汽车冷负荷计算方法
汽车空调器的设计说明书
XXXXXXX毕业设计说明书院 (系) : 环境与市政学院专业 : 热能与动力工程学生姓名: XXXXXXXX学号 : XXXXXXX设计题目：汽车空调器的设计起迄日期:设计地点:指导教师:教研室主任:目录第一章绪论1.1引言 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 11.2汽车空调器的发展历史与现况 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 21.3课题的提出及主要研究方法 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 3 第二章毕业设计任务书2.1本毕业设计课题的目的和要求 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _2.2本毕业设计课题的技术要求与数据 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _2.3本毕业设计课题成果的要求 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 第三章汽车空调系统冷负荷的计算3.1工况条件确定 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _3.2空调冷负荷计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _3.3空调冷负荷的确定 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _第四章汽车空调压缩机的选型计算4.1确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度 _ _ _ _ _4.2 计算额定空调工况制冷系统所需制冷量 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _4.3 将额定空调工况下制冷系统所需制冷量换算成压缩机所需制冷量_ _4.4将额定空调工况下压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量 _ _为 _ _ _ _ _ _ _ _4.5 测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量qm,t4.6 确定测试工况下压缩机所需轴功率 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _4.7根据压缩机的转速n的指定值和Qe,t，Pe,t，qm,t的计算结果粗选择压缩机的型号 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _第五章汽车空调冷凝器的设计计算5.1 冷凝器的设计负荷_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _5.2冷凝器的设计计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _第六章汽车空调蒸发器的设计计算第七章空调系统其他零部件的设计选配7.1 热力膨胀阀的设计选型计算_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 7.2贮液干燥剂的设计选型计算 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 参考文献第一章绪论1.1引言汽车空调的普及，是提高汽车竞争能力的重要手段之一。
汽车空调系统匹配计算
汽车空调系统匹配计算第一章概论1.1 汽车空调的作用及其进展汽车工业是我国的支柱产业之一，其进展必定会带动汽车空调产业的进展。
汽车空调作为空调技术在汽车上的应用，它能制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、噪声与余压等在热舒适的标准范围内，不仅有利于保护司乘人员的身心健康，提高其工作效率与生活质量，而且还对增加汽车行始安全性具有积极作用。
就世界上汽车空调技术进展的历史来看，其进展的速度也是惊人的。
1927年就诞生了较为简单的汽车空调装置，它只承担冬季向乘员供暖与为挡风玻璃除霜的任务。
直到1940年，由美国Packard公司生产出第一台装有制冷机的轿车。
1954年才真正将第一台冷暖一体化整体式设备安装在美国Nash牌小汽车上。
1964年，在Cadillac轿车中出现了第一台自动控温的汽车空调。
1979年，美国与日本共同推出了用微机操纵的空调系统，实现了数字显示与最佳操纵，标志着汽车空调已进入生产第四代产品的阶段。
汽车空调技术进展至今，其功能已日趋完善，能对车室进行制冷，采暖，通风换气，除霜（雾），空气净化等。
我国空调产业发长速度尽管较快，但是目前国内车用空调系统生产基本上仍是处于引进技术与开发、研究并举的阶段。
1.2 汽车空调的特点汽车空调使用的特殊性，决定了它在结构、材料、安装、布置、设计、技术要求等方面与普通空调，如建筑物空调，有着较大的差别：1）在动力源处理上，车用空调压缩机只能使用开启式的结构型式，这就带来空调系统轴封要求高，制冷剂容易泄漏的问题。
2）作为空调的对象，汽车车室容积狭小，人员密集，其热、湿负荷大，气流分布难以均匀，要求所选配的车用空调机组制冷量要大，能降温迅速。
3）当车用空调装置消耗汽车主发动机的动力时，务必考虑其对汽车动力也操纵性能的影响，也务必考虑车速变化幅度大或者变化频繁，给空调系统制冷剂流量操纵、制冷量操纵、系统设计带来的影响。
4）汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备觉得空间极为有限，不仅对车用空调装置的外形、体积与质量要求较高，而且对其性能与选型也会带来影响。
汽车尾气的余热发电及有效利用
汽车尾气的余热发电及有效利用蒋小强;谢爱霞;丁锦宏;何武;李建莹【摘要】基于热电偶温差发电原理,对汽车尾气废热进行回收,将排气中所含低品位能源转换为电能;为了使电能充分利用,结合热电制冷原理,设计一车载冰箱,将冷端置于车载冰箱中,实现汽车冰箱冷冻冷藏的功能.通过对废热回收、温差发电、半导体制冷及冰箱结构进行设计和计算,完成了新型车载冰箱的设计工作.该设计具有结构简单、坚固耐用、无运动部件、无噪声、使用寿命长等优点,同时还可降低尾气废气温度,减少温室效应,节省能耗,提高汽车经济性.【期刊名称】《电源技术》【年(卷),期】2016(040)006【总页数】5页(P1280-1283,1306)【关键词】余热发电;汽车尾气;热电制冷【作者】蒋小强;谢爱霞;丁锦宏;何武;李建莹【作者单位】福建工程学院生态环境与城市建设学院,福建福州350108;广东海洋大学工程学院,广东湛江524025;广东海洋大学工程学院,广东湛江524025;广东海洋大学工程学院,广东湛江524025;广东海洋大学工程学院,广东湛江524025【正文语种】中文【中图分类】TM913随着社会现代化的迅速发展，能源的需求大量增加，以致能源紧缺变得更加严重，汽车工业是我国国民经济的支柱产业之一，伴随着汽车工业的发展，车辆消耗的能源也与日剧增，使得车辆的节能备受关注。
