不同的外部温度和湿度会对空调系统的工作产生不同的影响，需要综合考虑。
一般来说，制冷负荷是在夏季，车辆处于日照暴晒条件下的最大制冷负荷，而供热负荷是在冬季，车辆处于最严寒条件下的最大供热负荷。
通过对以上因素进行综合考虑和计算，可以得出雷诺轿车空调系统所需的制冷和供热能力。
雷诺轿车空调系统一般会采用循环制冷系统，这种系统通过循环的方式不断吸收车内热量并排出去。
而在制冷热负荷计算中，我们需要考虑循环制冷系统的制冷效率和循环工作的压力下降。
同时，供热负荷计算也需要考虑到循环供热系统的工作效率和工作压力下降。
除此之外，雷诺轿车空调系统还需要考虑到能源利用的效率以及节能技术的应用。
在实际的制冷热负荷计算中，我们需要综合考虑车辆的能源供应、空调系统的能效比以及节能技术的应用，以确保空调系统能够在工作时能够最大限度地节约能源。
综上所述，雷诺轿车空调系统的制冷热负荷计算是一个复杂的过程，需要综合考虑车辆内外的各种因素。
空调系统热负荷计算说明书
编号：XXXXXXXX 空调系统热负荷计算编制：校队：审核：批准：目录一、概述为了消除车室内多余热量以维持温度恒定，所需要向车室内供应的冷量称为冷负荷。
为了消除车室内多余湿量以维持车室内相对湿度恒定，所需除去的湿量称为湿负荷。
汽车空调热湿负荷的计算，是确定送风量和正确选者空调装置的依据。
二、空调系统冷负荷计算本系统设计主要是估算冷负荷，以便压缩机的选配和两器的设计，本设计中主要是针对压缩机的选配，我们采用较容易确定的太阳辐射热QS和玻璃渗入热QG，他们的总合占系统的70%。
即可得总负荷，为了安全再取k=1.05的修正系数。
2.1轿车一般的工况条件：冷凝温度tc=63°，蒸发温度te=0°,膨胀阀前制冷剂过冷温度△tsc =5°,蒸发器出口制冷剂气体过热度△tsh=5,压缩机吸气温度ts=10°,室外温度ti=35°,室内温度t0=27°,轿车正常行驶速度ve=40km/h ,压缩机正常转速n=1800r/min.2.2太阳辐射热的确定由于太阳照射，汽车车身温度升高，在温差的作用下，热量以导热方式传如车室内，太阳辐射是由直射或散射辐射构成，车体外表面由于太阳辐射而提高了温度，同时向外反射辐射热，因此，车体外表面所受的辐射强度按下式计算：Q1=（IG+IS-IV）F= （IG+IS）F其中ε——表面吸收系数，深色车体取=0.9，浅色车体取=0.4；IG——太阳直射辐射强度，取IG=1000W/m2IS——太阳散射辐射强度，取IS=40W/m2IV——车体表面反射辐射强度，单位为W/m2F——车体外表面积，单位为m2，实测F=1.2m2可将太阳辐射强度化成相当的温度形式，与室外空气温度叠加在一起，构成太阳辐射表面的综合温度tm。
对车身结构由太阳辐射和照射热对流换热两部分热量组成：Qt=[a（tm-t0）+（tm-ti）]*F式中:Qt——太阳辐射及太阳照射得热量，单位为W；a——室外空气与日照表面对流放热系数，单位为W/m2Ktm——日照表面的综和温度，单位为°C。
汽车空调热负荷计算及选型算例
Example:一、M -Vehicle Key information Survey for Air conditionSheet 1: Vehicle Key information Survey1.Vehicle:Max Passenger (driver included) ：5 personsInner volume space：3.8m32 GlassWindshield : Materials： White+PVB Width：4mm Areas：1.06m2 Conduction coefficient： 6.4 Transmission rate：0.7 L-front window： Materials： Green Width：3.2mm Areas：0.33m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 R-front window: Materials：Green Width： 3.2mm Areas：0.33m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 L-rear window: Materials：Green Width： 3.2mm Areas：0.28m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 R-rear window: Materials：Green Width： 3.2mm Areas：0.28m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 Black window : Materials：Green Width： 3.2mm Areas：0.78m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 3 Roof panelRoof outside: Materials： DC04 Width： 0.7mm Areas: 1.85m2 Conduction coefficient：484 RoofRoof inside: Materials: PE+PU Width： 2mm Areas：1.85m2 Conduction coefficient：0.045Base : Materials： PU+GF Width：4.7mm Areas：1.85m2 Conduction coefficient：0.05Roof Back: Materials： PET Width：0.5mm Areas：1.85m2 Conduction coefficient：0.055 FloorFront floor: Materials： DC04 Width： 0.8mm Areas：0.949m2 Conduction coefficient：48Middle floor: Materials： DC04 Width： 0.7mm Areas：0.921m2 Conduction coefficient：48Rear floor: Materials： DC04 Width： 0.7mm Areas：1.322m2 Conduction coefficient：48Central floor: Materials： DC04 Width： 1.2mm Areas：0.688m2 Conduction coefficient：48Damper cushion: Materials： spin felt Width： 20mm Areas： 2.26m2 Conduction coefficient：0.05Carpet: Materials：PET＋EVA Width： 5mm Areas： 2.26m2 Conduction coefficient：0.056 FirewallDash panel Materials: B180H1 Width：1.2mm Areas： 1.17m2 Conduction coefficient：48Outside damper Materials：Al-foil＋PETGF＋PET Width：25mm Areas：0.75 m2 Conduction coefficient：0.045Inside damper Materials: EVA＋PU Width：25mm Areas：0.295m2 Conduction coefficient：0.05In- down damper Materials: EVA＋PU Width：25mm Areas：0.737 m2 Conduction coefficient：0.057Side bodyOutside Materials： DC04 Width： 0.7 mm Areas：1.4m2 Conduction coefficient：48Inside Materials：B340/590DP/B340LA Width： 1.5 mm Areas：1.4m2 Conduction coefficient：48Inside trim Materials： PP-T20 Width： 2.5 mm Areas：1.4m2 Conduction coefficient：0.058.DoorOutside Materials：B180H1 Width： 0.7 mm Areas：2.81m2 Conduction coefficient：48Inside Materials： DC04 Width： 0.8 mm Areas：2.81m2 Conduction coefficient：48Inside trim Materials：ABS＋PVC＋PP+EPDM-T20 Width：3mm Areas：2.81m2 Conduction coefficient：0.05备注：Conduction coefficient单位为：w/m2.k二、Air