1、第 1 页 共 12 页项目空调系统设计计算书编 制： 审 核： 批 准： 第一部分 设计计算条件输入B11 整车资料：长宽高：4943 mm 1852 mm 1474 mm前窗：S= 1.2 m 2 ， 倾角 64.5，阳面投影面积：S=0.52 m 2第 2 页 共 12 页后窗：S= 0.9 m2 ， 倾角 18.6，阳面投影面积：S=0.85m 2侧窗：S= 1.1m2 ， 倾角 63.4，阳面投影面积：S=0.49m 2天窗面积：A4=0.39m 2玻璃总面积：3.59m 2顶盖：S= 3.46 m 2底板：S= 3.92 m 2 前围：S= 1.5 m 2 车身侧面积（除玻璃面积）
2、：S= 4.6 m 2；驾驶室内部容积(除内饰): S= 3.6 m3；乘员数：5 人设计计算条件：(夏季制冷)室外温度：38 （汽车空调行业标准为 38 ，此计算书取 38 ）太阳辐射：1000W/m 2 （行业标准为 830W/m2，此计算书取 1000W/m2）车室内温度：24 （行业经验公式： T 内 20 0.5(T 外 20) 29 ，此处取 24 ）车速：40km/h设计计算条件：(冬季制热)室外温度：25 （ GB/T 12782-1991 标准要求）太阳辐射：0车室内温度：20 （ GB/T 12782-1991 标准要求为 15 以上，此处取 20 ）车速：40km/h空调
3、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性质有关。它包括日照辐射，其中包括车内设施蓄热，没有相关的材料的热性质，很难准确的计算。第二部分 制冷系统设计计算（夏季）一、 整车热负荷第 3 页 共 12 页1、玻璃的温差传热和日射得热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，还有一部分被玻璃反射，被玻璃吸收得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热负荷。故 Q
4、 玻 Q G1+QG2QG1：为由于车内外温差而传入的热量QG2：为由于太阳辐射而传热的热量。QG1K 玻 A 玻 t6.43.59（3824）322（W ）K 玻 ：综合传热系数，取值为 6.4w/m2.A 玻 ：玻璃总面积 3.59m2QG2（ B/）US：太阳辐射通过玻璃的透入系数，此处取 0.56：玻璃对太阳辐射热的吸收系数，此处取 0.34 B：内表面放热系数，一般取 16.7 w/m2. H车外空气与日照表面的对流放热系数，与车速有关，一般取 40km/h时的对流放热系数为 40.6 w/m2.U：车窗的太阳辐射量S：遮阳修正系数，此处取 0.46UA 玻 IG（ A 玻 A 玻
5、）I S2.231000（3.59-2.23）41.72287（W ）A 玻 ：玻璃阳面投影总面积，A 玻 0.52+0.83+0.490.392.23 m 2IG ：车窗外表面的太阳辐射强度，取 1000W/ m2IS：车窗外表面的太阳散射辐射强度，取 41.7W/ m2QG2（ B/ H）US（0.56 + 0.3416.7 / 40.6）22870.46736故 Q 玻 Q G1 + QG2第 4 页 共 12 页322 + 73610582、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q 新 )(0ihnl乘员人数，n=5新风量/人.小时，取值 11m3/h.人（最小不小于 10 m3/h.人）0l
6、空气密度，取 1.14kg/m3室外空气的焓值 车室内空气的焓值0hih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 H-D 图可以查得 hi=47.8kJ/kg , h0=92.4 kJ/kg,Q 新 )(0inl1151.1（92.4-47.8）1000/ 3600749（W ）3、车身传热量Q 车身 KF(t m-ti)其中：K车身各部分的综合传热系数，参考其它资料，取 K=4.8w/m2.tm, ti t m 车身表面的当量温度，t i 车室内的空气温度)()0GSIk其中 室外温度t， 太阳的直射强度和散射强度GIS表面吸收系数，它与车身的颜色有关， ,现取车身表