一方面，汽车的动力转换效率仅为40%(柴油机动力输出的功一般只占燃油燃烧总热量的30%～42%，而汽油机只有25%～30%)，以废热形式排出车外的能量占总能量的58%～70%(柴油机)或者70%～75%(汽油机)，主要包括循环冷却水带走的热量和尾气带走的热量，废气余热温度高，带走热量占燃料总能量的25%～45%(柴油机)或者30%～40%(汽油机)，一般可以利用的废热量为燃烧总热量的16%左右。
另一方面，随着汽车工业的发展和人们物质生活水平的提高，车载冰箱逐渐走向汽车市场。
世界上许多高档汽车上已经采用OEM方式嵌入配套汽车冰箱，这是真正意义上的汽车冰箱。
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。
空调用制冷技术课程设计指导书(完整资料).doc
【最新整理，下载后即可编辑】空调用制冷技术课程设计指导书一、课程设计目的课程设计是《空调用制冷技术》课程的重要教学环节之一，通过课程设计了解空调用制冷站工艺设计的内容、程序和基本原则，学习设计计算方法和步骤，提高运算和制图能力，增强对制冷站中所应用的冷水机组、水泵、冷却塔等设备的认知，巩固所学理论知识。
并学习运用这些知识解决工程问题。
二、设计内容和要求1.制冷站总负荷计算制冷站总负荷应包括用户实际所需制冷量以及制冷系统本身和供冷系统的冷损2.制冷机组类型及台数的选择根据装机容量、运行工况、节能环保、以及负荷变化情况和运行调节要求等因素确定。
一般选择同型号2—3台的机组。
3.水系统设计（1）确定冷冻水和冷却水系统形式，进行水管路设计，计算并确定管径，拟定系统草图（2）选择冷冻水泵的规格和台数（3）冷却水泵和冷却塔的规格和台数（4）使用分、集水器时，决定分、集水器直径。
（5）选择主要阀门4.制冷机房设备工艺布置机房内的设备布置应保证操作维修的方便，同时尽可能是设备布置紧凑以节省建筑面积（1）制冷机组设备布置。
（2）冷冻水泵、冷却水泵和冷却塔布置（3）主要汽水管道布置。
（4）绘制布置简图。
5.制冷机控制安全保护6.采用溴化锂制冷机时能源供应系统设计7.编写设计说明书说明书按设计程序编写，包括方案确定、设计计算、设备选择和设计简图等全部内容；计算部分可用表格形式。
（1）设计成果：包括课程设计说明书、计算书、图纸（2）课程设计说明书的要求：①课程设计说明书的内容一般包括冷水机组选型计算及方案比较；主要设备选型；包括冷冻水泵、冷却水泵、冷却塔等设备型号及台数的选型计算；制冷站内水力计算；等几个部分。
②课程设计说明书文字要通顺、层次清楚、工艺方案选择合理、选定的参数要有依据、计算正确、各种符号应注有文字说明、必要时列出计算数据表格；8.图纸要求（1）图纸要求课程设计图纸绘制要符合现行的制图和空调工程设计相关标准和规范，达到工艺图要求；图纸量一般不少于2张，出图图幅大小根据具体要求确定；课程设计图纸采用CAD制图或手工绘图。
电动汽车热冷负荷计算
Q/X Z 南京协众汽车空调集团有限公司企业标准Q/XZ 134－20152015－04－15发布2015－04－30实施南京协众汽车空调集团有限公司发布前??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。
电动汽车热/冷负荷计算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。
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Q热——整车空调系统热负荷Q冷——整车空调系统冷负荷Q G1 / QG1ˊ——由于车内外温差通过玻璃传入的热/冷负荷Q G2 / QG2ˊ——由于太阳辐射通过玻璃传入的热/冷负荷Q新/Q新ˊ——新风产生的热/冷负荷及门窗的露热/冷量Q车顶/ Q车顶ˊ——从车顶传导进入车内的热/冷负荷Q车侧/ Q车侧ˊ——从车侧面传导进入车内的热/冷负荷Q车底板/ Q车底板ˊ——从行李箱及车厢地板传导进入车内的热/冷负荷车窗外表面的太阳辐射强度Is = 41.7新风量 = 11（m3/h.人）空气密度ρ = 1.14车身综合传热系数K = 4.8车身表面吸收系数ε = 0.9地表面热辐射系数I = 200电动机前围板面温度 = 45（℃）= 170（W）司机散发的热负荷Q司6.1 冷负荷计算6.2 热负荷计算。
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。
汽车冷负荷计算方法
1 汽车空调的计算温度选择按表1 数据作为微型汽车空调系统的计算温度即车内平均温度;从上表我们可以看到,微型车的计算温度在环境温度为35℃时定为27℃,而一般轿车在环境温度38℃时定为24℃～27℃ ,一般大中型客车定为27℃ ～28℃ ,可看到微型车车内温差都比它们要高,这其实是综合了多种因素并经过很多次试验得出的较经济合理的车内平均温度;因为对微型车来说,如果计算温度定得过高了,乘员就会明显感觉制冷不足；而如果定得过低,势必需要加大压缩机排量才能满足,这样功耗必然增加,并影响到整车的动力性,否则又很可能无法实现;2 计算方法微型车车内与外界热交换示意图为便于分析,绘制图1 的微型车热交换示意图;计算公式2.2.1计算方法考虑到汽车空调工作条件都很恶劣,其热负荷与行车时间、地点、速度、行使方向、环境状况以及乘员的数量随时发生变化,以及要求在短时间内降温等特殊性,按照常规方法来计算制冷量的计算公式为：Q 0=kQ T =kQ B + Q G + Q F +Q P + Q A +Q E + Q S ⑴式中：Q 0———汽车空调设计制冷量,单位为W ；k ———修正系数,可取k=~,这里取k=Q T ———总得热量,单位为W ；Q B ———通过车体围护结构传入的热量,单位为W ；Q G ———通过各玻璃表面以对流方式传入的热量,单位为W ；Q F ———通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量,单位为W ；Q P ———乘员散发的热量,单位为W ；Q A ———由通风和密封性泄露进入车内的热量,单位为W ；Q E ———发动机室传入的热量,单位为W ；Q S ———车内电器散发的热量,单位为W ；从公式中我们也可以看出它是通过分别计算各部分得热量求得总需求制冷量的; 3 计算示例以五菱之光微型客车空调系统的制冷量计算为例,设计条件和工况见表3： 1整车乘员7 人,各部分参数见下表：2查文献2,取水平面和垂直面的太阳直射辐射强度分别为Js,z=843W/m2和Jc,z=138 W/m 2；水平面和垂直面的天空散射辐射强度分别为Jp,s=46W/m2和Jc,s=23W/m2；3环境温度tw =35℃,相对湿度75% ；车内设计温度tn=27℃,相对湿度50% ；4假设汽车向正南方以V =40km/h的速度行驶；5车内空气平均流速≤3m/s;6车内容积V 1≈××= m3,玻璃窗总面积S=; 按公式⑴的常规计算3.1.1 计算通过车体围护结构传入的热量QB:Q B =Q顶+ Q侧+ Q地Q 顶=K顶·S顶tZ顶-tnQ 侧=K侧·S侧·tZ侧-tnQ 地=K地·S地·tZ地-tn式中：K 顶、K侧、K地———分别为车顶、车身侧面、车地板的传热系数,单位为W/ ㎡·K；S 顶、S侧、S地———分别为车顶、车身侧面、车地板的传热面积,单位为㎡；t Z顶、tZ侧、tZ地———分别为车顶、车身侧面、车地板的室外综合空气温度,单位为℃；tn——车内空气温度,单位为℃；3.1.1.1 求车体各部分的传热系数:K111iw i n a aδλ=+∑+式中：aw———车身外表面与车外空气的对流换热系数,W/ ㎡·K；an———车内表面与车内空气的对流换热系数,一般车内的对流换热系数都比较小, 在车内空气流速低于3m /s 时,an=29W/ ㎡·K；Σδi /λi———构成车身壁厚各层的导热热阻之和δi为车体隔热层的厚度,λi为车体隔热层的导热系数其中：aw=4+12vV为汽车行驶速度,单位为m /s,这里V=40km /h= /s,故aw=4+12v = W/㎡·K设车顶、车底和侧围分别由1mm的钢板和8mm 、3mm 、6mm的内装饰板构成, 钢板和内装饰板的传热系数分别为 W/㎡·K和/㎡·K故车顶的Σδi/λi=+=车底的Σδi/λi=+=侧面的Σδi/λi=+=故K顶111iw i na aδλ=+∑+=1110.251.229++= W/ ㎡·KK 侧111i w i n a a δλ=+∑+= 1110.1551.229++= W/ ㎡·K K 底111i w i n a a δλ=+∑+= 1110.07551.229++= W/ ㎡·K 3.1.1.2 求车外综合空气温度tZ:式中：t w ———车外环境温度,取35℃；ρ——车体外表面吸收系数,与箱体颜色及新旧程度有关,这里取;I ———太阳辐射强度, 为太阳直射辐射和天空散射辐射之和;a w ———车身外表面与车外空气的对流换热系数,W/㎡·K ；ε———车身外表面的长波辐射系数;ΔR ———车身外表面向外界发射的长波辐射和由天空及周围物体向车身表面的长波辐射之差;夏季时,水平面ε·ΔR /αw=℃～4℃,这里取℃.垂直面ΔR =0；水平面上,I S = J s,z + J p ,s =843+46=889W /m 2；垂直面上,IC= Jc,z+ Jc,s=138+23=161W/m 2；故t Z 顶=w w w I R t a a ρε∆+-=0.9288935 3.851.2⨯+-＝47℃ t Z 侧=w w w I R t a a ρε∆+-0.921613551.2⨯+＝38℃ t Z 底=t w +2=35+2=37℃3.1.1.3 结果Q 顶=K 顶·S 顶·t Z 顶-t n =×× 47-27=304WQ 侧=K 侧·S 侧·t Z 侧-t n =××2×38-27=345WQ 地=K 地·S 地·t Z 地-t n =××37-27=Q B =Q 顶+ Q 侧+ Q 地=304+345+=3.1.2 计算通过各玻璃表面以对流方式传入的热量Q G ；Q G = Q G 前+Q G 侧+Q G 后已知玻璃的传热系数λG = W/ ㎡·K,厚度δ=5mm ,玻璃对太阳辐射的吸收系数ρG =,车内空气平均流速V a = /s ；玻璃内表面换热系数为：前窗：a n =×+ = W/ ㎡·K侧窗：a n =×+ = W/ ㎡·K后窗: a n =×+ = W/ ㎡·KV =40km /h= /s 运行时,玻璃外表面换热系数为：前窗：a w =11.10.8 =26 W/ ㎡·K侧窗：a w =11.10.8 =49 W/ ㎡·K后窗：a w =11.10.8 =32 W/ ㎡·K故各处玻璃的K 值分别为:前窗：K G 前= 111110.0051260.75419.7i w G n a a δλ=+∑+++=10W/㎡·K 侧窗：K G 侧=111110.0051490.75420.9i w G n a a δλ=+∑+++= W/㎡·K后窗：KG后=111110.0051320.75417.9iw G na aδλ=+∑+++=11 .3W/ ㎡·K各处玻璃表面的综合温度分别为:前窗：tGZ =0.08(13823)3526GwwItaρ⨯++=+＝35.5℃侧窗：tGZ =0.08(13823)3549GwwItaρ⨯++=+＝35.5℃后窗：tGZ =0.08(13823)3532GwwItaρ⨯++=+＝35.4℃从计算结果可以看出,由于玻璃对太阳辐射的吸收率很小,故太阳辐射对玻璃的温升影响较小,其表面温升温度与环境温度相差不多;最后得到：Q G前=KG前·Sg,q· tGZ-tn=10×× 35..5-27=Q G侧=KG侧·2Sg,c· tGZ-tn= ×2 ××=Q G后=KG后·Sg,h· tGZ-tn=××=53WQ G = QG前+QG侧+QG后=++53≈331W3.1.3 通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量QF；设汽车向正南方向行使时前窗和右侧窗为朝阳面,查文献 1, 右侧窗按可能的最大值I=688W/m2计算,前窗I=550W/m2,左侧窗和后窗按I=182W/m2计算;Q F = QF前+QF右+QF左+QF后=η+ρG·an/awJ·C式中：η———太阳辐射通过玻璃的透入系数,一般取η=；C ———遮阳修正系数,取C=；J———车窗的太阳辐射量,单位为W ；对右侧窗,J=I·Sg ,c=688×=前风窗,J=I·Sg ,q=550×=429W左侧窗,J=I·Sg,c=182×=173W后窗,J=I·Sg ,h=182×=102W故QF右=+×49××=537WQF前=+×26×429×=363WQF左=+×49×173×=142WQF后=+×32×102×=85W最后,QF=537+363+142+85=1127W3.1.4 乘员散发的热量QP；QP= 116·N·n式中：QP———车内人体散热量,单位为W ；N———车内乘员数,这里按7 人；n ———群集系数,取；116 为成年男子散热量,单位为W ；则QP=116×7×=723W3.1.5 密封性泄漏进入车内的热量Q A；由于五菱之光开空调时都处于内循环位置,无新风导入,但微型车的密封性一般都不是太好,取Q A=300W ;3.1.6 发动机室传入的热量QE；Q E =Ke·Sf·te–tnK e =111ie i na aδλ+∑+由于汽车行驶时发动机罩盖发动机侧表面的风速一般仅有外面的2/3 左右,故ae=×4+12㎡·K另外,整个发动机的隔热除了有与地板同样的内装饰外还有一层5m m 厚的隔热垫,其传热系数为 W/ ㎡·K,故Σδi/λi=++=可得到Ke =1110.11842.729++= W/ ㎡·K夏季时一般发动机仓温度要达到70℃,故取te =70℃最后QE=××70-27=319W3.1.7 