Conditioning Performance Setting2.1 Test procedure： 4 person， 40km/h（60min）-idle(20min)－90km/h(20min)，Other specification can refer to standards2.2 AC target setting according to SOR,Sheet2三、Refrigerant Heat load Computation3.1 Some data needed in computation3.1.1、Surface area，sheet 3:No. Items Surface（m2）NotesFront 1.061 Glass Rear 0.78Side 1.222 Roof 1.853 Side body 1.44 door 2.815 cowl 1.173.1.2、Conditions for Air condition：Outside Temp：40℃（ Test procedure）Target Average breath level：22℃（Items included in SOR）Vehicle speed：40km/h3.2 Calculation stepsAir condition refrigerant Heat load can be divided into two parts, one is Temperature difference load ,the other one is humidity load.3.2.1 Temperature difference load1、Sun loadIn the presence of Solar radiation, part of the heat is absorbed by the glass, part of the solar radiation transmitted through the glass, and the rest of them is be reflected. The glass absorbs the solar heat and heat transfer from the outside high air temperature, All these will results in glass Temperature heat transfer. And the heat transmission through the glass will be storage in vehicle body or trims ,it will transfer the heat in a slow way .In this calculation, all that solar radiation heat transfer into vehicle is assumed to be quick transient load .So ,Q Glass＝A △Tk+MAC(μqb)and：A－All glass surface area，take it as 3.06 m2△T－tb-ti ( tb is the synthesis temperature of glass，considering the poor heat storage of the glassWe can take the transfer coefficient as G(Z)=1, so we can take tb as 40℃；ti is Average target breath levelTemp in cabin .ti＝22℃)K－synthesis heat transfer coefficient，we can take it as 6.4w/m2.k ,μ－Non single glass adjust number，we choose 1.0C－Solar shelter adjust number，we take 1.0M－Glass Area Coefficient ,consider the Angle we will take it as 0.8 for front and back window， and side window take it as 0.5qb－ Solar intense transfers into monolayer glassqb＝τg I g +τs I sI g, specular solar load, take it as1000w；I s，Diffuse solar load ,take it as 100wτg －specular solar load transmitted rate, take it as 0.7；τs－Diffuse solar load transmitted rate，take it as 0.08Q solar＝A △T*k+M*A*C(μq b)＝3.06*（40-22）*6.4＋{0.8*（1.06＋0.78）+0.5*1.22}*1.0*（1000*0.70＋100*0.08）＝352.5+1474.1=1826.6（w）2、Air leakage heat load (fresh air)Q new air＝ l0* n*ρ*(h0 -h i)n －persons，n=5l0－New air volume for one person per hour，we can set it as 11m3/h per person（Should more than 10 m3/(h.person） in A/C Guideline manual）ρ－Air density，取1.14kg/m3h 0 －Outside Air enthalpy h i －Cabin air Average enthalpyIf we assume the humidity is both 50% of inside air and of outside air ,then using Graph H-D ,we can geth i =43kJ/kg ,h 0=99kJ/kg, Actually we can use any humidity number ,just for simple calculation . so ,Q new air ＝l 0* n*ρ*( h 0 -h i )＝11*5/3600*1.14*(99-43)*1000=975.3w 3、Body heat load Q 车身＝KF(tm-ti)K －Vehicle body synthesis heat transfer coefficient ，it is decided by next:K =11a0+∑δiλi +1ai（Notes ：Besides firewall and floor other body ‘s tm can be taken as body Temp ） t m , t i －t m The equivalent Temp of exterior body ，t i Air Temp in cabin∑δiλi－Sum of conduction heat transfer for all layer （δi width for layers ，λi conduction for layer ）ai －cabin convection heat transfer coefficient ，when the velocity is less than 3m/s .we can take it as 29 w/m2.ka0－Outside convection heat transfer coefficient ，a0＝1.163（12×υ0.5 + 4)，υ is air velocity outside of the vehicle ，if υ =40 km/h ，then a0＝51.2w/m 2.k(1) RoofK a - roof heat transfer coefficient Roof -layers Outside layer Air layer surfacebase back Width(mm) 0.7 20 2 4.7 0.5 Conduction coefficient w/m 2.K 48 0.11 0.045 0.05 0.05∑δi λi=0.000748+0.020.11+0.0020.045+0.00470.05+0.00050.05=0.33Ka =11a0+∑δi λi +1ai=1151.2+129+0.33=2.604F a - Surface of Roof it is 1.85m 2t m- Equivalent Temp of Roof ,According to our Experience ,we can take it as 80 ℃ t i Temp.of cabin Air flowQ Roof ＝KaF(t m -t i ) =2.604*1.85*(80-22)=279.41(2) Side bodyK b - Side body heat transfer coefficient Side -layers Outside layer Air layer Inner layerInner trim Width(mm) 0.7 70 1.5 2.5 Conduction coefficient w/m 2.K 48 0.4 48 0.05∑δi λi=0.000748+0.070.4+0.00150.048+0.00250.05=0.23Kb =11a0+∑δi λi +1ai=1151.2+129+0.23=3.52F b - Surface of side body it is 1.4m 2t m- Equivalent Temp of Side Body,According to our Experience ,we can take it as 60 ℃ t i Temp.of cabin Air flow Q side ＝K b F b △t＝3.52×1.4×（60-22） =187.3（w ）(3) DoorK c - Door heat transfer coefficient Door -layers Outside layer Air layer Inner layer Inner trim Width(mm) 0.7 110 0.8 3 Conduction coefficient w/m 2.K48 0.63 48 0.05∑δi λi=0.000748+0.110.63+0.000848+0.0030.05=0.24Kc =11a0+∑δi λi +1ai =1151.2+129+0.24=3.4F c - Surface of side body it is 2.81m 2t m- Equivalent Temp of Door,According to our Experience ,we can take it as 60 ℃ t i Temp.of cabin Air flowQ side ＝K c F c △t＝3.4×2.81×（60-22） =363.1（w ） (4) Floor∑δi λi=0.000748+0.020.05+0.00050.05=0.5Kd =11a0+∑δi λi +1ai=1151.2+129+0.5=1.81F d - Surface of Floor it is 3.88m 2t m- Equivalent Temp of Floor, According to our Experience ,we can compute by a formula t i Temp.of cabin Air flow t m= t 0+ε(a0+k )(I floor ) =40+ 0.9(51.2+1.53)∗400=46.83℃ Q floor ＝K d F d △t＝1.81×3.88×（48.33-22） =174.38（w ）Considering the exhaust pipes heat radiation, we will take extra 200w for the influence.Q ’ floor ＝374.38w(5) Firewall∑λi=0.045+48+0.05=1.05 Ke =11a0+∑δi λi +1ai=1151.2+129+1.05=0.91t m- Equivalent Temp of Firewall, According to our Experience ,we can take it equal 90℃ t i Temp.of cabin Air flowAs considering the different K values in upper and down side of the firewall .we may need to divided into two parts one is upper firewall. the other one is down firewall. F e - upper Surface of firewall is 0.75m 2 F e ’- lower Surface of firewall is 0.42m 2Ke - upper heat transfer of the firewall is 0.91w/m 2’k Ke′- lower heat transfer of the firewall is 1.87w/m 2’kQ upper ＝K e F e △t＝0.91×0.75×（90-22） ＝46.41（w ） Q lower ＝K e’F e’△t＝1.87×0.42×（90-22）＝53.4Q firewall＝Q upper+ Q lower＝99.81（w）So. All the heat which has been transferred from body isQ body＝Q roof＋Q side＋Q door＋Q floor＋Q firewall＝279.4+187.3+363.1+374.38+99.81＝1303.99（w）=1304(w)4、Human heat load5 persons， 1 driver，4 passengers ,we can refer to the A/C guide manualQ drive＝170w, Q passenger＝108W, And the crowded code ρ=0.89故Q human＝Q dirver＋n *Q passenger*ρ=170+4×0.89×108＝554.5（w）5、Heat load from Equipment, illuminationQ Equipment =100w3.2.2 Air conditioning humidity heat load（1） when the cabin temperature has reached into 22℃，And human’s humidity loss rate is about d0=45g/h ,so ,all together all humidity loss is D0＝n*d0=5×45＝225g/h（2）Vehicle inner cabin volume is setting to 3.8m3, SO , All air in cabin is aboutm=ρair*v=1.14×3.8＝4.3（kg）(3)if we assume our blower volume L0 is 450m3/h, then ,we can get the number for the percentage humidity in aird= D0×（V/ L0）÷m=225×（3.8/450）÷4.3=0.44(g/kg)Refer to H-D Drawing，△H＝1.35KJ/kgQ humidity =1.35×103×（450*1.14/3600）＝192（w）3.2.3 Air conditioning heat load (All-together)Q= Q solar+Q new air+ Q body+ Q person+ Q equipment+ Q humidity=1826.6+975.3+1304+554.5+100+192=4952.4（W）Considering the 10% discount for A/C Design Margin,so,Q’＝4952.4×1.1=5447.64（w）≈5.45(kw)。
汽车空调热负荷计算资料讲解
1.200 1.2~1.4
ε 车身外部的表面颜色，相应的吸收系数： 白色或淡黄色 深绿或深红 黑色
0.700 0.26～0.45 0.81～0.90
0.890
I 大气边缘太阳辐射强度
β 太阳高度角
θ 车前脸与太阳的方位角 P 大气透明度（0.65-0.75之间） IO 地面附近太阳直射辐射强度 I0=I*P(m) (P的m次方）
2.580 m2 1.500 W/(m2.K) 55.000 ℃
S8 发动机鼓包面积 K8 发动机鼓包传热系数 T12 发动机仓温度
3.519 m2 1.800 W/(m2.K) 70.000 ℃
S9 前部车身围护面积： K9 前围传热系数：
3.257 m2 1.600 W/(m2.K)
Kx 传热系数的修正系数
七、冷凝器散热量（制冷剂侧、空气侧）
设： 冷凝器进口制冷剂温度 冷凝器进口制冷剂过热度 冷凝器出口制冷剂温度 冷凝器出口制冷剂过冷度
查表：冷凝器进口制冷剂比焓 冷凝器进口压力(G) 冷凝器出口制冷剂比焓 冷凝器出口压力
计算：冷凝器制冷剂侧换热量 设： 空气侧与制冷剂侧能力比为95%，则空气侧能力为 取整：
八、压缩机理论排量计算
