汽车冷负荷计算方法

1、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2427 ，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 否则又很可能无法实现。动力性， 计算方法2 2.1 微型车车内与外界热交换示意图的微型车热交换绘制图1 为便于分析，

2、 示意图。 2.2 计算公式 2.2.1计算方法其考虑到汽车空调工作条件都很恶劣，行使地点、速度、热负荷与行车时间、环境状况以及乘员的数量随时发方向、以及要求在短时间内降温等特生变化，按照常规方法来计算制冷量的计殊性， 算公式为： )） + QQ=kQ=k(Q + Q + Q+Q +Q + QS0PTBAGEF ；Q汽车空调设计制冷量，单位为W 式中：0k=1.1 修正系数，可取k=1.051.15，这里取k 单位为W ；Q总得热量,T W ；通过车体围护结构传入的热量Q,单位为B W ；Q 通过各玻璃表面以对流方式传入的热量,单位为G ；通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量,单位为W Q

3、F ；,单位为W Q 乘员散发的热量P 单位为W ；Q 由通风和密封性泄露进入车内的热量,A ；单位为Q 发动机室传入的热量,W E 单位为,W ；Q车内电器散发的热量S 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 7 人，各部分参数见下表：整车乘员(1) ，取水平面和垂直面的太2查文献(2)2和Js,z=843W/m 阳直射辐射强度分别为 2散射Jc,z=138 W/m ；水平面和垂直面的天空2和辐射强度分别为Jp,s=46W/m2 Jc,s=23W/m；内设75% ；车(3)环境温

4、度tw =35，相对湿度 ，相对湿度50% ；计温度tn=27 的速度行驶；(4)假设汽车向正南方以V =40km/h3m/s; (5)车内空气平均流速3玻车内容积V 12.9m，1.3m=4.2 m1.2m(6)2 。璃窗总面积S=3.24m 3.1 按公式的常规计算: 3.1.1 Q计算通过车体围护结构传入的热量B + Q=Q+ QQ地顶B侧 ）=KS（t-tQnZ顶顶顶顶 （t-t）Q=KSn侧侧侧侧Z -t）SQ=K（tn地Z地地地 式中： 、K、KK分别为车顶、车身侧面、车地板的传热系数，单位为W（/ K）；地侧顶 分别为车顶、车身侧面、车地板的传热面积，单位为；、SSS地顶侧 、t

5、分别为车顶、车身侧面、车地板的室外综合空气温度，单、tt地侧ZZ顶Z 位为； 车内空气温度，单位为；tn: 3.1.1.1 求车体各部分的传热系数1 K?11i?aanwi式中： a 车身外表面与车外空气的对流换热系数，W（/ K）； wa 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, n在车内空气流速低于3m /s 时,an=29W（/ K）； / 构成车身壁厚各层的导热热阻之和（为车体隔热层的厚度，为车iiii体隔热层的导热系数） v) =1.163(4+12其中：awv )=51.2 =1.163(4+12V=40km /h=11.1m /s,故a为汽车行驶速度,单

6、位为m /s,这里VwW（/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i/i=0.001/51.2+0.008/0.04=0.2 车底的i/i=0.001/51.2+0.003/0.04=0.075 侧面的i/i=0.001/51.2+0.006/0.04=0.15 11= =3.9 W（/ K） 故K?顶?1111i?0.2?a2951.2aniw11= K / K）=4.89 W（?侧 ?1111i?0.15? ?29a51.2aniw11= / K）K =7.7

7、 W（?底 ?1111i?0.075? ?29aa51.2nwitZ: 求车外综合空气温度3.1.1.2 ；车外环境温度，取35式中：tw0.92; 车体外表面吸收系数，与箱体颜色及新旧程度有关，这里取; 为太阳直射辐射和天空散射辐射之和太阳辐射强度, I ）；Ka 车身外表面与车外空气的对流换热系数，W（/w; 车身外表面的长波辐射系数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R; 长波辐射之差 R =0；水平面R /w=3.54,这里取3.8.垂直面夏季时,2 ；水平面上，I= J+ J=843+46=889W /mp ,sSs,z2 垂直面上，IC= Jc,z+ Jc,

8、s=138+23=161W/m；?889I?R0.92 故t=473.8?t?35?w顶Z 51.2aaww?161?R0.92?I t38?t?35w=Z侧 51.2aaww t=t+2=35+2=37wZ底 结果3.1.1.3 =304W 47-27）3.9-t）=3.9（Q=KS（tn顶顶顶顶Z(38-27)=345W 2=4.893.21-tQ=KS（t）n侧Z侧侧侧(37-27)=295.6W ）=7.73.84（Q=KSt-tn地Z地地地=304+345+295.6=944.6W + QQ=Q+ Q地侧B顶 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= Q+Q+

