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13页共12页第一部分设计计算条件输入B11整车资料：长X宽X高：4943 mm X 1852 mm x 1474 mm前窗：S= 1.2 m2 ,倾角64.5°，阳面投影面积：S=0.52 m2后窗：S= 0.9 m2， 倾角186，阳面投影面积：S=0.85m2侧窗：S= 1.1m2， 倾角63.4°，阳面投影面积：S=0.49m2亠_ 2天窗面积：A4=0.39m玻璃总面积：3.59m2顶盖：S= 3.46 m2底板：S= 3.92 m2前围：S= 1.5 m2车身侧面积（除玻璃面积）：S= 4.6 m2；驾驶室内部容积（除内

2、饰）：S= 3.6m3；乘员数：5人设计计算条件：（夏季制冷）室外温度：38E （汽车空调行业标准为38 C，此计算书取38 C）太阳辐射：1000W/m2 （行业标准为830W/m2，此计算书取1000W/m2）车室内温度：24T （行业经验公式：T内=20 + 0.5（T外20） = 29 C，此处取24 C） 车速：40km/h设计计算条件：（冬季制热）室外温度：一25 r （GB/T 12782-1991标准要求）太阳辐射：0车室内温度：20°C （GB/T 12782-1991标准要求为15C以上，此处取20C）车速：40km/h空调的负荷按照获得时间的角度来分为：稳态负荷

3、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)>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 玻=Qgi+Qg2Qgi :为由于车内外温差而传入

4、的热量QG2 :为由于太阳辐射而传热的热量。Qgi = K玻A玻厶t=6.4X 3.59X( 38°C 24°C)=322 (W)K玻：综合传热系数，取值为6.4w/m2.CA玻：玻璃总面积3.59m2Qg2 =(n+p a B/a ) U x Sn :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 w/m2.Ca 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. CU:车窗的太阳辐射量S:遮阳修正系数，此处取 0.46U = A 玻&

5、#39;Ig+( A 玻一A 玻')x Is=2.23X 1000+(3.59-2.23)X 41.7=2287 (W)A玻'：玻璃阳面投影总面积， A玻'=0.52+0.83+0.49+ 0.39= 2.23 m2Ig :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=(n + p a b/ a H) U X S=(0.56 + 0.34X 16.7 / 40.6)X 2287X 0.46=736故 Q 玻=Qgi + Qg2=322 + 736=10582、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q 新=l0n(h0

6、 hjn 乘员人数，n=533lo 新风量/人.小时，取值11m /h.人(最小不小于10 m /h.人)空气密度，取1.14kg/m3h。一室外空气的焓值hi 车室内空气的焓值此工况下，车室内空气的相对湿度为50%，车室外相对湿度为50%,由 H-D 图可以查得 hi=47.8kJ/kg , h0=92.4 kJ/kg,Q 新=l0n(h0 F )=11 X 5X 1.1X (92.4-47.8)X 1000 / 3600=749 (W)3、车身传热量Q 车身=KF(tm-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/m2Ctm, ti tm车身表面的当量温度，ti

7、车室内的空气温度tm 二t。(Is Ig)C k)其中t° 室外温度Ig ，Is 太阳的直射强度和散射强度表面吸收系数，它与车身的颜色有关，0,1,现取车身表面颜色为黑色，故取；=0.9:室外空气的对流换热系数：40.6 w/m2.C(1) 、车顶表面综合温度tm = t0(I S IG)(a +k)=38+09(1000 41.7)(40.6+4.8)=58.7 (C)Q车顶 =KF ( tm ti )=4.8X 3.46 X( 58.7-24)、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zt 侧=t0-0 9(Ism + Ig 侧)=38+:(1000+41.

8、7) X 0.5=48.4(C)(二'k)(40.6 4.8)Q 侧=KF t=4.8 X 4.6X (48.4-24) =539 (W)(3)、车地板热负荷取地表面温度为60C，计算出地表面的热辐射，取I底板二200W故t底板f 厂订(I地板)0 9=38+200(40.6+4.8)=42C)Q 底=KF t=4.8X 3.92X( 42 24)(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80C，故Q前围=KF t=4.8X 1.507X( 80-24)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 =1306

9、 (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 t Q 乘员=170+4 X 0.89X 108 =554 (w)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24r的环境条件下，人体的散湿量约为d0=56g/h,故总散湿量为D0 = nd。= 5X 56 = 280 g/h(2) 车室内总质量