设：压缩机吸气温度 压缩机吸气过热度 压缩机容积效率（富通V5） 压缩机转速
查表：压缩机入口制冷剂比容
前挡风玻璃
1353.000
78.000
0.000 0.700 939.583 1.022 919.051 195.350 112.629 56.315
W/m2 度 度
W/m2 W/m2 W/m2 W/m2
F3 太阳辐射通过玻璃的透入系数： F5 玻璃修正系数
0.840 0.900
汽车空调热负荷的计算分析
情况无法详细计算 ，实际计算中可以乘 以前 围传热修正系数 。
所 以发动机舱传人的热量为 ：
Ｑ ｕ ＝ａ ｘＫ ｕ × Ｓ ｕ ×（ ｔ ｕ —ｔ ） （ １ ３ ）
公式 （ ９ ）中 ： 为玻璃的传热系数 ，单位 为 （ ｍ ・ Ｋ） ； 为玻璃的总面积 ，在玻璃的三维数据 中测得 ，单位为 ｉ ｎ ；ｔ ｏ 为玻璃外侧综合 温度 ，单位为 ｏ Ｃ；ｔ 为车内温度 ，单位为 ℃。 所 以透过玻璃传人车 内的总热量为 ：
为侧 围各层 的厚度 ，单位 ｍｍ；Ａ为侧 围各层 的导热系数 ，单
位为 ｗ，（ ｍ ・ Ｋ ） 。
公式 （ ７ ） 中：ｓ 为玻璃 的水平 投影面积 ，可 以在 玻璃的
三维数 据 中测得 ，单位为 ｎ ｌ ；Ｓ 为玻璃 的竖 直投影面积 ，可 以在玻 璃 的三维 数据 中测 得 ，单 位为 ｍｚ ；叼为 阳光通过玻 璃 的透入系数。
ｏｔ ｏ
分别为底 盘 、顶 盖 、侧 围 、尾 门 的外 侧
综合温度 ，单位为℃。
一
Ｏｔ ｏ
（ ８ ）
３ ． ４ 发 动机 舱传 入 的热量
发动机舱传入的热量主要是 由于温差产生 的传热和前围上
的开孔位置传人 的热量两部Байду номын сангаас组 成。
公式 （ ８ ） 中：ｔ ’ 为车外空气温度 ，单位 为ｏ Ｃ；ｔ 为 阳关短
波辐射的影响温度 ，单位为 ｏ Ｃ；ｔ 为玻璃的长波辐射的影响温
度 ，单位为 ℃；ｏ ｒ 为玻璃对 阳光辐射的吸收系数 ； ｅ为玻璃外 表面 的长波辐射系数 ；ＡＲ为玻璃外表面 向外界发射的长波辐 射 和外界 向玻璃外 表面发射 的长 波辐射 之差 ，单 位为 ｌ ｍ ２ ； 为玻璃外 表面与空气的对流换热 系数 ，单位为 Ｗ／（ ｍ ２ ￣ Ｋ ） ； 所 以通过玻璃传 导入 车内的热量为 ：
汽车空调热负荷计算
比
例 100% 68.05% 14.72% 4.66% 5.48% 7.08%
负 荷 量 4949.043 3368.017 728.658 230.679 271.120 350.569
单 位 W W W W W W
4949.043 5000.000
W W
Q5.556 1.975 2.000 55.000 5.000 279.880 5.000 5.000 402.856 162.633
玻璃窗浸入的热量 室外空气浸入的热量 乘员散发的热量 其他热源散热，如电器等 总热负荷 车身围护结构传入的热量 Qd：为透过车顶传入的热量 Tzd：车顶日照表面综合温度 Id：车顶所受总的太阳辐射强度 α 0：车体外表面与空气对流放热系数 Qq：为透过车前围传入的热量 Qc：为透过侧面传入的热量 Qf：为透过地板传入的热量 Qj: 为透过发动机鼓包传入的热量 Qr：为后面车身的传入的热量 玻璃窗传入的热量 Qg1：玻璃内外温差传入的热量： Qgq：前挡风玻璃传入的热量： Qgc：侧面玻璃传入的热量： Qgh:后面玻璃传入的热量： Qgt:顶部玻璃传入的热量： Qg2:太阳直射辐射透过玻璃传入的热量： Qg2h：前挡风玻璃水平投影面直射辐射传入热量 Qg2v：前挡风玻璃竖直投影面直射辐射传入热量 Qg3:太阳散射辐射透过玻璃传入的热量： Qg3h：水平面玻璃散热辐射传入热量 Qg3v：竖直面玻璃散射辐射传热热量 新风、漏风传入的热量 乘员散发的热量 其他热源散热（如仪表、照明） Q0=(Q1+Q2+Q3+Q4+Q5) Q1=Qd+Qq+Qc+Qf+Qj+Qr Qd=(α 0(Tzd-T0)+K4(Tzd-T1))*S4 Tzd=T0+ε *Id/α 0-3.5 Id=I1+I3 α 0=1.163*(4+12√V0) Qq=K9*S9(T0-T1) Qc=K5*S5*(T0-T1)*2 Qf=K7*S7*(T11-T1) Qj=K8*S8*(T12-T1) Qr=K6*S6*(T0-T1) Q2=Qg1+Qg2+Qg3 Qg1=Qgq+Qgc+Qgh+Qgt Qgq=K1*S1*(T0-T1) Qgc=K2*S2*(T0-T1)*2 Qgh=K3*S3*(T0-T1) Qgt=K61*S61*(T0-T1) Qg2=Qg2h+Qg2v Qg2h=I1*S1h*F3*F5 Qg2v=I2*S1v*F3*F5 Qg3=Qg3h+Qg3v Qg3h=I3*S1h*F3*F5 Qg3v=I4*(S1v+2*S2)*F3*F5 Q3=(X1+X2)*D1*H12 Q4=175+(M-1)*108*0.89 Q5=3600*Pw*1.163/4.18 4949.043 3368.017 2626.191 47.245 1031.680 56.663 67.746 176.202 116.100 285.039 96.740 728.658 75.829 47.918 27.911 0.000 0.000 498.541 226.506 272.035 154.288 27.758 126.530 230.679 271.120 350.569
汽车空调计算书
车用蒸汽压缩式制冷循环的热力计算在进行制冷循环的热力计算之前，首先需要了解系统中各设备内功和热量的变化情况，然后再对循环的性能指标进行分析和计算。
当完成一个蒸汽压缩循环时，在压缩机中外界对制冷剂作功。
而热量的传递情况则因设备而异，在冷凝器中热量由制冷剂传给外界冷却介质，在蒸发器中热量由被冷却物体传给制冷剂。
蒸发器中单位时间内向制冷剂传递的热量称为循环的制冷量，用符号Q0表示。
压缩机中因压缩制冷剂所消耗的功率用符号N0表示，它是保持循环运动所必须付出的代价。
这两者的比?0 = Q0 / N0定义为制冷系数。
根据热力学第一定理，如果忽略位能和动能的变化，稳定流动的能量方程可表示为Q + N = m ( h2 - h1 ) （1-1）式中：Q---单位时间内加给系统的热量（kW）；N---单位时间内加给系统的功（kW）；m---流进或流出该系统的稳定质量流量（kg/s）；h---比焓（kj/kg）;下标1、2---流体流进系统和离开系统的状态点。
当热量和功朝向系统时，Q和N取正值。
该方程可单独适用于制冷系统的每一个设备。
①节流机构制冷剂液体通过节流孔口时绝热膨胀，对外不作功，Q = 0，N = 0。
故方程（1-1）变为0 = m ( h3 - h4 )h3 = h4因此，可以认为节流前后其焓值不变。
节流阀出口处（点4）为两相混合物，它的焓值也可由下式表示：h4=（1- x4）hf0 + x4 hg0 (1-2)式中：hf0---蒸发压力p0下的饱和液体焓值；hg0---蒸发压力p0下的饱和蒸汽的焓值。
将上式移项并整理，得到x4=（h4 - hf0）/（h g0- hf0）(1-3)点4的比容为：v4 = (1-x4) vf0 + x4 vg0 (1-4)式中：vf0---蒸发温度t0下饱和液体的比容(m3/kg);vg0---蒸发温度t0下饱和蒸汽的比容(m3/kg);②压缩机如果忽略压缩机与外界环境所交换的热量，由式（1-1）得N0 = m ( h2 - h1) （kW）（1-5）式中：( h2 - h1)表示压缩机每压缩并输送1kg 制冷剂所消耗的功，称为理论比功，用w0表示。
热负荷计算公式
热负荷计算公式在我们的日常生活和工业生产中，热负荷的计算是一项非常重要的工作。
热负荷指的是在某一特定条件下，为了维持室内或设备的温度，所需供应的热量。
准确计算热负荷对于合理设计供暖、空调、制冷等系统至关重要，它不仅能够保证系统的正常运行，还能有效地节约能源和降低成本。
热负荷的计算涉及到多个因素，包括室内外温度差、建筑物的围护结构特性、室内人员数量、设备的散热量等等。
下面我们就来详细介绍一下常见的热负荷计算公式及其应用。
一、围护结构传热引起的热负荷围护结构包括墙壁、屋顶、窗户、门等，它们的传热会导致热量的散失或增加。
围护结构传热引起的热负荷可以通过以下公式计算：Q1 ＝ K × F ×（tn tw)其中，Q1 表示围护结构的传热热负荷（W）；K 表示围护结构的传热系数 W/（m²·℃）；F 表示围护结构的面积（m²）；tn 表示室内计算温度（℃）；tw 表示室外计算温度（℃）。
传热系数 K 取决于围护结构的材料和构造，不同的材料和构造具有不同的传热性能。
例如，砖墙的传热系数比保温材料的传热系数大，意味着热量更容易通过砖墙散失。
在实际计算中，需要分别计算不同朝向的墙壁、屋顶、窗户和门的传热热负荷，然后将它们相加得到总的围护结构传热热负荷。
二、冷风渗透引起的热负荷在建筑物中，由于门窗的缝隙等原因，室外的冷空气会渗入室内，从而带走热量。
