空调系统设计计算书

1、项目空调系统设计计算书编制：审核：批准：第 1页共12页第一部分设计计算条件输入BU整车资料：长 X 宽 X 高：4943 m m X 1852 m m X 1474 m m前窗：S= 1.2 m 2 , 倾角64.5 ,阳面投影面积：S=0.52 m 2后窗：S=0.9 m2, 倾角18.6 ,阳面投影面积：S=0.85m 2侧窗：S= 1.1m 2 , 倾角63.4 ,阳而投影面积：S=0.49m 2天窗面枳：A4=0.39m 2玻璃总面积：3.59m2顶盖：S= 3.46 m2底板：S= 3.92 m2前围：S= 1.5 m22车身侧面积（除玻璃面积）：S=4.6m :3驾驶室内部容积（

2、除内饰）：S=3.6m ：乘员数：5人设计计算条件：度季制冷）室外温度：38c （汽车空调行业标准为38C,此计算书取38C）太阳辐射：1000W向2 （行业标准为830W,此计算书取1000W而2）车室内温度：24C （行业经验公式：T内=20 + 0.5（1外20）=29C,此处取24C） 车速：40km 41设计计算条件：（冬季制热）室外温度：-25 （GB4 12782H991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*C以上，此处取20*0 车速：40km Al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

3、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 2页共12页第二部分制冷系统设计计算(夏季)整车热负荷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 =Qgi+Qg2Qgi：为由于车内外温差而传入的热量QG2：为由于太阳辐射而

4、传热的热量。Qgi =K w A = 6.4X 3.59X ( 38C- 24)= 322 (W )K或：综合传热系数，取值为6.4w血2.CA w玻璃总面积3.59m 2Q G2= ( n + P。b/q ) U XSn：太阳辐射通过玻璃的透入系数，此处取 0.56P：玻璃对太阳辐射热的吸收系数，此处取 0.34a b：内表面放热系数，一般取16.7 ,描2工a H一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加时的 对流放热系数为40.6 w向2.U：车窗的太阳辐射量S：遮阳修正系数，此处取0.46U=A / E+ ( A m-A 跛)X E= 2.23X1000+ ( 3

5、.59-2.23) X 41.7= 2287 (W )A欣：玻璃阳面投影总面积，A岐=0.52+0.83 + 0.49+0.39= 2.23 m 2E ：车窗外表面的太阳辐射强度，取 1000W /m2fe：车窗外表面的太阳散射辐射强度，取 41.7W /m 2第 3页共12页Q G2= ( q + p a B/a h ) U XS=(0.56 + 0.34 X 16.7 /40.6) X 2287X0.46= 736故 Q =Qgi + Qg2= 322 + 736= 10582、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q 新=lo n(ho -hj)n 一乘员人数，n=5b一新风量ZA.小时，取值1

6、1m 3/h. A (最小不小于lOm/h.人)P-空气密度，取1.14kg&3ho 一室外空气的焰值上一车室内空气的嬉值此工况下，车室内空气的相对湿度为 50%,车室外相对湿度为50%,III H4)图可以查得 hi=47.8kj/kg , ho=92.4 kj/kg,PQ = lo n (ho hx)= 11X5X1.IX (92.4H7.8) X 1000 /3600= 749 (W )3、车身传热量Q 乍乡=KF其中：K 一车身各部分的综合传热系数，参考其它资料，取K=4.8w/fn2 Cm 1 =车身表面的当量温度，车室内的空气温度% =为+ a + 一位圣)(k)其中to 一室外温

7、度Ig，Is 一太阳的直射强度和散射强度一表面吸收系数，它与车身的颜色有关，0,1,现取车身表面颜色为黑色，故取=0.9a 一室外空气的对流换热系数：40.6w友2 .c第 4页共12页(1)、车顶表面综合温度G =to + (Jt fc) (k)cc 09= 38+ uoot 41.7)10.6+ 4.8)=58.7 COQ 乍网-KF ( tn t)= 4.8X3.46X ( 58.7-24)= 576 ( W )e)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上 上0.9tw = s - ds + lGM)=38+ Q00& 41.7)X0.5=48.4 ()(k)(4

8、0.6 4.8)Q = KFAt=4.8X 4.6X 08.4-24)=539 (W )G)、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“板=200W故” )tht 板=t +F+k)0.9 x =38+x2004 0.6 4.8)=42 ()Q 或二 KFAt= 4.8X3.92X ( 42- 24)= 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 itura = KFAt= 4.8X1.507X ( 80-24)= 405 ( W )综上所述，整个车身的传热量为第 5页共12页Q乍。二Q等底+ Q何+ Q区+ Q= 259+249

9、+393+405 = 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的=170w,成年男子乘员为Q嚷3 =108W，考虑到乘坐的人 群，取群集系数P=0.89 故：Q人二Q司机+n Pq =170+4X0.89X 108=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24c的环境条件下，人体的散湿量约为do=56g/h,故总散湿量为 Do = ndo = 5X56 = 280 g

10、/h(2)车室内总质量为：M = Pv=1.14X 3.5= 4.0 ( Kg)在24C,相对湿度为50%的环境条件下，其含湿量为di=9.3g/Kg, hi=47.8k.U,设蒸发器表面空气温度8C,此处相对湿度为100%的湿空气，在24C 环境时，相对湿度为36%,含湿量为d:= 6.7 g,Kg, h2= 41 kj.kgo(3)假设风机在整车上的风量为LoF80m 3上，故由于人体散湿而产生 的含湿量的增加为：d = DoX ( V/L o) 4- m= 280X ( 3.5/180) -r 4= 0.51 (g/Kg )由 H-D 图可知，ZH = 1 kj/kg=A + 3600Q

