汽车空调热负荷计算
空调系统负荷计算方法
Qg—玻璃窗渗入热量
Qs—室外空气渗入热量
Qp—乘员散热量
Qen—发动机室传入热
（1） Qc: 通过车身传入车室的热量（包括顶部、侧围、地板）
Qc=Q 顶+Q 围+Q 底
=Kt(T 顶-T 内)St+ Ks(T 围-T 内)S s+Kf(T 底-T 内)Sf
②
T 顶、T 围、T 内：车顶、车围、车内的表面综合温度；
Af ,a
=
2 8.110−3
16 10−3
1 1.4 0.001
=
0.1851m2
/m
4) 每米管长总外表面积 Aa 为
Aa = Ab,a + Af ,a = 3.6 10−2 + 0.1851 = 0.221m2 / m
5) 百叶窗高度 hL 为
hL = 0.5 pL tg L = 0.5 1.1 tg27 = 0.2082mm
4、膨胀阀的选择：
根据蒸发器制冷量要求所需膨胀阀的规格为：Qo/3861 （冷吨）=1.15T 根据安装位置及对系统的感应速度，选用 1.2T H 型膨胀阀。
四、 压缩机的设计
1、确定压缩机的排量，根据公式：
Vc=Qo/(hd-hs) 根据前面蒸发器部分的计算结果和我们的经验，我们估计在压缩机进口处的冷媒温度 为 7℃，冷媒低压侧的压力损失共约 0.03MPa。根据 R134a 在 0℃时的蒸发压力为 0.29269MPa，可以算出在压缩机进口的冷媒压力为 0.26269Mpa。 根据以上分析的数据，可以查出在压缩机进口处 R134a 的比容为 0.076627m3/Kg。于是 可以计算出冷媒的体积流量为： Vs = 0.076627×0.0504 = 3862 cc 同时，Vs 与压缩机理论排量 Ls、压缩机转速 n 和压缩机容积效率 h 之间的关系如下：
汽车空调的负荷计算方案
<5 >0.4 >1.0 >0.03 >4 >15 >120
3.车室内外空气计算参数的确定
3.1 车内参数（夏季）
项目 温度/ ℃ 相对湿度% 空气流速 m/s 换气量m3/(人h)
垂直温差℃/m 水平温差℃/m
乘用车 24~26 50~60 0.25~0.5 20~30 <1.5
--
旅游车 25~ 27 50~60 0.25~0.5 20~30
4.1车身壁面的传热过程
车身的构造：除玻璃外，由外板、隔热层、内饰板组成。
所以，按多层平壁传热计算。
k
1
1
n i 1
hw i1 i hb
hw——车身外表面放热系数，与表面相对气流速度有关。
hw 8.36 41.8 v
W/(m2·K)
1
k 1 n i 1
第7讲 汽车空调的负荷计算
1.汽车空调的舒适性
生理的
心理的
风土 习惯的
舒适性
经济的
物理的 环境的
2.舒适性评价
最舒适条件：
美国：
夏季车内22~25℃、冬季20~25℃ ； 或 夏季22.6~26.6℃ ，相对湿度45%~50%。
法国：
干球温度23~27℃ 、相对湿度35%~65%， 车内空气流速不大于0.2~0.25m/s。
日本：
冬季：上半身气温24~28 ℃，下半身气温28~32 ℃; 夏季：上半身气流速度0.6~0.9m/s，下半身气流速度0.2~0.3m/s；
温度24~26 ℃。
汽车空调环境参数
项目 范围
温度 /℃ 相对湿 换气量 风速 冬 夏 度% m3/人h m/s
整车空调系统冷负荷计算书
B项目空调系统设计计算报告编制：批准：日期：06.12.30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)2.1边界条件的确定 (3)2.2热平衡关系的建立 (4)2.3空调热负荷计算 (5)2.4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/SQR.04.072-2005《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/m ²、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/m ²、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/m ²、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/m ²、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℃。