冷风渗透引起的热负荷可以通过以下公式计算：Q2 ＝028 × cp × ρ × L × （tn tw)其中，Q2 表示冷风渗透热负荷（W）；cp 表示空气的定压比热容kJ/（kg·℃），约为 101 kJ/（kg·℃）；ρ 表示室外空气的密度（kg/m³）；L 表示渗透冷空气量（m³/h）。
渗透冷空气量 L 的计算比较复杂，通常可以根据建筑物的类型、门窗的密封性等因素，采用经验公式或查表的方法来确定。
雷诺轿车空调系统制冷热负荷计算书
汽车空调系统是车辆中必不可少的附属设备之一，尤其在夏季炎热的天气里，汽车空调系统更是车主出行的重要保障。
而汽车空调系统中的制冷热负荷计算，对于保证空调系统的正常运行和车内舒适度至关重要。
本文将针对雷诺轿车空调系统的制冷热负荷计算进行深入探讨，以帮助广大车主更好地了解和维护自己的汽车空调系统。
一、制冷负荷计算1.1 车辆密封性检测：首先需要对雷诺轿车的密封性进行检测，包括车门、车窗等密封部位是否完好。
如果存在漏风现象，需要及时维修，否则会导致制冷效果减弱。
1.2 车辆室内空间测量：测量车辆的室内空间大小，包括车内长度、宽度、高度等，以便后续计算制冷负荷。
1.3 车内材料热负荷计算：根据车内的材料和颜色，计算车内材料的热负荷，比如皮质座椅、塑料地板等材料的热吸收与散发能力。
1.4 驾驶习惯和用车环境分析：考虑车主的驾驶习惯以及车辆所处的环境条件，比如经常行驶在高温地区的车辆需要考虑更大的制冷负荷。
1.5 制冷负荷计算公式：根据上述数据和情况，采用相应的制冷负荷计算公式进行计算。
二、热负荷计算2.1 车辆日照量测算：根据车辆所在地区的日照量和日照时间进行测算，考虑车辆会受到阳光的直射作用，产生一定的热负荷。
2.2 车载设备产生的热负荷：考虑车载设备的使用会产生额外的热负荷，比如音响、电子设备等。
2.3 引擎和传动系统产生的热负荷：考虑车辆引擎和传动系统的工作产生的热负荷，以及引擎舱内的散热情况。
2.4 人体热负荷计算：考虑车内乘客的人体热量产生，尤其是在多人乘坐或长途行驶的情况下。
2.5 热负荷计算公式：根据上述数据和情况，采用相应的热负荷计算公式进行计算。
三、综合制冷热负荷计算及调整3.1 制冷热负荷综合计算：根据上述制冷负荷和热负荷的计算结果，进行综合计算，得出雷诺轿车空调系统的总体制冷热负荷。
3.2 系统调整和优化：根据计算结果，对空调系统进行调整和优化，包括更换合适的制冷剂、调整风量和出风口方向等。
汽车空调热负荷计算 EXCel 公式
汽车空调系统热负荷计算此处设车辆在正午时向南行驶前脸正对太阳向，故受太阳辐射的只有车前脸和车顶，则通过玻璃的太阳辐射也只考虑前挡风玻璃二、热负荷的构成及计算一、设计工况Q2玻璃窗浸入的热量WQ3室外空气浸入的热量WQ4乘员散发的热量WQ5其他热源散热，如电器等WQ0总热负荷Q0=(Q1+Q2+Q3+Q4+Q5) 4949.043WQ1 车身围护结构传入的热量Q1=Qd+Qq+Qc+Qf+Qj+Qr 3368.017WQd：为透过车顶传入的热量Qd=(α0(Tzd-T0)+K4(Tzd-T1))*S42626.191W Tzd：车顶日照表面综合温度Tzd=T0+ε*Id/α0-3.547.245℃Id：车顶所受总的太阳辐射强度Id=I1+I3 1031.680W/m2 α0：车体外表面与空气对流放热系数α0=1.163*(4+12√V0)56.663W/(m2.K) Qq：为透过车前围传入的热量Qq=K9*S9(T0-T1)67.746WQc：为透过侧面传入的热量Qc=K5*S5*(T0-T1)*2176.202WQf：为透过地板传入的热量Qf=K7*S7*(T11-T1)116.100WQj: 为透过发动机鼓包传入的热量Qj=K8*S8*(T12-T1)285.039WQr：为后面车身的传入的热量Qr=K6*S6*(T0-T1) 96.740W Q2 玻璃窗传入的热量Q2=Qg1+Qg2+Qg3 728.658WQg1：玻璃内外温差传入的热量：Qg1=Qgq+Qgc+Qgh+Qgt75.829W Qgq：前挡风玻璃传入的热量：Qgq=K1*S1*(T0-T1)47.918W Qgc：侧面玻璃传入的热量：Qgc=K2*S2*(T0-T1)*227.911W Qgh:后面玻璃传入的热量：Qgh=K3*S3*(T0-T1)0.000W Qgt:顶部玻璃传入的热量：Qgt=K61*S61*(T0-T1)0.000WQg2:太阳直射辐射透过玻璃传入的热量：Qg2=Qg2h+Qg2v 498.541W Qg2h：前挡风玻璃水平投影面直射辐射传入热量Qg2h=I1*S1h*F3*F5226.506W Qg2v：前挡风玻璃竖直投影面直射辐射传入热量Qg2v=I2*S1v*F3*F5272.035WQg3:太阳散射辐射透过玻璃传入的热量：Qg3=Qg3h+Qg3v 154.288W Qg3h：水平面玻璃散热辐射传入热量Qg3h=I3*S1h*F3*F5 27.758W Qg3v：竖直面玻璃散射辐射传热热量Qg3v=I4*(S1v+2*S2)*F3*F5126.530WQ3新风、漏风传入的热量Q3=(X1+X2)*D1*H12230.679WQ4乘员散发的热量Q4=175+(M-1)*108*0.89271.120WQ5 其他热源散热（如仪表、照明）Q5=3600*Pw*1.163/4.18 350.569 W 代号负荷分类比例负荷量单位Q0总热负荷（修正前）100%4949.043WQ1车身围护结构传入的热量68.05%3368.017WQ2玻璃窗传入的热量14.72%728.658WQ3新风、漏风传入的热量4.66%230.679WQ4乘员散发的热量 5.48%271.120WQ5其他热源散热，如电器等7.08%350.569W 蒸发器空气侧制冷能力应等于热负荷Qe=Q04949.043W取整：Qe= 5000.000W 设空气侧与制冷剂侧能力比为90%，则制冷剂侧能力为Qer= 5555.556W膨胀阀额定容量选型计算Qer/0.8/3517 1.975USRT取整：2.000USRT设：膨胀阀进口制冷剂温度55.000℃膨胀阀进口制冷剂过冷度5.000℃查表：膨胀阀进口制冷剂比焓279.880Kj/Kg 设：蒸发器出口制冷剂温度5.000℃蒸发器出口制冷剂过热度5.000℃查表：蒸发器出口制冷剂比焓402.856Kj/Kg计算：制冷剂质量流量162.633 Kg/h 设：冷凝器进口制冷剂温度85.000℃冷凝器进口制冷剂过热度25.000℃冷凝器出口制冷剂温度55.000℃冷凝器出口制冷剂过冷度5.000℃查表：冷凝器进口制冷剂比焓458.203Kj/Kg 冷凝器进口压力(G)1.580MPa 冷凝器出口制冷剂比焓279.880Kj/Kg 冷凝器出口压力1.580MPa计算：冷凝器制冷剂侧换热量Qcr8055.908W设：空气侧与制冷剂侧能力比为95%，则空气侧能力为8479.903W取整：Qc= 8500.000W 设：压缩机吸气温度5.000℃压缩机吸气过热度 5.000℃压缩机容积效率（富通V5）0.620 压缩机转速2000.000rpm查表：压缩机入口制冷剂比容0.071 m3/kg 八、压缩机理论排量计算七、冷凝器散热量（制冷剂侧、空气侧）五、空调系统额定制冷量（空气侧）三、热负荷比例：六、蒸发器换热量（制冷剂侧）计算：单位时间内压缩机吸气量0.192m3/min计算：压缩机理论排量155.201 cc/r。
轿车空调热负荷的计算和分析
轿车空调热负荷的计算和分析上海恒安空调设备有限公司张忠于上海燃料电池汽车动力系统有限公司林玲摘要：汽车空调系统已经在汽车辅助系统中占有举足轻重的地位。
本文主要计算夏季汽车空调制冷量。
希望能够准确合理地计算出夏季汽车空调负荷，从而有效避免因制冷量不足造成乘员不适或因制冷能力过大造成能源浪费的情况，减少设计误差。
关键词：小轿车；空调热负荷；汽车空调系统；设计误差1 引言众所周知，汽车空调系统的安装，不仅能够提高乘客乘坐的舒适性，同时还可以使司机在空调环境中保持清醒的头脑，提高工作效率，能很大程度上减少疲劳和车祸的发生。
一般来说，汽车空调制冷系统的工作原理采用蒸汽压缩式制冷方式，其主要部件由压缩机、冷凝器、储液干燥器、膨胀阀、蒸发器、制冷管路及控制系统组成，在夏天空调制冷系统工作排除车厢内余热、余湿，达到制冷目的。
汽车空调冬天制热，目前主要利用发动机冷却水的余热来实现。
2 汽车空调热负荷计算方法确定汽车车厢与外界环境热交换通过导热、对流和辐射三种方式进行。
由于外界条件千变万化，汽车运动状态也在不断地发生变化，它们间的热传递处于不稳定状态，准确计算车室热负荷变得十分困难。
汽车热负荷计算有着多种不同的计算方法，本文针对目前采用较多的图表法和稳态热负荷的计算法来计算力帆（LF06）车型小轿车夏季空调制冷量，同时根据计算结果对这两种计算方式进行比较。
2.1 汽车稳态热负荷计算2.1.1 车身热负荷来源(1)夏季车室热负荷来源是由于车外温度高于车内，加上太阳辐射的作用，会有大量热量通过车壁及车窗玻璃传入车内；(2)车厢密封性不好，会有不少热空气通过门窗及地板缝隙漏入车内或人为地通入新风也会带来新风热负荷；(3)人体发出的汗热和湿热也会使得车内温度升高；通过发动机室也会传入部分热量；(4)同时还有地面发射热传入等等，这些热量之和就构成了车身热负荷。