车内电器散发的热量QS；车内电器散发的热量QS≈100W由以上计算可得整车制冷量Q0= kQT=kQB+QG+QF+QP+QA+QE+QS=×++1127+723+300+319+100=目前对汽车空调负荷的计算还没有一套完善的计算方法,普遍采用的一种方法是将车体的传热系数、内外对流换热系数、太阳直射、散射强度等数据取为经验值,作为稳态传热过程处理;这种方法在一定程度上简化了汽车空调负荷计算过程的复杂性,有一定的实用价值;但汽车空调负荷具有自身的特点;如车体维护结构中存在空气层;这种薄而内空的结构,质量轻,蓄热系数小;空调过程中,存在外界干扰时,车厢内表面的响应快；在汽车维护结构中,不同材料的导热系数相差较大,导热系数大的钢骨架在连接车厢内外表面的同时,在两者之间直接传递热量,形成“热桥”；汽车运动与静止两种状态差别较大,运动时车厢壁外表面空气对流换热系数成倍增大,导致车厢壁动态传热系数大于静态传热系数,而且车厢壁内外侧空气压力不平衡程度加剧,空气泄漏增加,外界干扰增强;统计结果表明,汽车车体传热形成的冷负荷是空调负荷的主要部分,车体壁与车窗传热占总得热量的,这一负荷的比例决定了汽车空调负荷的特性;即应该用非稳态传热方法来研究该负荷,以符合车外空气温度、太阳辐射周期性变化的实际;冷负荷与得热量有时相等,有时不等;围护结构热工特性及得热量的类型决定了得热与负荷的关系;研究表明,得热量转化为冷负荷过程中,存在着衰减和延迟现象;冷负荷的峰值不仅低于得热量的峰值,而且在时间上有所滞后;由此可见,计算汽车空调负荷时,必须考虑围护结构的吸热、蓄热和放热效应;即按最大热负荷计算的冷负荷是峰值,实际由于热负荷最大时,由于车身传递等延迟导致衰减,实际需要的小于最大值,因为冷负荷一直在提供冷负荷:汽车为了克服外界热量而需要平衡的冷量及空调制冷量;1946年美国提出的当量温差法和50年代初前苏联学者提出的谐波分解法在计算通过围护结构的负荷时,其共同的缺点是对得热量和冷负荷不加区分,认为两者是一回事;所以空调冷负荷量往往偏大;.1968年加拿大提出了反应系数法,其基本特点是把得热量和冷负荷的区别在计算方法中体现出来;空调负荷计算的反应系数法又称传递系数法,此方法把研究对象当作线性的热力系统,利用线性热力系统的传递函数得出某种单位扰量下的各种反应系数,然后利用反应系数求解得热和冷负荷;它不要求扰量是连续函数或周期函数,适用于任意扰量;,但是,其传递矩阵过于复杂;1971年用Z传递函数改进了反应系数法,并提出了适合手算的冷负荷系数法;冷负荷系数法是建立在Z传递函数基础上的一种简化手算方法;对于车体、车顶和车窗的传导得热引起的冷负荷,通过冷负荷温差CLTD使计算简化；对于车窗日射得热和照明、人体及设备得热引起的冷负荷通过冷负荷系数CLF;使计算简化,因此它特别适合于手算;但是它的冷负荷温差和冷负荷系数以及其他许多参数都是通过查取经验值来确定的,而对于动态计算汽车空调负荷来说,显然它不是一种最好的方法;我国在70到80年代发展了一种新的计算方法：谐波反应法;谐波反应法以谐波法为基础,从根本上分清了得热和冷负荷两个不同的概念;它将车外空气综合温度视为一周期性外扰,考虑了温度的衰减和相位的延迟,将温度和传热的动态变化完全体现出来,是一种较好的动态计算方法;所以我们选定谐波反应法计算汽车空调夏季冷负荷;1.谐波反应法简介谐波反应法是一种非稳定传热计算方法,其思路是：1将车外空气温度波的平均值通过稳定传热公式与车体内壁温度的平均值联系起来,这种平均的稳定状态符合稳定传热规律的条件；然后通过温度谐波分析可知车外温度波经车体壁时幅值衰减、相位延迟,由此得到车体壁内表面的温度波特性;车体壁内表面与车厢内的空气和设施之间的换热就是通过车体壁进入车厢内的得热量,其中的对流成分直接构成冷负荷,辐射部分经车厢内表面或设施吸收后,再以对流形式放出的热量也构成冷负荷;2通过车窗进入车厢的得热量有瞬变传热得热和日射得热两部分,前者同车体壁传热得热一样形成相应的冷负荷,后者经蓄热过程后,再以对流形式释放出来,形成冷负荷。
纯电动客车空调系统的优化设计
66 福建建设科技 20091No 14■暖通空调纯电动客车空调系统的优化设计杨亚利(重庆大学设计院福州分院 福州 350003)[提 要] 本文重点对一个客车空调系统进行了优化,使其达到纯电动车空调要求的高效节能、轻质低噪、安全环保。
[关键词] 汽车空调系统 节能 优化O pti m i za ti on on Carr i a ge A i r -cond iti on i n g syste m purely dr i ven by electr i c ityAb s tra c t:A carriage air -conditi oning syste m was op ti m ized t o meet the de mand with high efficiency and energy saving,light weight and l ow noise,safety and envir on ment friendly f or the air -conditi oning syste m in the vehicle purely driven by electricity .Key wo rd s:Carriage A ir -conditi oning syste m;Op ti m izati on;Energy saving收稿日期:2009—03—30 1纯电动车及电动车空调简介纯电动车是车上所有用电器全部用车载电池来驱动的车。
在环保呼声日益高涨、对汽车尾气排放限制越来越严的今天,纯电动汽车及电动汽车空调在能源安全、环境保护及可持续发展方面具有很大的优势,各个国家及大的汽车集团都在投入大规模的人力、物力进行这方面的研究开发。
我国在这方面的技术开发也比较早,与国外处于同一水平。
现纯电动大客车作为我国“十五”863计划之一的重点攻关项目,具有良好的发展前景。
特别是在2008北京奥运期间作为奥运会场馆之间的城市公交车要作为政府形象工程推出,国家对纯电动大客车的要求是:(1)关键系统和部件达到或接近国际先进水平;(2)达到实现批量化生产的目标和条件;(3)建立纯电动客车动力驱动控制系统、多动力分配与能源管理系统以及带智能化管理和自动均衡充电的高能量型电池组系统生产或试生产基地。
一次泵二次泵变流量系统能耗分析
一次泵/二次泵变流量系统能耗分析同济大学 董宝春☆ 刘传聚 刘 东 赵德飞摘要 以上海通用汽车有限公司制冷站为例,比较了一次泵和二次泵变流量系统的能耗,结果表明,一次泵系统的耗电量仅为二次泵系统的68%。
关键词 一次泵 二次泵 变流量 变频控制En e r g y c o ns u m p ti o n a n a l ysis of p ri m a ry p u m p a n d p ri m a ry2s e c o n d a ry p u m p s yst e ms wit h v a ri a bl e fl o w r a t eBy Dong Baochun★,Liu Chuanju,Liu Dong and Z hao DefeiAbst r a ct Taking t he ref rigeration station of Shanghai GM Co.L t d.as a n example,comp ares t he energy consump tion betwee n p rimary p ump and p rimary2secondary p ump syste ms wit h variable flow rate. The result shows t hat t he elect ricity consump tion of p rimary p ump system is only68%of t hat of t he p rimary2 secondary p ump syste m.Keywor ds p rimary p ump,secondary p ump,variable flow rate,variable f reque ncy cont rol★Tongji University,Shanghai,China0 引言在空调系统能耗中,水泵耗能占很大一部分。