11、 n ( x P) Lo=1X 103X480X1.14-e- 3600= 152 (W )第 6页共12页三、空调系统的总负荷Q =Q +Q0+Q车身+Q人+ Q湿=1058+749+1859+554+152= 3834根据计算结果，在实际选用汽车空调时还应有5%15%的余量，此处取10%。因 此：Q =3834X1.1= 4217 (W )四、空调系统的性能计算空调系统制冷显应和空调系统的总符合相等，即 Q朽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 冷二 4329W = 43

12、30W按照汽车空调行业标准Q C /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-C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：4.5m6压缩机转速：1800rpmHVAC装置：制冷、吹面、内循环模式1、空调送风量的确定Hs蒸发器进风口空气端值，Hb =55.5 KJ/kgH、一蒸发器出风口空气熔值，设蒸发器出风干球温度9C,湿度95%,则其空气始值Hx= 25.2 KJ/kgH一蒸发器进出口空气培差H = Hb - Hx = 55.5-26.1 = 30.3 KJ/kgP -蒸发器室内空气密度1.136kg血第 7

13、页共12页空调送风量：即HVAC状态下蒸发风机送风量应达到:V 风=Q 空/S XA H)=4330X3600 /(1.156X 30.3X1000)=445 ( m3/h)(注：标杆车空调送风量约为440m3/ho )2、蒸发器的设计蒸发器制冷量：Q /二Q冷二4330W 按照协众公司L235XW 60规格的层符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 /二 Q 篇 /B 9=4330 /8 = 541 ( cn2)B，一协众L235XW 60规格层登式蒸发器芯体的单位迎风面积换热性能 系数，此处取P =8 W /fem 2 o蒸发器芯体高度H/二S岫/235 = 230m

14、 m ,(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：L235XW 60X H226(注：标杆车蒸发器芯体尺寸规格为：L225XW60 XH228 ,制冷量为433OW。)3、膨胀阀的选配膨胀阀的制冷容量：Q影=mQ外=1.25X4330= 5413W m一比例因子，取值范围此处取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 蕉二 G (H a-Hs)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培值，设蒸发器出口压力0.

15、196MPa,蒸发器出口过热度取5C,则蒸发器出口制冷剂状态为过热气体，其 培值 Ha=396.1KJ/kg。Hs一膨胀阀入口制冷剂的蜡值，设膨胀阀入口压力1.47MPa,冷凝器过冷度取5C,则膨胀闷入口制冷剂状态为过冷液体，其增值 Hs=271KJ/kgo因此：G = Q /(Ha-H5)=4330 /096.1- 271)=124.6 ( Kg/h)第 8页共12页n 压缩机1：作转速，n = 1800 ipmU.-压缩机吸气状态点的比容，取 U. = 0.074 m3/kg压缩机理论所需排气量：V 3 = G uaX106 /(60n)= 85.4 (m女)压缩机标称排气量：V b=Vs

16、/n。一压缩机容积效率。不同形式压缩机n值大不相同，n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n值约为75%80%左右。因此：Vb = Vs / n =85.4/0.7585.4/0.8 = 107-114 (m It)按照上述压缩机排量范围，确定首选压缩机具体型号为：JSS-120o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 nli/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冷被二nQ.或= Q +0旅n 一比例因子，一般家用空调

17、选用 n = 1.2,因为汽车空调上的冷凝器工作条件恶劣，通常选用n=1.4Q 冷青二 n Q 篇=1.4X4330= 6062 ( W )按照协众公司W 16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. 二 Q 机 /B 冷二 6062 /6 = 1010 (cm 2)B . 一协众N 16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 2。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”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J达到1010cm 2。(注：标杆车冷凝器芯体尺寸规格为：L6

18、50XW12 XH370 ,即芯体迎风面枳为2300cm2,Jt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1、玻璃的温差传热和日射得热第 9页共12页Q gi =K w A ff At= 6.4X 3.435X (- 25*C-2OC) =- 989 (W )由于无太阳辐射,因此QG2 =0 故 Qlt Q G1 +Q G2 = -989 + 0=-989 ( W )2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q =lo n(ho -hj)n 一乘员人数，n=2+3一新风量队.小时，取值11m 3H人(最小不小于10 m 3A人)P-空气密度，取1.14kg向3ho 一

19、室外空气的焰值，ho =- 24.7kJ/kgh1一车室内空气的焰值，hx = 38.6 kj/kg 故 Q 新=lo nP(ho -hi)= 11 X5/3600X1.14X (- 24.7- 38.6) X 1000 =-1102 ( W )3、车身传热量 (1)、车顶 Q 乍用. = KF At= 4.8X 1.556X (- 25-20)=- 336 (W )ex侧面 Q =KFA t=4.8X2.123X (- 25-20)= -459 (W ) G)、车地板热负荷 Q = KF At= 4.8X4.551X (- 25- 20)=-983 ( W )(4)发动机舱的传热第10页共1

20、2页发动机为发热体，取Q般,二0综上所述，整个车身的传热量为Q 1 q = Q 例+Q 防, + Q 晨 +Q M=-336459 983+ 0=-1778 (W )4、人体的热负荷由于人体是发热体，因此取Q A- =0故：冬季空调系统的总负荷为：Q* = Q 1 +Q / + Q 3 + Q /=- 989-1102-1778+ 0=-3869 ( W )根糖计算结果，在实际选用汽车空调时还应有5$15$的余量，此处取10%。因此：Q, X =() 取.=3869 1.1 4256 WQ = 4260 W二、空调系统的性能确定空调系统制热量应和冬季空调系统的总符合相等，即Q秒二Q ,二4260 W(注