轿车热负荷计算示例
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。
汽车空调系统热负荷计算指南
汽车空调系统热负荷计算指南目次1 范围 (1)2 引用文件 (1)3 定义 (1)4 车室内、外空气参数的确定 (1)5 车身热负荷的来源 (2)6 车身热负荷计算方法 (3)7 某客车项目热负荷计算结果举例 (10)8 空调系统制冷量的确定 (11)附录A (规范性附录) 湿空气焓湿图 (12)前言本指南用于指导公司汽车空调系统热负荷的计算，为汽车空调系统制冷量的的设计提供依据。
汽车空调系统热负荷计算指南1 范围本指南规定了车室内、外空气参数的确定、车身热负荷来源、计算方法以及空调系统制冷量的确定。
本指南适用于公司汽车空调系统热负荷的分析与计算。
2 引用文件QC/T 658-2009 汽车空调制冷系统性能道路试验试验方法GB 9656-2003 汽车安全玻璃3 定义3.1 车身热负荷根据空调设计要求，使车室内空气相关参数达到预定的指标而必须除去的车内多余热量，是确定制冷装置容量的主要依据。
3.2 太阳高度角对于地球上的某个地点，太阳高度角是指太阳光的入射方向和地平面之间的夹角。
正午太阳高度角=90-(当地纬度-太阳直射点角度)3.3 车外综合温度在太阳光照射下，车身维护结构外表面同时受到两部分的热作用：一部分是车室外空气温度的温差传热作用，另一部分是太阳辐射的热作用。
3.4太阳辐射强度表示太阳辐射强弱的物理量，即在单位时间内垂直投射到单位面积上的太阳辐射能量。
4 车室内、外空气参数的确定4.1 车外空气参数的确定根据车辆使用地区及工作条件不同，车外设计参数是不尽相同的。
如在非洲沙漠地带行驶的车辆，要考虑其气温可能达到52℃以上。
对于我国某些野外作业车辆，则要考虑车外气温可达40℃。
对于一般用途的车辆，一般按夏季平均最高气温及平均最高湿度来考虑。
我国中、南部主要城市的平均最高气温为34.9℃。
平均最高相对湿度64%，推荐夏季车外空气设计温度为：35℃，相对湿度为：65%。
若主要在我国北方地区使用，夏季可取空气温度35℃，相对湿度60%。
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 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。
电动汽车热冷负荷计算
WORD格式可编辑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。
(整理)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。
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。
汽车空调计算
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。
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。
司机室空调负荷计算
机车司机室空调负荷计算书1、设计条件 (露天) ：●海拔高度900-1500m；●纬度：南纬22°～54°；●外部温度：最高45℃（干球）；●夏季司机室内部温度：29℃（干球），湿球温度23℃（相对湿度50%）；●冬季司机室内部温度：20℃（干球）；●列车外于静止状态；●太阳辐射辐射强度800W/㎡；●接通照明。
●根据设计要求，需要一台机车空调机为司机室提供冷量，设计要求为在室外最高温度45℃的工况下，司机室室内部温度可维持不超过29℃。
●在冬季，辅助司机室内的加热器，为司机室提供热量。
在司机室内加热器提供的热量不能满足司机需求的情况下，开启空调制热，为司机室提供热量。
2、夏季总热负荷计算空调区域的舒适度取决于其热工状况，热工状况的改善程度取决于司机室内的热流量，也取决于空调机的制冷能力。
如果空调机功率过大，不仅造成浪费，并且空调机的参数(如功率、外形尺寸、重量等)都将过大，如功率过小又达不到预期的效果。