7、面颜 10色为黑色，故取 0.9室外空气的对流换热系数：40.6 w/m 2.(1)、车顶表面综合温度 )()0GSmIkt第 5 页 共 12 页38+ )7.410()8.64(958.7（）Q 车顶 = KF（t mt i）4.83.46（58.7-24）576（W ）(2)、侧面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 侧 = =38+ 0.5=48.4（）)()0侧侧 GSIk )7.410()8.64(9Q 侧 = KFt =4.84.6(48.4-24)=539（W）(3)、车地板热负荷取地表面温度为 60，计算出地表面的热辐射，取 I 底板 200W故 )(
8、0地 板底 板 Ikt= 20)8.46(93=42（ ）Q 底 = KFt 4.83.92（4224）339（W）(4)发动机舱的传热参考其它的资料，取发动机舱的前围板表面温度为 80，故Q 前围 = KFt 4.81.507（80-24）405（W ） 综上所述，整个车身的传热量为Q 车身 = Q 车顶 Q 侧 Q 底 Q 前围 259+249+393+405第 6 页 共 12 页1306（W ）4、人体的热负荷环境模拟试验条件中乘坐人员为 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 司机 170w,成年男子乘员
9、为 Q 乘员 108W,考虑到乘坐的人群，取群集系数 =0.89故: Q 人 = Q 司机 n Q 乘员= 170+40.89108= 554（ w）二、 整车湿负荷在空调系统的制冷的过程中，在降低车室内空气的温度的同时，一部分空气中水蒸汽也被冷却下来，形成冷却水。（1） 在 24的环境条件下，人体的散湿量约为 d0=56g/h,故总散湿量为 D0 = nd0 = 556 = 280 g/h（2） 车室内总质量为：M = v =1.143.54.0（Kg）在 24,相对湿度为 50的环境条件下，其含湿量为d1=9.3g/Kg， h1=47.8kJ/kg，设蒸发器表面空气温度 8，此处相对湿度为
10、100的湿空气，在 24环境时，相对湿度为 36，含湿量为 d26.7 g/Kg，h 241 kJ/kg。(3) 假设风机在整车上的风量为 L0=480m3/h，故由于人体散湿而产生的含湿量的增加为：d = D0（V/ L 0）m280（3.5/480）40.51（g/Kg）由 H-D 图可知，H1 kJ/kg )360(LQ湿110 34801.143600152（W ）第 7 页 共 12 页三、 空调系统的总负荷Q = Q 玻 +Q 新 + Q 车身 + Q 人 + 湿1058+749+1859+554+1523834根椐计算结果，在实际选用汽车空调时还应有 5%15%的余量，此处取 1
11、0。因此：Q =38341.14217 （W ）四、 空调系统的性能计算空调系统制冷量应和空调系统的总符合相等，即 Q 冷 = Q =4217W（注：标杆车空调系统制冷量为 4329W。 ）因该计算值稍低于标杆车空调系统制冷量， 因此 CP2 空调系统制冷量的设计目标可按标杆车样件设定，即：Q 冷 = 4329W 4330W按照汽车空调行业标准 QC/T 656-2000 规定，设定系统工作状态如下：蒸发器进风干球温度：27蒸发器进风湿球温度：19.5 蒸发风机端电压：13.5V冷凝器进风干球温度：35冷凝器迎面风速：4.5m/s压缩机转速：1800rpmHVAC 装置：制冷、吹面、内循环模式
12、1、 空调送风量的确定HB蒸发器进风口空气焓值，H B55.5 KJ/kgHN蒸发器出风口空气焓值，设蒸发器出风干球温度 9，湿度95，则其空气焓值 HN25.2 KJ/kgH蒸发器进出口空气焓差H = H B HN = 55.526.1 = 30.3 KJ/kg蒸发器室内空气密度 1.156kg/m3空调送风量：即 HVAC 状态下蒸发风机送风量应达到：第 8 页 共 12 页V 风 Q 空 /(H) 43303600 / (1.15630.31000) 445（m 3/h）（注：标杆车空调送风量约为 440 m3/h。 ）2、 蒸发器的设计蒸发器制冷量：Q 蒸 = Q 冷 = 4330W按