纯电动客车空调冷负荷的计算方法
纯电动客车空调冷负荷的计算方法摘要纯电动客车空调的目的就是用认为的方法使车厢内造成一个使用乘客感到舒适的环境，提高乘客及司机工作时的舒适性，车内降温效果与能源消耗的矛盾，由于纯电动客车空调采用电池PACK箱动力电池为动力，而且空调作为整车第二大电能消耗大户，因而在客车上降低空调电能消耗的问题比一般空调装置的节能问题更为迫切，任务也更艰巨。
如何精准的计算客车空调负荷至关重要，客车空调负荷计算的目的是提前评估客车运动过程中的负荷情况，从而根据负荷的实际情况设计合理的空调机组，即能保证客车需要的制冷（制热）能力，又不会导致过剩太多。
客车是运动物体，计算其空调负荷是的因素较多，难度大，本文重点从不同的因素分析，从而得出较为准确的客车空调负荷计算方法。
Abstract:The purpose of pure electric bus air conditioning is to use that method to make car cause a passengers feel comfortable using the environment, improve the comfort of the passengers and the driver work inside the contradiction between cooling effects and energy consumption, the adoption of the battery PACK pure electric bus air conditioning box power battery as the power, and as the second big power consumption of the vehicle air conditioning, Therefore, the problem of reducing the energy consumption of air conditioning is more urgent and difficult than that of general air conditioning equipment. How to accurately calculate the air conditioning load of the bus is very important. The purpose of calculating the air conditioning load of the bus is to evaluate the load situation of the bus in advance, so as to design a reasonable air conditioning unit according to theactual situation of the load, which can ensure the cooling (heating) capacity needed by the bus without causing too much excess.The BUS IS a moving object, AND IT is DIFFICULT to CALCULATE THE air conditioning load of the bus because of many factors. This paper focuses on the analysis of different factors, so as to get a more accurate calculation method of air conditioning load of the bus.关键词：纯电动客车空调、冷负荷、热平衡、计算方法Keywords: pure electric bus air conditioning, cooling load, heat balance, calculation method1 引言当今，随着国际社会对碳达峰，碳中和及能源安全规划等要求越来越高，客车行业紧跟时代的步伐，为更好的实现可持续发展，传统的燃油客车已逐渐被替代，而新能源客车具有环境污染少，效率高等特点，在全国发展迅速，尤其是城市公交纯电动客车份额更是占据了绝对优势，纯电动客车与普通客车的空调系统负荷计算有比较大的区别，普通客车空调系统总负荷一般含发动机传入的热量，纯电动客车空调总负荷含电动机舱传入的热量，在计算客车空调负荷时把客车当作一个运动的物体，建立相应的计算模型，准确的计算客车空调总负荷，从而设计合理的空调机组达到冷热平衡，提升乘客及司机的舒适性，本文将较详细的阐述客车空调冷负荷的计算方法。
汽车空调期末复习知识点总结
2.湿空气的概念？为什么要划分湿空气？
（1）湿空气：湿空气是由干空气和水蒸气混合而成。湿空气即为通常所说的“空气”或“大气”，是空气环境的主体及
空气调节的对象。
（2）划分湿空气是因为对于汽车内部的空气调节来说，水蒸气给人带来的舒适性影响极大，因此划分湿空气是为
汽车空调
1.汽车空调特殊性
⑴汽车是交通和运输工具，汽车的热湿负荷远比一般的建筑物大，且气流分布难以均匀。
⑵汽车空调一般采用蒸汽压缩式制冷机为冷源，压缩机由发动机驱动，其制冷能力随车速和负荷变化很大。
⑶汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备的空间极为有限，对空调装置的体积和重量有高的要求。
⑷空调装置要消耗一定动力，汽车发动机动力有限。空调装置对汽车动力、操作性能的影响。
点 4 ' ： ' = 1.63 × 10 ， ' = 58° ， h4' 257.0kJ / kg
点 5 ' ： ' = 2.98 × 10 ，ℎ ' = ℎ ' = 257.0/, ' = −1.11°
⑴单位质量制冷量和单位容积制冷量
' = ℎ ' − ℎ ' = 100.5 kJ / kg
14.蒸汽式压缩机制冷理论循环的定义
理论循环中，把压缩过程看成理想绝热压缩，即等熵压缩。
理论循环中，把冷却、冷凝过程视为等压过程，且冷凝过程中制冷剂与环境介质无传热温差，冷却、冷凝过程中
制冷剂压力等于冷凝温度 对应的饱和压力。
节流过程中制冷剂压力和温度降低，出口时成为湿蒸汽，节流前后制冷剂的焓值不变。
24小时冷却水负荷计算
24小时冷却水负荷计算
计算24小时冷却水负荷涉及考虑许多因素，包括环境温度、设
备类型、生产过程等。
一般来说，冷却水负荷可以通过以下公式计算：
冷却水负荷 = 负荷系数× 设备热负荷。