空调区域的热负荷主要来自以下热源：1.通过车壁传入的热量；2.通过玻璃窗传入的热量；3.新风带入热量；4.人体发热量；5.打开门窗时进入的热量；6.室内设备发热量。
2.1 通过墙壁进入空调区域的热量Q1通过墙壁传入司机室的热量可分为两部分：一是由于室内外空气温差引起的热量；二是太阳辐射车壁使车壁温度升高而引起的热量。
2.1.1 室内外空气温差引起的热量Q11计算由于温差引起的传热是由司机室的上、下、前、后、左、右六壁进入的，计算公式如下：Q11 = K1*A1*(t1-t2)式中 K1 - 传热系数，W/(k·㎡)，取非透明墙壁的平均传热系数为1.16 W/(k·㎡)；A1 - 司机室墙壁计算面积(玻璃窗除外), ㎡。
通过在《QSJ40-71-20-000 司机室装配》图纸中的量算，司机室前、后、左、右、上、下六壁的面积约为27.9㎡(不包括窗户面积和电气室相连的后间壁面积)；t1-t2：通过墙壁的温度梯度，℃；t1：室外的最高综合温度，夏季司机室外综合温度设计要求为45℃。
常见汽车空调负荷经验估算
常见汽车空调负荷经验估算常用汽车空调冷负荷经验估算1、汽车空调制冷负荷的估算选配空调装置时，应以车身热负荷为基础确定所需制冷机的能力。
但实际工作时，往往因时间不允许，未能作仔细计算；或因汽车制造质量等因素，使计算结果与实际情况相差较多。
因而在新车设计时，往往只能根据经验估算。
我国交通行业标准JT/T216-95 “客车空调系统技术条件”中规定：客车空调设备的最大标定值应符合人均装机制冷量应不小于1880KJ/h。
这一规定可能是考虑到了目前市场上供应的部分客车用空调机的标定制冷量有一定的商业余量，或标定工况有较大伏笔。
空调机组的制冷量应是指在某一工况下（一般应在标准名义工况下）所具有的制冷能力。
不同国家或不同厂家，往往所规定的标准工况不相同，因而即使是结构、性能完全相同的机组，它们的名义制冷量也往往是不相同的，在选择机组时，要特别加以注意，以免误解。
日本和我国都规定空调机组的名义制冷量是在下列工况条件下给出的：环境空气干球温度35±1℃；车内空气干球温度27±1℃、湿球温度19.5±0.5℃；压缩机转速1800r/min。
（实际上有些日本客车的制冷量是在室内温度30℃条件下定出的。
）不同工况的制冷量是不能简单地相互比较。
考虑到不同车型对空调效果的要求不同，以及目前有可能正常匹配的压缩机能力和发动机功率，给出下列数据供汽车厂选择空调机时参考。
表6-1 汽车空调机组的选配2、微型汽车空调制冷量的简化计算方法简化计算公式⑵是根据经验得出的，它是在实践工作中总结出来的，是一种较简单实用的汽车空调制冷量计算方法。
Q 0（= A 1 ·N·K 1 + A 2 ·V 1·K 2 + A 3 ·S·K 3）·A 4 ·A 5————⑵式中：Q 0———微型车空调计算制冷量，单位为W ；N ———额定乘员数；A 1———乘员制冷因素值，按额定乘员数N 乘以580~610W /人，按车辆规划的豪华程度取上限或下限值；A 2 ———车内空间制冷因素值,取450W /m 3；V 1 ———车内空间体积(内容积),单位m 3 ;A 3———太阳热辐射制冷因素值,对4m 以下车型≤900W /m 2，这里取900 W /m 2；S ———所有窗、门玻璃面积总和，单位为m 2 ;A 4 ———车型密封保温效果因素值，数值见表2，比照整车预计能够达到的保温效果取值；A 5———气候条件因素值，对湿热区、极热区、常热区取1.04；K 1、K 2、K 3———车内热负荷配比，经验得出的重要系数，分别取0.82、0.1、0.08；表2 车型密封保温效果因素值A 4故，根据《XXX项目驾驶室空调系统冷负荷计算》，驾驶室内体积约为V1=9.1 m 3，玻璃窗总面积为S =2.44 m 2。
某型车用空调电机热负荷计算
Science &Technology Vision目前我国的车载空调电机控制技术相对比较落后，国产车载空调系统稳定性差，产品质量整体不高[1]。
而导致这一现象的一部分原因是空调电机驱动系统整体性能较构成差，根据设计原理与分类方式的不同，电机的具体构造与成本构成也有所差异。
电机是应用电磁感应原理运行的旋转电磁机械，用于电能向机械能的转换。
运行时从电系统吸收电功率，向机械系统输出机械功率。