2.1.2 车内、外空调设计参数选择根据我国对轿车车内空调设计要求，结合夏季普遍气候情况，车内、外空调设计参数选择：室外干球温度35℃,相对湿度60%,室内空气流速<0.2m/s,换气量:15m3/(h.人),车内干球温度25℃,相对湿度55%,大气压力Pa=1.01325×105Pa,车的行驶速度40Km/h,漏风量:18m3/h(经验值),地处北纬30°线,时间:6月中旬,晴天,车内驾乘人员:5人.2.1.3 车身材料参数汇总(见表1)表1：相关车身材料参数(主机厂提供)2.1.4 车身围护结构对流传热计算(1) 顶盖：Q顶=K顶A顶△tnK=[∑ R i+R out+R in]-1i=1在车速为40(Km/h)时：αout=1.163(4+12v0.5) =50［w/(m2.k)］αin=3.49+0.093△tb=4［w/(m2.k) 其中:△tb=5℃（车内壁表面与车内温差）故：R out+R in= 1/αout +1/αin +1/50+1/4=0.27n∑ Ri=δ顶盖/λ顶盖 +δ顶蓬/λ顶蓬=0.09[(m2.k)/w]i=1δ顶盖=0.7×10-3(m) δ顶蓬=3.6×10-3(m) λ顶盖=48[w/(m.k)] λ顶盖=0.04[w/(m.k)]故Q顶=2.78×1.51×10=42(W)(2) 车门及侧围：Q车侧=K车侧A车侧△tnK车侧=1/［∑ Ri+Rout+Rin］=2.7［w/(m2.k)］i=1其中：R out+R in=0.27［(m2.k)/w］n∑ Ri=δ铁/λ铁 +δ空气/λ空气 +δ铁/λ铁 +δ保温/λ保温=0.10［(m2.k)/w］i=1故:Q车侧=2.7×(1.38+1.38) ×10=74.52(W)(3) 前围：Q前围=K前围A前围△tn其中:K前围=［∑ Ri+Rout+Rin］i=1△t =30℃(考虑发动机舱温比环境高20℃)b∑ Ri=δ铁/λ铁 +δ保温/λ保温 =0.08［(m2.k)/w］i=1δ铁=1×10-3(m) λ保温=3.2×10-3(m)(按地毯厚度)故: K前围=2.86［w/(m2.k)］Q前围=2.86×1.05×30=90.09(W)(4) 后围：Q后围=K后围A后围△t=5(W)(5) 玻璃(传热)：Q玻璃=K玻璃A玻璃△tK玻璃=［δ玻/λ玻+R out+R in］-1其中：λ玻=0.754［w/(m.k)］故：K前档=3.620［w/(m.k)］ K后档=3.646［w/(m.k)］K 前门=3.640［w/(m.k)］ K后门=3.646［w/(m.k)］故: Q玻璃=(3.62×1.1+3.646×0.93+3.64×0.638+3.646×0.54) ×10=116.64(W)(6) 地板：Q地板=K地板A地板△t其中△t =t H+(2~3)℃=13℃nK地板=[∑ Ri + Rout+Rin ]-1=2.857［(m2.k)/w］i=1n其中：∑ Ri =δ地板/λ地板 +δ地毯/λ地毯 =0.08［(m2.k)/w］i=1故: Q地板=2.857×3.17×13=117.74(W)2.1.5 车身围护结构太阳辐射传热计算(1) 车顶 Q顶=Is×S顶Is=Is+Ts.s=I N Sinβ+0.5I×sinβ×[（1-P m）/(1-1.4lnP)]=IP m Sinβ+0.5I×sinβ×[(1-P m)/ (1-1.4lnP)]北纬30°，中午.中等透明空气,太阳高度角β=60°时：I S=231.32(w/m2)故Q顶=231.32×1.51=349.29(W)(2) 车窗透射热 Qs=Jc.maxA车窗=1282（W）其中：GS=Jc.max=399.625(w/m2)(3) 车身侧围辐射热Q车侧= I ci A侧围×2=18.71×1.38×2=51.64(W)其中：I ci=I c.乙+1/2Is.s+1/2I D=18.71(w/m2)2.1.6 新风热负荷计算Q换=q换ρ空(h out-h in)/3600其中q换=15×5=75(m3/h) ρ空=1.146(Kg/m3) h out=91(kJ/kg) (干球35℃,相对湿度为60%时) h in=52.5(kJ/kg) (干球25℃,相对湿度为55%时)故：Q换=75(m3/h)×1.146(kg/m3) ×(91-52.5)(kJ/kg) /3600=0.9192(Kw)2.1.7 车外空气渗入热负荷计算Q漏=G漏P空(h out-h in)/3600故：Q漏=18(m3/h)×1.146(kg/m3)×(91-52.5)(kJ/kg)/3600 =0.226(Kw)2.1.8 驾乘人员散热负荷计算Q m=Qs+G×N×nQs:司机人体散热：170(W)N:室内乘员：4n:集群数:0.89G:乘员散热:108(W)故：Q m=170+108×4×0.89=554.48(W)2.1.9 设备散热及照明产生的热负荷计算Q2=(0.6~0.75)Q1=60(W)其中Q1按照经验取100W综合以上各项热负荷计算结果可知，根据稳态热负荷计算力帆(LF06)车室内的夏季总热负荷为：Q总 =Q换气+Q漏+Q顶对+Q侧对+Q前围+Q后围+Q波对+Q地对+Q顶辐+Q波辐+Q侧辐+Q乘员+Q设备=919.2+220.6+42+74.52+90.09+4+116.64+117.74+349.29+1282+51.64+ 554.48+60=3882.2(W)2.2 图表法计算汽车空调热负荷图表法计算汽车空调热负荷即根据汽车室内空间大小，车内乘员人数，汽车发动机排量大小确定大致热负荷范围。
整车空调热负荷计算
面积(m2)
前档玻璃 后档玻璃 前门玻璃 后门玻璃
0.99 0.7 0.494 0.48
后角窗玻璃 车门 防火墙
0.094 4.06 0.63
车顶
1.57
底板
3.07
2.3 热负荷算参数 室内：温度 22℃，相对湿度 38% 室外：温度 40℃，相对湿度 40%
隔热系数 0.84 0.84 0.84 0.84 0.46
Qe= QB +QG+QV+ QP+QM =4318W 4、试验验证
根据以上计算结果进行系统匹配（本文不作阐述），将系统匹配的产品装车后进行环模 试验 4.1 试验台 主要技术参数：
驾驶室热负荷分析计算
10.16638/ki.1671-7988.2020.16.048驾驶室热负荷分析计算薛国银，刘建峰（陕西重型汽车有限公司，陕西西安710200）摘要：空调系统为司机和乘员提供了良好的驾乘环境，合理的空调制冷功率设计需要对驾驶室的热负荷进行分析。
文章以某车型为案例，详细介绍了驾驶室热负荷的计算方法。
关键词：热负荷；分析；计算中图分类号：U463.81 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2020)16-146-03Analysis and calculation of thermal load in the cab of a vehicleXue Guoyin, Liu Jianfeng(Shaanxi Heavy Vehicles Co., Ltd., Shaanxi Xi'an 710200 )Abstract:The A/C system provides a good driving environment for drivers and passengers.Reasonable cooling power design of air conditioning needs to analyze the thermal load of cab. The calculation method of cab heat load is introduced in detail in this paper.Keywords: Thermal load; Analysis; CaculateCLC NO.: U463.81 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2020)16-146-031 前言空调系统制冷量过小会导致驾驶室降温困难，影响舒适度，而制冷量过大则又会消耗过多的发动机功率，影响整车动力性；因此合理的空调制冷量设计至关重要。
通常确定某车型的制冷量大小需要通过热负荷分析计算。
车库热负荷计算
冬季空调总热负荷（含
新风/显热）
1281
冬季空调总热负荷（含
新风/潜热）
209
冬季空调室内热负荷
（全热）
801
冬季空调总湿负荷（含
新风）
-0.289
冬季空调室内湿负荷
0
冬季新风量（m人3）
78
冬季新风热负荷
689
冬季新风机组热负荷
（全热）
689
冬季新风机组热负荷
（显热）
480
冬季新风机组热负荷
新风）
-0.236
冬季空调室内湿负荷
0
冬季新风量（m人3）
93
冬季新风热负荷
615
冬季新风机组热负荷