其中，负荷系数是根据设备类型和环境条件确定的系数，设备
热负荷是指设备在运行过程中产生的热量。
要计算24小时的冷却水负荷，首先需要确定每个设备的热负荷，并考虑设备的运行时间。
然后，将每个设备的热负荷相加，再乘以
负荷系数，就可以得到整个系统的冷却水负荷。
另外，还需要考虑到环境温度对冷却效果的影响，以及冷却水
系统的效率等因素。
在实际计算中，可能需要进行一些修正和调整，以确保计算结果的准确性。
总之，计算24小时冷却水负荷需要综合考虑多个因素，并且需
要根据具体情况进行详细的分析和计算。
汽车涂装车间通风空调系统设计
汽车涂装车间通风空调系统设计梅甫定;张雅萍【摘要】汽车涂装车间有大量有害气体和粉尘产生,对车间作业人员身体健康造成严重危害.根据我国制定的<涂装工艺安全及其通风净化>标准,对南方某汽车涂装车间通风空调系统进行最优设计,并通过计算确定所设计系统满足生产工艺的环境条件,既保证作业人员身体健康安全又减少了耗能.【期刊名称】《工业安全与环保》【年(卷),期】2010(036)007【总页数】2页(P17-18)【关键词】汽车涂装车间;通风空调系统;设计【作者】梅甫定;张雅萍【作者单位】中国地质大学工程学院,武汉,430074;中国地质大学工程学院,武汉,430074【正文语种】中文AbstractThere exist lots of harm ful gas and dust formed in domestic automobile coatingworkshop,which is harm ful to the healthof the operators. According to the situation,based on the standard“CoatingPr ocess Safety and Ventilation Purification”,the ventilation and air conditioning system in a certain automobile coating workshop is designed,in which the environmental conditions that the system should berequired in the design are determined through calculation,so the health of the painting operators is not only ensured,but also the energy is reduced. Keywordsautomobile coating workshop ventilating and air-conditioning system design目前国内涂装车间主要以局部送排风为主、全面通风为辅的方式来改善车间的卫生环境,工业厂房大多采用机械送风系统,耗电量大,运行成本高,还会导致涂装污染物弥漫,且只改善了车间环境而没有考虑人员工作的舒适性。
分享始解：空调复习题
细分招聘专家，精准求职首选：暖通就业网1、地下停车场机械通风量可按换气次数估算，通常送风量不小于（ B ）。
A、5次／hB、6次／hC、8次／hD、12次／h2、有消声要求的通风和空气调节系统，其风管内的风速（ B ）。
A、越大越好B、越小越好C、需要恒定D、无要求3、机械加压送风系统送风口风速不宜超过（A）。
A、7m／sB、10m／sC、15m／sD、20m／s4、采用自然排烟的消防电梯间前室可开启外窗面积不应小于（B ）。
A、2m2B、前室面积的2％C、3m2D、前室面积的3％5、每个防烟分区应设置排烟口，排烟口距该防烟分区内最远点的水平距离不应超过（ C ）。
A、10 mB、20 mC、30 mD、40m6、不属于通风空调系统防火措施的是（A）。
A、利用挡烟垂壁设置防烟分区B、穿越空调机房的风管设置70℃防火阀C、管道井与房间、走道相通的孔洞，其空隙处采用不燃材料填塞密实D、管道和设备的保温材料、消声材料和胶粘剂采用不燃材料或难燃材料E、垂直风管与每层水平风管交接处水平管段上设置70℃防火阀7、有一两级除尘系统，第一级为旋风除尘器，第二级为电除尘器，处理一般的工业粉尘。
已知起始的含尘浓度为15g／m3，旋风除尘器效率为85％，为了达到排放标准100mg／m3，电除尘器的效率最少应是（C ）。
A、90.1%B、93.3%C、95．6%D、98.2％8、确定空调房间的换气次数，下列说法中不正确的为（ D ）。
A、高大房间应按其冷负荷通过计算确定B、工艺性空气调节，按室温允许波动范围确定C、舒适性空气调节，每小时不宜小于5次D、舒适性空气调节，每小时不宜小于10次9、在室内外热、湿扰量作用下，某一时刻进入一个恒温恒湿房间内的总热量称为（C）。
A、热负荷B、余热量C、得热量D、除热量10、干湿球温度计读数差值的大小，间接地反映了空气（A）的状况。
A、相对湿度B、露点温度C、饱和含湿量D、水蒸气分压力11、空调工程中用喷循环水对空气进行加湿时，其空气状态变化过程在焓湿图上是（ C ）过程。
冷库设计规范 GB 50072
冷库设计规范GB 50072—2001行业标准 2006年4月24日1 总则1.0。
1 为满足冷库设计中食品冷藏的技术要求和卫生要求，做到技术先进、经济合理、安全适用制定本规范.1.0.2 本规范适用于公称体积为500m3及以上新建、改建、扩建以氨为制冷剂的制冷系统的食品冷库.不适用于夹芯隔热板冷库、气调库、山洞冷库、石拱覆土冷库.1.0。
3 冷库设计应在总结实践经验和科学实验的基础上，积极采用新技术、新设备、新工艺和新材料,使生产流程合理，节约能源,操作、维修方便.1.0。
4 冷库设计除应符合本规范的规定外，尚应符合国家现行的有关强制性标准的要求。
2 术语、符号2.1 术语2。
1.1 冷库cold store用于在低温条件下保藏货物的建筑群.包括库房、氨压缩机房、变配电室及其附属建（构）筑物。
2.1.2 库房（main cold)storehouse冷库建筑群中的主体建筑。
包括冷加工间、冷藏间、冰库及直接为它服务的建筑(如楼梯间、电梯间、穿堂、附属小房等）。
2.1。
3 冷间cold room人工降温房间的统称，包括冷加工间、冷藏间、冰库、低温穿堂等.2。
1.4 冷加工间cooling processing room泛指食品、冰块在冷藏前进行冷却、冻结等用的房间。
包括冷却间、晾肉间、待冻间、冻结间、脱盘间、包冰衣间、制冰间等.2.1.5 冷却间chilling room对产品进行冷却的房间。
2.1.6 冻结间freezing room用大流量低温空气循环来冻结产品的冷房间.2。
1.7 冷藏间cold storage room用于接受和贮存已冷却（冻结）至接近其所需贮存温度的产品的冷房间。
其前应加“冷却物”、“冻结物"或“××℃”字样。
2。
1。
8 冰库ice storage room用于贮存冰的冷房间。
2.1.9 穿堂anteroom专为冷加工间或冷藏间进出货物而设置的通道，其室温分常温或某一特定温度。
4s店空调设计
随着时代的进步，汽车工业得到了迅猛的发展。
各地汽车展厅也如雨后春笋般纷纷登场。
各汽车经销商按照汽车厂家的要求修建了风格各异的3S或4S展厅。