而电动机在工作过程中产生的损耗会转化成热量导致电动机的温度升高。
但电动机的耐热性一般较差，过高的温度将导致电动机的绝缘材料容易老化、变脆，甚至失去绝缘性，从而缩短电动机的使用寿命。
因此，对电机热负荷的计算为以后改善电机的性能提供指导。
1电机热负荷基本情况1.1电机产生的热量某型车用空调电机热负荷计算朱森荣邱扬扬凌吉生邱峰摘要在车载空调中，电机对空调系统起着决定性作用。
电机作为一个能量转换机械装置，其能量转换效率的大小直接影响能源消耗多少。
在电机长时间的工作运转下，电机会产生大量的热量，从而使电机的工作效率降低。
本文就电机的发热与冷却情况进行了分析，并对电机热负荷进行了计算。
为提高电机工作效率、优化车载空调性能、节约能源提供了理论依据。
关键词车载空调；电机；热负荷中图分类号:TB657.2文献标识码:ADOI ：10.19694/ki.issn2095-2457.2020.26.55AbstractThe invention of electric machine has made a qualitative leap in the way of human production and production efficiency.Motor plays a decisive role in vehicle air conditioning system.As an energy conversion mechanism ，the energy conversion efficiency of motor directly affects the amount ofenergy consumption.In the long-term operation of the motor ，the motor will generate a lot of heat ，thus reducing the efficiency of the motor.This paper analyses the different physical properties and parameters of the motor ，and calculates its heat load.It provides a theoretical basis forimproving the efficiency of motor ，optimizing the performance of on-board air conditioning and saving the energy.Key wordsVehicle air conditioning;Motor;Heat load朱森荣专科,研究方向为机械制造及其自动化,星光农机股份有限公司。
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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
W USRT USRT ℃ ℃ Kj/Kg ℃ ℃ Kj/Kg Kg/h
Qcr Qc=
85.000 25.000 55.000 5.000 458.203 1.580 279.880 1.580 8055.908 8479.903 8500.000
℃ ℃ ℃ ℃ Kj/Kg MPa Kj/Kg MPa W W W
5.000 5.000 0.620 2000.000 0.071
℃ ℃ rpm m3/kg
计算：单位时间内压缩机吸气量 计算：压缩机理论排量
0.192 155.201
m3/min cc/r
W W W W W W W ℃ W/m2 W/(m2.K) W W W W W W W W W W W W W W W W W W W W
Q2
Q3 Q4 Q5
三、热负荷比例： 代 号 负 荷 分 类 Q0 总热负荷（修正前） Q1 车身围护结构传入的热量 Q2 玻璃窗传入的热量 Q3 新风、漏风传入的热量 Q4 乘员散发的热量 Q5 其他热源散热，如电器等 五、空调系统额定制冷量（空气侧） 蒸发器空气侧制冷能力应等于热负荷 取整： 六、蒸发器换热量（制冷剂侧） 设空气侧与制冷剂侧能力比为90%，则制冷剂侧能力为 膨胀阀额定容量选型计算 取整： 设： 膨胀阀进口制冷剂温度 膨胀阀进口制冷剂过冷度 查表：膨胀阀进口制冷剂比焓 设： 蒸发器出口制冷剂温度 蒸发器出口制冷剂过热度 查表：蒸发器出口制冷剂比焓 计算：制冷剂质量流量 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 Qe=Q0 Qe=