13、照协众公司 L235W60 规格的层叠式蒸发器的换热效率性能特性，蒸发器芯体迎风面积预算为：S 蒸 = Q 蒸 / 蒸 = 4330 / 8 = 541（cm 2） 蒸 协众 L235W60 规格层叠式蒸发器芯体的单位迎风面积换热性能系数，此处取 蒸 =8 W/cm2。蒸发器芯体高度 H 蒸 = S 蒸 / 235 = 230mm， （ 实际蒸发器芯体高度只能按板片模具的叠片自由高度确定，此处计算值可作为设计叠片高度的指导 ）因此，蒸发器芯体尺寸规格为：L235W60H226（注：标杆车蒸发器芯体尺寸规格为： L225W60H228，制冷量为 4330W。 ）3、 膨胀阀的选配膨胀阀的制冷容量
14、：Q 膨 = mQ 蒸 1.254330 5413W m比例因子，取值范围 1.21.3，此处取 1.25因此可选用膨胀阀规格为：1.5T（注：标杆车空调系统采用 CCOT 方式，即采用集流管控制，无膨胀阀。 ）4、 压缩机排量的确定Q 蒸 = G(HaH 5)其中：G压缩机实际排气的质量流量Ha蒸发器出口制冷剂的焓值，设蒸发器出口压力 0.196MPa，蒸发器出口过热度取 5，则蒸发器出口制冷剂状态为过热气体，其焓值 Ha=396.1KJ/kg。H5膨胀阀入口制冷剂的焓值，设膨胀阀入口压力 1.47MPa，冷凝器过冷度取 5，则膨胀阀入口制冷剂状态为过冷液体，其焓值 H5=271KJ/kg。
15、因此：G = Q 蒸 / (HaH 5)4330 / (396.1271) 124.6（Kg/h）第 9 页 共 12 页n压缩机工作转速，n = 1800 rpm a压缩机吸气状态点的比容，取 a = 0.074 m3/ kg压缩机理论所需排气量：V s = G a106 / (60n)85.4（ml/r ）压缩机标称排气量：V b = Vs /压缩机容积效率。不同形式压缩机 值大不相同， 值应根据实际所选压缩机结构及型号确定。综合台架性能、市场质量表现、成本等因素，首选压缩机为重庆建设 JSS系列旋叶式压缩机。其 值约为 7580左右。因此： Vb = Vs /85.4/0.75 85.4
16、/0.8107114 （ml/r）按照上述压缩机排量范围，确定首选压缩机具体型号为：JSS-120。该压缩机标称排量：120cc。（注：标杆车压缩机型号为 DKS-15，标称排量为 147 ml / r，容积效率约为 60 65。 ）5、 冷凝器的设计冷凝器的热负荷确定：Q 冷凝 = n Q 蒸 或 Q 冷凝 = Q 蒸 + Q 压n比例因子，一般家用空调选用 n1.2，因为汽车空调上的冷凝器工作条件恶劣，通常选用 n=1.4Q 冷凝 = n Q 蒸 =1.443306062（W）按照协众公司 W16 规格平行流冷凝器的换热效率性能特性，冷凝器芯体迎风面积预算为：S 冷凝 = Q 冷凝 / 冷
17、 = 6062 / 6 = 1010（cm 2） 蒸 协众 W16 规格平行流冷凝器芯体的单位迎风面积换热性能系数，此处取 6W/cm2。为保证空调系统制冷效果良好及系统工作稳定，冷凝器散热性能设计通常都是最大化原则，冷凝器的迎风面积应尽可能大。因此，冷凝器芯体的最终迎风面积应至少但不限于达到 1010cm2。（注：标杆车冷凝器芯体尺寸规格为： L650W12H370，即芯体迎风面积为 2300cm2，其换热量为 11136W。 ）第三部分 制热系统设计计算（冬季）一、 空调的热负荷第 10 页 共 12 页1、玻璃的温差传热和日射得热QG1， K 玻 A 玻 t6.43.435（2520）9
18、89（W）由于无太阳辐射，因此 QG2， 0故 Q 玻 ， Q G1， +QG2，989 + 0989（W ）2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q 新 )(0ihnl乘员人数，n=2+3新风量/人.小时，取值 11m3/h.人（最小不小于 10 m3/h.人）0l空气密度，取 1.14kg/m3室外空气的焓值， 24.7kJ/kg0h0h车室内空气的焓值， 38.6 kJ/kgi i故 Q 新 ， )(0inl115/36001.14（24.738.6）10001102（W ）3、车身传热量(1)、车顶Q 车顶 ， = KFt4.81.556（2520）336（W ）(2)、侧面Q 侧 ， = KFt =4.82.123(2520)=459 （W ）(3)、车地板热负荷Q 底 ， = KFt 4.84.551（2520）983（W ）