（全热）
615
冬季新风机组热负荷
（显热）
444
冬季新风机组热负荷
（潜热）
171
［医办］
面积（m，）
26
冬季空调总热负荷（含
新风/全热）
1378
冬季空调总热负荷（含
新风/显热）
960
冬季空调总热负荷（含
新风）
-0.378
冬季空调室内湿负荷
0
冬季新风量（m人3）
102
冬季新风热负荷
901
冬季新风机组热负荷
（全热）
901
冬季新风机组热负荷
（显热）
628
冬季新风机组热负荷
（潜热）
273
［合用前室］
面积（肝）
15.2
冬季空调总热负荷（含
新风/全热）
603
冬季空调总热负荷（含
新风/显热）
435
冬季空调总热负荷（含
冬季空调总热负荷（含
电动汽车热冷负荷计算
Q/XZ 南京协众汽车空调集团有限公司企业标准Q/XZ 134－2015 电动汽车热/冷负荷计算2015－04－15发布2015－04－30实施前言本标准是根据GB/T 1.1-2009的要求，作为公司电动汽车热/冷负荷计算的技术文件，为公司电动汽车热/冷负荷的计算提供了技术指导依据。
本标准由南京协众汽车空调集团有限公司研究院提出。
本标准由南京协众汽车空调集团有限公司研究院归口管理。
本标准由南京协众汽车空调集团有限公司研究院负责起草。
本标准主要起草人：杨伟。
本标准2015年首次发布。
1 范围本标准规定了本公司内关于电动汽车热/冷负荷计算的内容。
本标准适用于本公司内各部门的技术标准、管理标准、工作标准的制（修）订。
2 规范性引用文件下列文件对于本文件的应用编写是必不可少的。
闵海涛,王晓丹,曾小华,李颂.电动汽车空调系统参数匹配与计算研究.《汽车技术》.2009年06期.曹立波,杨华,高建远.电动汽车空调系统设计对策.湖南大学学报（自然科学版）,2001,28（5）.谢卓,陈江平,陈芝久.电动车热泵空调系统的设计分析.汽车工程,2006,28（8）.曹中义.电动汽车电动空调系统分析研究：[学位论文].武汉：武汉理工大学,2008.陈沛霖,曹叔维,郭健雄.空气调节负荷计算理论与方法.上海：同济大学出版社,1987.3 编写意义电动汽车是我国目前极为重视的一个汽车工业分支，其发展必然会带动电动汽车空调产业的发展。
电动汽车空调作为空调技术在电动汽车上的应用，它能创造车室内热微环境的舒适性，保持车室内空气温度、湿度、流速、洁净度、噪声和余压等在舒适的标准范围内，不仅有利于保护司乘人员的身心健康，提高其工作效率和生活质量，而且还对增加汽车行始安全性具有积极作用。
本文即结合电动汽车的结构特点，通过理论计算，得出电动汽车空调系统准确适宜的制冷/制热能力，为电动汽车空调系统的设计提供理论基础。
4 汽车空调热/冷负荷的组成4.1 热平衡模型下图是以稳态传热为基础建立的汽车空调系统的热平衡模型。
汽车空调热负荷计算 EXCel 公式
汽车空调系统热负荷计算此处设车辆在正午时向南行驶前脸正对太阳向，故受太阳辐射的只有车前脸和车顶，则通过玻璃的太阳辐射也只考虑前挡风玻璃二、热负荷的构成及计算一、设计工况Q2玻璃窗浸入的热量WQ3室外空气浸入的热量WQ4乘员散发的热量WQ5其他热源散热，如电器等WQ0总热负荷Q0=(Q1+Q2+Q3+Q4+Q5) 4949.043WQ1 车身围护结构传入的热量Q1=Qd+Qq+Qc+Qf+Qj+Qr 3368.017WQd：为透过车顶传入的热量Qd=(α0(Tzd-T0)+K4(Tzd-T1))*S42626.191W Tzd：车顶日照表面综合温度Tzd=T0+ε*Id/α0-3.547.245℃Id：车顶所受总的太阳辐射强度Id=I1+I3 1031.680W/m2 α0：车体外表面与空气对流放热系数α0=1.163*(4+12√V0)56.663W/(m2.K) Qq：为透过车前围传入的热量Qq=K9*S9(T0-T1)67.746WQc：为透过侧面传入的热量Qc=K5*S5*(T0-T1)*2176.202WQf：为透过地板传入的热量Qf=K7*S7*(T11-T1)116.100WQj: 为透过发动机鼓包传入的热量Qj=K8*S8*(T12-T1)285.039WQr：为后面车身的传入的热量Qr=K6*S6*(T0-T1) 96.740W Q2 玻璃窗传入的热量Q2=Qg1+Qg2+Qg3 728.658WQg1：玻璃内外温差传入的热量：Qg1=Qgq+Qgc+Qgh+Qgt75.829W Qgq：前挡风玻璃传入的热量：Qgq=K1*S1*(T0-T1)47.918W Qgc：侧面玻璃传入的热量：Qgc=K2*S2*(T0-T1)*227.911W Qgh:后面玻璃传入的热量：Qgh=K3*S3*(T0-T1)0.000W Qgt:顶部玻璃传入的热量：Qgt=K61*S61*(T0-T1)0.000WQg2:太阳直射辐射透过玻璃传入的热量：Qg2=Qg2h+Qg2v 498.541W Qg2h：前挡风玻璃水平投影面直射辐射传入热量Qg2h=I1*S1h*F3*F5226.506W Qg2v：前挡风玻璃竖直投影面直射辐射传入热量Qg2v=I2*S1v*F3*F5272.035WQg3:太阳散射辐射透过玻璃传入的热量：Qg3=Qg3h+Qg3v 154.288W Qg3h：水平面玻璃散热辐射传入热量Qg3h=I3*S1h*F3*F5 27.758W Qg3v：竖直面玻璃散射辐射传热热量Qg3v=I4*(S1v+2*S2)*F3*F5126.530WQ3新风、漏风传入的热量Q3=(X1+X2)*D1*H12230.679WQ4乘员散发的热量Q4=175+(M-1)*108*0.89271.120WQ5 其他热源散热（如仪表、照明）Q5=3600*Pw*1.163/4.18 350.569 W 代号负荷分类比例负荷量单位Q0总热负荷（修正前）100%4949.043WQ1车身围护结构传入的热量68.05%3368.017WQ2玻璃窗传入的热量14.72%728.658WQ3新风、漏风传入的热量4.66%230.679WQ4乘员散发的热量 5.48%271.120WQ5其他热源散热，如电器等7.08%350.569W 蒸发器空气侧制冷能力应等于热负荷Qe=Q04949.043W取整：Qe= 5000.000W 设空气侧与制冷剂侧能力比为90%，则制冷剂侧能力为Qer= 5555.556W膨胀阀额定容量选型计算Qer/0.8/3517 1.975USRT取整：2.000USRT设：膨胀阀进口制冷剂温度55.000℃膨胀阀进口制冷剂过冷度5.000℃查表：膨胀阀进口制冷剂比焓279.880Kj/Kg 设：蒸发器出口制冷剂温度5.000℃蒸发器出口制冷剂过热度5.000℃查表：蒸发器出口制冷剂比焓402.856Kj/Kg计算：制冷剂质量流量162.633 Kg/h 设：冷凝器进口制冷剂温度85.000℃冷凝器进口制冷剂过热度25.000℃冷凝器出口制冷剂温度55.000℃冷凝器出口制冷剂过冷度5.000℃查表：冷凝器进口制冷剂比焓458.203Kj/Kg 冷凝器进口压力(G)1.580MPa 冷凝器出口制冷剂比焓279.880Kj/Kg 冷凝器出口压力1.580MPa计算：冷凝器制冷剂侧换热量Qcr8055.908W设：空气侧与制冷剂侧能力比为95%，则空气侧能力为8479.903W取整：Qc= 8500.000W 设：压缩机吸气温度5.000℃压缩机吸气过热度 5.000℃压缩机容积效率（富通V5）0.620 压缩机转速2000.000rpm查表：压缩机入口制冷剂比容0.071 m3/kg 八、压缩机理论排量计算七、冷凝器散热量（制冷剂侧、空气侧）五、空调系统额定制冷量（空气侧）三、热负荷比例：六、蒸发器换热量（制冷剂侧）计算：单位时间内压缩机吸气量0.192m3/min计算：压缩机理论排量155.201 cc/r。
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雷诺轿车空调系统制冷热负荷计算书编写：侯海焱日期：2004/10/29校核：陈孟湘日期：2004/10/31批准：◆ 设计参数：车外温度：t H =40℃，相对湿度：ф=60% 车内温度：t B =27℃，相对湿度：ф=58% 车内成员数：N =5人，车内新风量：V=N*V 1=5*11=55m 3/h太阳辐射强度：t H =40℃时，水平面上太阳辐射强度I=1000W/㎡ 车速：v=40km/h◆ 附加说明。
计算制冷量时所取的车厢内容积为：3543.309.13.15.2m V =⨯⨯=。
车内有二排座位，没有行李箱。
所取的计算空间如图所示：◆ 制冷热负荷计算由于车外温度高于车内，加上太阳辐射的作用，有大量热量会通过车身壁面、车窗等传入车内。
同时，乘员的汗热和湿热也会使车内温度升高。
可见，影响车内热负荷的因素很多。
综合各种因素，车身热平衡的方程式表达如下：L M P V G B e Q Q Q Q Q Q Q +++++= e Q Q 1α= 式中：1α——储备系数，取1α＝1.1；Q ——制冷机产生的冷量； e Q ——车身总热负荷；B Q ——车体传入热量； G Q ——玻璃传入热量； V Q ——新风热；P Q ——人体热；M Q ——用电设备散热量；L Q ——车内零件散热量。