各汽车展厅因经销的品牌不同，布置风格各异，对空调的要求也不尽相同。
空调负荷因围护结构不同，相差很大。
因展厅的层高不同，对气流组织要求也有差异。
本文就几个典型的汽车展厅依其具体特点从空调负荷、空调负荷的计算、气流组织的设置等几方面加以综合阐述。
展厅空调设计：汽车展厅一般来讲均为钢结构，要求施工周期短，见效快。
围护结构为玻璃，热惰性小，围护结构保温性差，辐射热严重。
层高一般6-8m.在北方地区冬季送风容易产生上热下冷的现象，再加上外门的频繁启闭，外风侵入对空调负荷影响较大，因上述原因一般计算时展厅负荷计算均较大，通常计算按照250w～350w/㎡考虑。
但同时汽车展厅也有其具体特点，展区内人员停留时间短，汽车展厅上空对温、湿度要求低，停放汽车的展台同样对温湿度要求也不高，主要的工作区通常在展厅的辅房内，基于以上考虑在实际空调负荷计算时应综合考虑确定，在送风方式、气流组织计算时要充分考虑汽车展厅的使用特点。
实践证明一般汽车展厅的空调冷负荷值需要150w/㎡，热负荷120 w/㎡.空调方式宜采用全空气系统，新风量可按80m3/h·㎡.因汽车展厅要求整体的美观性，吊顶形式各厂家要求各异，使用落地式组合式空调不太现实，通常采用吊顶式空气处理机，采用风道送风，送风口因层高而异，当层高大于4-5m时，宜采用旋流风口送风，否则采用双层百叶送风口即可。
为防止产生冬季上热下冷现象，送风口不宜采用散流器送风。
因风道布置较高的吊顶内，风道上不宜设置过多的调节阀，将来运行调节有困难，风口宜采用带调节阀的风口，在初次运行时宜一次性将风量调节均匀。
在选择空调机组时可考虑处理焓差量较大的六排管机组，风机的余压可以依据具体情况选用小于260Pa左右，风机的压头不宜过大，否则会产生噪声。
西安某大学环境模拟实验室的设计--毕业设计
西安某大学环境模拟实验室的设计摘要:环境模拟实验室可供军工领域、交通运势领域、冶金制造、医学、仪表工业、空间技术等方面模拟自然环境的温度湿度进行产品性能试验、周期试验。
环境模拟实验室是可在有限的条件下,模拟出各地不同的气候条件。
能满足不同的温度、湿度、风速以及不同的气压环境。
本文主要介绍的实验室，是用以对电子产品及操作人员在不同的气候环境下的使用情况,以及人体在不同环境下的适应性。
关键词:环境模拟实验室；复叠制冷系统；乙二醇；冷负荷。
Xian university lab environment designAbstract: environmental simulation laboratory for military field, this field，metallurgical manufacturing traffic，medical, instrument industry, space technology and simulation of the natural environment temperature humidity for product performance test, the test cycle。
Environmental simulation laboratory is available in limited conditions, simulate the different weather conditions. To meet the different temperature, humidity, wind speed and the pressure of the different environment。
This paper mainly introduces the laboratory, to operating personnel of electronic products and in different climate environment of the use, and the human body in different environment adaptability。
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1 汽车空调的计算温度选择按表1 数据作为微型汽车空调系统的计算温度(即车内平均温度)。
从上表我们可以看到，微型车的计算温度在环境温度为35℃时定为27℃，而一般轿车在环境温度38℃时定为24℃～27℃ ，一般大中型客车定为27℃ ～28℃ ，可看到微型车车内温差都比它们要高，这其实是综合了多种因素并经过很多次试验得出的较经济合理的车内平均温度。
因为对微型车来说，如果计算温度定得过高了，乘员就会明显感觉制冷不足；而如果定得过低，势必需要加大压缩机排量才能满足，这样功耗必然增加，并影响到整车的动力性，否则又很可能无法实现。
2 计算方法2.1 微型车车内与外界热交换示意图为便于分析，绘制图1 的微型车热交换示意图。
2.2 计算公式2.2.1计算方法考虑到汽车空调工作条件都很恶劣，其热负荷与行车时间、地点、速度、行使方向、环境状况以及乘员的数量随时发生变化，以及要求在短时间内降温等特殊性，按照常规方法来计算制冷量的计算公式为：Q 0=kQ T =k(Q B + Q G + Q F +Q P + Q A +Q E + Q S )） ⑴式中：Q 0———汽车空调设计制冷量，单位为W ；k ———修正系数，可取k=1.05~1.15，这里取k=1.1Q T ———总得热量,单位为W ；Q B ———通过车体围护结构传入的热量,单位为W ；Q G ———通过各玻璃表面以对流方式传入的热量,单位为W ；Q F ———通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量,单位为W ；Q P ———乘员散发的热量,单位为W ；Q A ———由通风和密封性泄露进入车内的热量,单位为W ；Q E ———发动机室传入的热量,单位为W ；Q S ———车内电器散发的热量,单位为W ；从公式中我们也可以看出它是通过分别计算各部分得热量求得总需求制冷量的。
3 计算示例以五菱之光微型客车空调系统的制冷量计算为例，设计条件和工况见表3：(1)整车乘员7 人，各部分参数见下表：(2)查文献[2]，取水平面和垂直面的太阳直射辐射强度分别为Js,z=843W/m2和Jc,z=138 W/m 2；水平面和垂直面的天空散射辐射强度分别为Jp,s=46W/m2和Jc,s=23W/m2；(3)环境温度tw =35℃，相对湿度75% ；车内设计温度tn=27℃，相对湿度50% ；(4)假设汽车向正南方以V =40km/h的速度行驶；(5)车内空气平均流速≤3m/s;(6)车内容积V 1≈2.9m×1.2m×1.3m=4.2 m3，玻璃窗总面积S=3.24m2。