50km/h
m2 W/(m2.K)
m2 W/(m2.K)
m2 W/(m2.K) m2 W/(m2.K) m2 W/(m2.K) m2 W/(m2.K) m2 W/(m2.K) ℃ m2 W/(m2.K) ℃ m2 W/(m2.K) 1.2~1.4
I β θ P IO I1 I2 I3 I4 F3 F5
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
W/m2 W/m2 W/m2 W/m2
二、热负荷的构成及计算 代 码 名 称 Q0 总负荷 Q1 通过车身围护结构传入车室内的热量
计 算 公 式
计 算 值
单 位 W W
Q2 Q3 Q4 Q5 Q0 Q1
汽车空调系统热负荷计算
设计计算假设地点 设计计算假设时间 一、设计工况 代 码 参 T0 车外环境温度： T1 室内干球温度： 车室外湿度： 车室内湿度： V0 汽车正常行驶速度： M 乘员数： X1 新风量: X2 漏风量按： D1 空气密度：38℃ 室内空气含湿量 室外空气含湿量 室内空气比焓 室外空气比焓 H12 内外空气焓差： S0 S1 S1h S1v K1 Z1 S2 K2 Z2 S3 K3 Z3 S4 K4 S5 K5 S6 K6 S61 K61 S7 K7 T11 S8 K8 T12 S9 K9 Kx ε 总玻璃面积 前挡风玻璃面积： 前挡风玻璃水平投影面积 前挡风玻璃竖直投影面积 前挡风玻璃传热系数： 前玻璃窗的遮阳系数： 侧面玻璃面积（单侧）： 侧面玻璃传热系数： 侧面玻璃窗的遮阳系数： 后面玻璃面积： 后面玻璃传热系数： 后面玻璃窗的遮阳系数： 顶部车身表面面积： 顶部车身传热系数： 侧面车身围护面积（单侧）： 侧面车身传热系数： 后面车身围护面积： 后面车身传热系数： 顶部玻璃面积 顶部玻璃传热系数 地板面积(不含发动机鼓包）： 地板传热系数： 地板外面环境温度 发动机鼓包面积 发动机鼓包传热系数 发动机仓温度 前部车身围护面积： 前围传热系数： 传热系数的修正系数 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 大气边缘太阳辐射强度 太阳高度角 车前脸与太阳的方位角 大气透明度（0.65-0.75之间） 地面附近太阳直射辐射强度 I0=I*P(m) (P的m次方） m=1/Sinβ 水平面太阳直射辐射强度 I1=IO*Sinβ 竖直面太阳直射辐射强度 I2=IO*Cosβ *Cosθ 水平面散射辐射强度 I3=0.5*I*Sinβ *(1-P*m)/(1.1.4lnP) 竖直面散热辐射强度 I4=0.5*I3 太阳辐射通过玻璃的透入系数： 玻璃修正系数 数 名 称 海口（北纬20°） 7月30日（太阳直射点 北纬9°） 取值说明 设 定 值 38.000 25.000 50.000% 50.000% 13.889 2.000 0.000 0.005 1.097 9.900 21.000 50.310 92.298 41.988 3.070 1.940 0.326 1.842 1.900 0.900 0.565 1.900 0.080 0.000 1.900 0.080 4.713 1.500 3.765 1.500 4.961 1.500 0.000 1.800 2.580 1.500 55.000 3.519 1.800 70.000 3.257 1.600 1.200 0.700 0.26～0.45 0.81～0.90 0.890 1353.000 78.000 0.000 0.700 939.583 1.022 919.051 195.350 112.629 56.315 0.840 0.900 W/m2 度 度 单 位 ℃ ℃ % % m/s 个 m3/s m3/s kg/m3 g/kg g/kg kj/kg kj/kg kj/kg m2 m2 m2 m2 W/(m2.K)