现在分别计算各部分的热负荷。
一、通过车身壁面传入的热量车身壁面包括顶板、侧壁面、地板、前围（发动机罩壁在车厢内部分）、后围等几部分组成。
即车身壁面热负荷表达式为：后围前围地板侧壁面顶板Q Q Q Q Q Q B ++++=⏹ 车身壁面多属均匀壁面，因此，它的传热可以按照多层均匀壁面传热计算。
其中，顶板、侧壁面、地板、后围的传热量计算公式如下：)(B H i i i t t F K Q -=式中：i Q ——分别表示顶板、侧壁面、地板、后围的传热量；i K ——分别表示顶板、侧壁面、地板、后围的传热系数； i F ——分别表示顶板、侧壁面、地板、后围的传热面积； H t ——车外空气温度，这里取为t H =40℃； B t ——车内空气温度，这里取为t B =27℃；⏹ 对于前围，由于发动机室的温度远高于车外空气温度，所以这里的传热可以单独考虑。
计算时按照如下公式：)(B F i i i t t F K Q -= 式中：i Q ——前围的传热量；i K ——前围壁面的传热系数；i F ——前围的传热面积；F t ——发动机室内空气的温度；B t ——车内空气温度，这里取为t B =27℃；1、车身壁面传热系数K 的计算传热系数K 与车身内、外表面放热系数及隔热层热阻有关，由于车身各壁面的条件不同（比如壁面外表面温度、车身隔热措施等差别很大），所以车身各壁面的传热系数i K 是不同的。
要分别计算各部分的传热系数i K 。
⏹ 对于车顶板、侧壁面、地板、后围，传热系数计算式如下；∑++=B i i H i K αλδα111式中：H α——外表面放热系数，与表面相对气流速度有关。
当车速为v=40km/h时，可取H α≈146kJ/(㎡·h ·℃)。
B α——内表面放热系数，在汽车空调状态，可取B α≈60kJ/(㎡·h ·℃)。
δ ——隔热材料厚度(m)。
λ——隔热材料导热系数W/(m ·℃)。
⏹ 对于前围，传热系数可以按照下式计算：∑++=Bi i F i K αλδα111式中：F α——表示发动机侧壁面对流放热系数，取F α=100kJ/(㎡·h ·℃)；B α——车身内表面放热系数，在汽车空调状态，取B α≈60kJ/(㎡·h ·℃)。
δ ——隔热材料厚度(m)。
λ——隔热材料导热系数W/(m ·℃)。
(1)、顶板⏹ 计算中，对顶板的构成进行了简化，取其厚度为30㎜。
并具有以下结构：1㎜钢板＋24㎜空气夹层＋5㎜内饰板各材料导热系数如下：钢板——λ＝54 W/(m ·℃)；空气——λ＝6.4 W/(m ·℃)；内饰板——取经验数据，λ＝0.03 W/(m ·℃)。
对于这部分结构，可以按照多层均匀平壁计算，代入各材料厚度及导热系数，则有：08.14601047.0146111111=++=++=∑B i i H K αλδαkJ/(㎡·h ·℃)⏹ 车身顶板处有些结构，金属面直接和内饰板相连，中间没有空气夹层，则该部分构成为：1㎜钢板＋5㎜内饰板各部分材料导热系数同上。
则传热系数为：3.14601046.0146111112=++=++=∑B i i H K αλδα kJ/(㎡·h ·℃)顶板的外表面积为F 顶＝1.95*1.00=1.95㎡。
计算中，取车身侧壁面的1/5为金属面和内饰板直接相连考虑，其余部分按照多层均匀平壁计算。
则车顶板的传热系数为：12.14＝顶F F K K i i ∑=kJ/(㎡·h ·℃)(2)、车身侧壁面、后围⏹ 由于车身侧壁面和后围结构相近，计算时按照相同结构进行处理。
将其构成进行了简化，取其厚度为100㎜。
并具有以下结构：1㎜钢板＋94㎜空气夹层＋5㎜内饰板各材料导热系数如下：钢板——λ＝54 W/(m ·℃)；空气——λ＝6.4 W/(m ·℃)；内饰板——取经验数据，λ＝0.03 W/(m ·℃)。
对于这部分结构，可以按照多层均匀平壁计算，代入各材料厚度及导热系数，则有：51.13601050.0146111111=++=++=∑B i i H K αλδαkJ/(㎡·h ·℃)⏹ 车身侧壁和后围处有些结构，金属面直接和内饰板相连，中间没有空气夹层，则该部分构成为：1㎜钢板＋5㎜内饰板各部分材料导热系数同上。
则传热系数为：3.14601046.0146111112=++=++=∑B i i H K αλδα kJ/(㎡·h ·℃)车身侧壁面的外表面积为F 侧＝(2.18*0.7)*2=3.052㎡。
后围表面积为F F ＝0.47*1.33＝0.63㎡。
计算中，取车身侧壁以及后围面积的1/5为金属面和内饰板直接相连考虑，其余部分按照多层均匀平壁计算。
则车身侧壁面的传热系数为：67.13＝侧F F K K i i ∑=kJ/(㎡·h ·℃)(3)、地板计算中，对地板的构成进行了简化，取其厚度为6㎜。
并具有以下结构：1㎜钢板＋10㎜隔热材料＋5㎜地毯各材料导热系数如下：钢板——λ＝54 W/(m ·℃)；隔热材料、地毯——取经验数据，λ＝0.139 W/(m ·℃)。
按照多层均匀平壁计算，代入各材料厚度及导热系数，则有：5.18601030.0146111111=++=++=∑B i i H K αλδαkJ/(㎡·h ·℃)地板的表面积为F 地＝2.1*1.25=2.625㎡。
(4)、前围发动机罩壁在车厢内部分按照以下结构组成：1㎜钢板＋10㎜隔热材料其中，各组成部分导热系数如下：钢板——λ＝54 W/(m ·℃)；隔热材料的导热系数取为经验数据——λ＝0.139 W/(m ·℃)。
按多层均匀平壁传热计算：∑++=B i i F K αλδα1111式中：F α——发动机侧壁面对流放热系数，取F α=100kJ/(㎡·h ·℃)。
B α——车身内表面放热系数，在汽车空调状态，取B α≈60kJ/(㎡·h ·℃)。
经计算得到：4.2160102.0100111111=++=++=∑Bi i F K αλδαkJ/(㎡·h ·℃)发动机罩壁表面积为F F ＝1.35*0.4=0.54㎡。
2、日照表面综合温度的计算考虑到太阳辐射的作用，通过车身壁面传入的热量由两部分组成。
(1) 由于车身内外空气的温差，通过车身外表面以对流换热方式从大气中得到的热量： Q 1=F K(t H - t B )(2) 车身外表面从太阳辐射中吸收的热量： Q 2=F K(t C - t H ) 则传入的总热量：Q=Q 1 + Q 2=F K (t C - t B )由于太阳辐射使车身外表面温度升高，将太阳辐射强度转化成相当的形式，与车外温度迭加在一起，组成太阳照射表面的综合温度，即t C 。
H H C t K I t ++=αρ式中：ρ——车身外表面吸收系数，与表面颜色、粗糙度有关，取为ρ=0.9；I ——太阳总的辐射强度，I=I d +I s 。
I d 为太阳直射辐射强度，I s 为太阳散射辐射强度。
I 水平=3600 kJ/(㎡·h)，I 阳=974 kJ/(㎡·h) ，I 阴=253 kJ/(㎡·h)。
对于车顶、车侧壁面（包括后围），由于太阳射入的角度不同，太阳辐射强度是不同的。
具体如下：tc 顶=t H +ρ顶I 顶/(аH +K 顶) ℃ 其中，I 顶= I 水平t C 侧=t H +ρ侧I 侧/(аH +K 侧) ℃ 其中，I 侧= (I 阳+I 阴)/2对于地板，没有受到太阳辐射的影响，但受到地面反射热以及发动机热的影响，使得地板外表面温度比大气温度高一些。
可取：tc 地=t H +2.5 ℃经计算得到：tc 地=42.5℃ tc 顶=60.2℃ tc 侧=43.5℃ 3、车身壁面传热量的计算⏹ 综上所述可知，顶板、侧壁面（包括后围）、地板的热负荷包括温差传热和太阳辐射两部分，则用日照表面综合温度代替车外空气温度，它们的传热量分别为：Q 顶=F 顶K 顶 (t c 顶-t B ) =254W Q 侧=F 侧K 侧 (t c 侧-t B ) =231W Q 地=F 地K 地 (t c 地-t B ) =209W由于计算过程中有一定近似性，对于顶板、侧壁面、地板的传热可以进行修正，则有：Q B1=а3(Q 顶+Q 侧+Q 地)=902W 式中：3α——修正系数，取3α=1.3。
⏹ 而对于前围，没有受到太阳辐射的作用，只考虑温差传热的影响，通过这部分传入的热量为：Q 前=F 前K 前 (t F1-t B ) =670 kJ/h=186W式中：1F t ——发动机室的空气温度，取1F t =85℃。
⏹ 则车身壁面传入的总热量为：W Q Q Q Q Q Q B 1088186902=+=++++=后围前围地板侧壁面顶板二、通过门窗玻璃传入的热量考虑到太阳辐射，通过门窗玻璃传入的热量由两部分组成：Q G =Q G1+Q G2 (1) 由于车内外温差而传入的热量Q G1：Q G1=K 玻F 玻 (t H - t B )(2) 由于太阳辐射通过玻璃传入的热量Q G2：S U U Q HB G )(2ααρη+= U=F’玻I+(F 玻 - F’玻)I S式中： η——太阳辐射通过玻璃的透入系数，η=0.84。