9、Q后GGG前G侧玻璃对太阳辐射的吸收系数厚度,=5mm ,已知玻璃的传热系数=0.754 W（/ K）G =2.5m /s；玻璃内表面换热系数为：=0.08，车内空气平均流速VaG ）前窗：a=5.6782(0.9+1.03V )=19.7 W（/ Kan )=20.9 W侧窗：a=5.6782(1.1+1.03V（/ K）an : a=5.6782(0.9+1.03V )=19.7 W）/ K（后窗an 玻璃外表面换热系数为：V =40km /h=11.1m /s 运行时,0.80.8 K） =26 W（/ 前窗：a =3.79V=3.7911.1w0.80.8 K（/ 侧窗：a =7.21

10、V=7.2111.1） =49 Ww0.80.8 K后窗：a=4.65V=4.6511.1） =32 W（/ w : K 值分别为故各处玻璃的11 = 前窗：K=10W（）/K?前G ?110.00511i? ?19.7aa0.75426nwG11 K）侧窗：K/=13.4 W（?=G侧 ?1110.0051i? ?20.90.754aa49nGw11= 后窗：KK） =11 .3W（/ ?后G ?1110.0051i? ?17.9a32a0.754nGw: 各处玻璃表面的综合温度分别为?23)?(138?I0.08G 35.5前窗：t=?35t?wGZ 26aw?23)(138?I0.08?

11、G t侧窗：=35.5?35?twGZ 49aw?23)I0.08?(138?G 后窗：t=35.4?t?35wGZ 32aw故太阳辐射对玻璃的温升影响从计算结果可以看出，由于玻璃对太阳辐射的吸收率很小, 较小，其表面温升温度与环境温度相差不多。最后得到： (35.5-27)= 66.3W 0.78-tQ=KS （ t）=10nG前前Gg,qGZ(35.3-27)=211.3W 0.95 2SQ=K（ t-t）=13.4 2 ng,c侧G侧GZG(35.4-27)=53W 0.56=KQS（ t-t）=11.3ng,hG后GZG后331W Q= Q+Q+Q=66.3+211.3+53后GGG侧

12、G前 Q；3.1.3 通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量F右侧窗按可能的最大， 设汽车向正南方向行使时前窗和右侧窗为朝阳面，查文献 1222 左侧窗和后窗按I=182W/m计算。值I=688W/mI=550W/m计算，前窗 ,C J/a+Ga）=+QQ= Q+Q+Q（wF前右F后F左FnF 式中： ； 太阳辐射通过玻璃的透入系数，一般取=0.85 C=0.93C 遮阳修正系数，取； J车窗的太阳辐射量，单位为W ；0.95=653.4W J=IS=688对右侧窗，g ,c0.78=429W S=550前风窗，J=Ig ,q0.95=173W S=182左侧窗，J=Ig,c0.56=102W

13、 =182后 窗，J=ISg ,h0.93=537W 20.9/49)故Q=(0.85+0.08653.4右F0.93=363W Q429=(0.85+0.0819.7/26)前F0.93=142W 20.9/49)173=(0.85+0.08Q左F0.93=85W 102Q=(0.85+0.0819.7/32)后F=537+363+142+85=1127W 最后，QF 乘员散发的热量3.1.4 Q；Pn Q= 116NP W ；车内人体散热量，单位为式中：Q P 人；N车内乘员数，这里按7 n 群集系数，取0.89； ；W 116 为成年男子散热量，单位为0.89=723W 7Q则=116P

14、 密封性泄漏进入车内的热量3.1.5 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 Q A=300W 是太好，取。 发动机室传入的热量3.1.6 Q；E) S=KQ(ttnefeE1= K e ?11i? ?aanei左右，故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 0.67?11.1 K）另外，整个发动机的隔热 )=42.7Wa=1.163(4+12（/e/ 0.116 W（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i=0.001/42.7+0.005/0.116+0.003/0.04=0.118 K），故

15、i/1 K） =5.71 W可得到K=（/ e 11?0.118 2942.7 夏季时一般发动机仓温度要达到70,故取te =70(70-27)=319W =5.71最后Q1.3E 3.1.7 车内电器散发的热量；Q S100W Q车内电器散发的热量 S 由以上计算可得整车制冷量) +Q+Q+Q+Q= kQ=k(Q+Q+QSP0AQTBGFE(944.6+330.6+1127+723+300+319+100) =1.14229W =1.1x3844.6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

16、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

17、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，以符合车外空气温度、太阳辐射周期性变化的实际。态传热方法来研究该负荷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

18、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