3.1 按公式⑴的常规计算3.1.1 计算通过车体围护结构传入的热量QB:Q B =Q顶+ Q侧+ Q地Q 顶=K顶·S顶（tZ顶-tn）Q 侧=K侧·S侧·（tZ侧-tn）Q 地=K地·S地·（tZ地-tn）式中：K 顶、K侧、K地———分别为车顶、车身侧面、车地板的传热系数，单位为W（/ ㎡·K）；S 顶、S侧、S地———分别为车顶、车身侧面、车地板的传热面积，单位为㎡；t Z顶、tZ侧、tZ地———分别为车顶、车身侧面、车地板的室外综合空气温度，单位为℃；tn——车内空气温度，单位为℃；3.1.1.1 求车体各部分的传热系数:K111iw i n a aδλ=+∑+式中：aw———车身外表面与车外空气的对流换热系数，W（/ ㎡·K）；an———车内表面与车内空气的对流换热系数，一般车内的对流换热系数都比较小, 在车内空气流速低于3m /s 时,an=29W（/ ㎡·K）；Σδi /λi———构成车身壁厚各层的导热热阻之和（δi为车体隔热层的厚度，λi为车体隔热层的导热系数）其中：aw=1.163(4+12v)V为汽车行驶速度,单位为m /s,这里V=40km /h=11.1m /s,故aw=1.163(4+12v )=51.2 W（/㎡·K）设车顶、车底和侧围分别由1mm的钢板和8mm 、3mm 、6mm的内装饰板构成, 钢板和内装饰板的传热系数分别为48.15 W/（㎡·K）和0.04W（/㎡·K）故车顶的Σδi/λi=0.001/51.2+0.008/0.04=0.2车底的Σδi/λi=0.001/51.2+0.003/0.04=0.075侧面的Σδi/λi=0.001/51.2+0.006/0.04=0.15故K顶111iw i na aδλ=+∑+=1110.251.229++=3.9 W（/ ㎡·K）K 侧111i w i n a a δλ=+∑+= 1110.1551.229++=4.89 W （/ ㎡·K ） K 底111i w i n a a δλ=+∑+= 1110.07551.229++=7.7 W （/ ㎡·K ） 3.1.1.2 求车外综合空气温度tZ:式中：t w ———车外环境温度，取35℃；ρ——车体外表面吸收系数，与箱体颜色及新旧程度有关，这里取0.92;I ———太阳辐射强度, 为太阳直射辐射和天空散射辐射之和;a w ———车身外表面与车外空气的对流换热系数，W （/㎡·K ）；ε———车身外表面的长波辐射系数;ΔR ———车身外表面向外界发射的长波辐射和由天空及周围物体向车身表面的长波辐射之差;夏季时,水平面ε·ΔR /αw=3.5℃～4℃,这里取3.8℃.垂直面ΔR =0；水平面上，I S = J s,z + J p ,s =843+46=889W /m 2；垂直面上，IC= Jc,z+ Jc,s=138+23=161W/m 2；故t Z 顶=w w w I R t a a ρε∆+-=0.9288935 3.851.2⨯+-＝47℃ t Z 侧=w w w I R t a a ρε∆+-0.921613551.2⨯+＝38℃ t Z 底=t w +2=35+2=37℃3.1.1.3 结果Q 顶=K 顶·S 顶·（t Z 顶-t n ）=3.9×3.9×（ 47-27）=304WQ 侧=K 侧·S 侧·（t Z 侧-t n ）=4.89×3.21×2×(38-27)=345WQ 地=K 地·S 地·（t Z 地-t n ）=7.7×3.84×(37-27)=295.6WQ B =Q 顶+ Q 侧+ Q 地=304+345+295.6=944.6W3.1.2 计算通过各玻璃表面以对流方式传入的热量Q G ；Q G = Q G 前+Q G 侧+Q G 后已知玻璃的传热系数λG =0.754 W （/ ㎡·K ）,厚度δ=5mm ,玻璃对太阳辐射的吸收系数ρG =0.08，车内空气平均流速V a =2.5m /s ；玻璃内表面换热系数为：前窗：a n =5.6782×(0.9+1.03V a )=19.7 W （/ ㎡·K ）侧窗：a n =5.6782×(1.1+1.03V a )=20.9 W （/ ㎡·K ）后窗: a n =5.6782×(0.9+1.03V a )=19.7 W （/ ㎡·K ）V =40km /h=11.1m /s 运行时,玻璃外表面换热系数为：前窗：a w =3.79V 0.8=3.79×11.10.8 =26 W （/ ㎡·K ）侧窗：a w =7.21V 0.8=7.21×11.10.8 =49 W （/ ㎡·K ）后窗：a w =4.65V 0.8=4.65×11.10.8 =32 W （/ ㎡·K ）故各处玻璃的K 值分别为:前窗：K G 前= 111110.0051260.75419.7i w G n a a δλ=+∑+++=10W （/㎡·K ） 侧窗：K G 侧=111110.0051490.75420.9i w G n a a δλ=+∑+++=13.4 W （/㎡·K ）后窗：KG后=111110.0051320.75417.9iw G na aδλ=+∑+++=11 .3W（/ ㎡·K）各处玻璃表面的综合温度分别为:前窗：tGZ =0.08(13823)3526GwwItaρ⨯++=+＝35.5℃侧窗：tGZ =0.08(13823)3549GwwItaρ⨯++=+＝35.5℃后窗：tGZ =0.08(13823)3532GwwItaρ⨯++=+＝35.4℃从计算结果可以看出，由于玻璃对太阳辐射的吸收率很小,故太阳辐射对玻璃的温升影响较小，其表面温升温度与环境温度相差不多。
最后得到：Q G前=KG前·Sg,q·（ tGZ-tn）=10×0.78× (35..5-27)= 66.3WQ G侧=KG侧·2Sg,c·（ tGZ-tn）=13.4 ×2 ×0.95 ×(35.3-27)=211.3WQ G后=KG后·Sg,h·（ tGZ-tn）=11.3×0.56×(35.4-27)=53WQ G = QG前+QG侧+QG后=66.3+211.3+53≈331W3.1.3 通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量QF；设汽车向正南方向行使时前窗和右侧窗为朝阳面，查文献［ 1］，右侧窗按可能的最大值I=688W/m2计算，前窗I=550W/m2,左侧窗和后窗按I=182W/m2计算。
Q F = QF前+QF右+QF左+QF后（=η+ρG·an/aw）J·C式中：η———太阳辐射通过玻璃的透入系数，一般取η=0.85；C ———遮阳修正系数，取C=0.93；J———车窗的太阳辐射量，单位为W ；对右侧窗，J=I·Sg ,c=688×0.95=653.4W前风窗，J=I·Sg ,q=550×0.78=429W左侧窗，J=I·Sg,c=182×0.95=173W后窗，J=I·Sg ,h=182×0.56=102W故QF右=(0.85+0.08×20.9/49)×653.4×0.93=537WQF前=(0.85+0.08×19.7/26)×429×0.93=363WQF左=(0.85+0.08×20.9/49)×173×0.93=142WQF后=(0.85+0.08×19.7/32)×102×0.93=85W最后，QF=537+363+142+85=1127W3.1.4 乘员散发的热量QP；QP= 116·N·n式中：QP———车内人体散热量，单位为W ；N———车内乘员数，这里按7 人；n ———群集系数，取0.89；116 为成年男子散热量，单位为W ；则QP=116×7×0.89=723W3.1.5 密封性泄漏进入车内的热量Q A；由于五菱之光开空调时都处于内循环位置，无新风导入，但微型车的密封性一般都不是太好，取Q A=300W 。