10、为：M = 3 =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d1=9.3g/Kg， h1=47.8kJ/kg，设蒸发器表面空气温度 8 C,此处相对湿度为100%的湿空 气，在24T环境时，相对湿度为36%，含湿量为d2= 6.7 g/Kg,h2= 41 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 = D0X( V/ L0)十 m=280X( 3.5/480)十 4=0.51 (g/Kg)由 H-D 图可知， H = 1 kJ/kg-皿严) L。汉P=1X 103X 480X 1.1

11、4- 3600空调系统的总负荷Q = Q玻+Q新+ Q车身+ Q人+ Q湿=1058+749+1859+554+152 =3834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10%因此：Q =3834 X 1.1 = 4217 (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

12、：27 °C蒸发器进风湿球温度：19.5C蒸发风机端电压：13.5V冷凝器进风干球温度：35 C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1、空调送风量的确定H b 蒸发器进风口空气焓值，Hb = 55.5 KJ/kgHn-蒸发器出风口空气焓值，设蒸发器出风干球温度9C，湿度95%，则其空气焓值 Hn= 25.2 KJ/kgH蒸发器进出口空气焓差 H = Hb Hn = 55.5 26.1 = 30.3 KJ/kg3P 蒸发器室内空气密度1.156kg/m空调送风量：即HVAC状态下蒸发风机送风量应达到:V 风=Q 空/( pxA H)

13、=4330X 3600 / (1.156X 30.3X 1000)=445 (m3/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按照协众公司L235 X W60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：2S 蒸=Q 蒸 / B 蒸=4330 / 8 = 541 (cm )B蒸-协众L235 X W60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B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

14、指导)因此，蒸发器芯体尺寸规格为：L235X W60 X H226(注：标杆车蒸发器芯体尺寸规格为：L225 X W60 X H228，制冷量为4330W。)3、膨胀阀的选配膨胀阀的制冷容量：Q膨=mQ蒸=1.25 X 4330= 5413Wm 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(H a H5)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5C,则蒸发器出口制冷剂状态为过热气体，其 焓值

15、 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5C,则膨胀阀入口制冷剂状态为过冷液体，其焓值 H5=271KJ/kg。因此：G = Q 蒸 / (Ha H5) = 4330 / (396.1 271)= 124.6 ( Kg/h)n 压缩机工作转速，n = 1800 rpmU a压缩机吸气状态点的比容，取 U a = 0.074 m3/ kg压缩机理论所需排气量：Vs = Gu aX 106 / (60n)= 85.4 (ml/r)压缩机标称排气量：Vb = Vs /nn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

16、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= 107114 (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-12O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 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

17、.4Q 冷凝=n Q 蒸=1.4 X 4330= 6062 (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：2S 冷凝=Q 冷凝 / B 冷=6062 / 6 = 1010 (cm )B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：L650 X W12 X H370，即芯体迎风面积为2300cm2， 其换

18、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Qg1 = K玻A玻厶t=6.4X 3.435X( 25°C 20°C)=989 (W)由于无太阳辐射，因此 Qg2 = 0 故 Q 玻，=Qg1 +Qg2=989 + 0=989 (W)2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q 新=l0n "h0hjn 乘员人数，n=2+333lo 新风量/人.小时，取值11m /h.人(最小不小于10 m /h.人) 空气密度，取1.14kg/m3h。一室外空气的焓值，h。二一24.7kJ/kg hi 车室内空气的焓值，hi = 3

19、8.6 kJ/kg故 Q 新，=l0n T(h0 -耐)=11 X 5/3600 X 1.14X ( 24.7 38.6)X 1000=1102 (W)3、车身传热量(1)、车顶Q车顶=KF t=4.8X 1.556X( 25 20)=336 (W)、侧面Q 侧二 KF t=4.8 X 2.123X ( 25 20)=459 (W)(3) 、车地板热负荷Q 底=KF t=4.8X 4.551X( 25 20)=983 (W)(4) 发动机舱的传热发动机为发热体，取 Q前围=0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'=336 459 983+ 0=1778 (W)4、人体的热负荷由于人体是发热体，因此取 Q人二0故：冬季空调系统的总负荷为：Q = Q 玻 +Q 新 + Q 车身+ Q 人=989 1102 1778+ 0=3869 (W)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10%。因此：Q，=3869X 1.1= 4256 (W)取 Q，= 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热=Q，= 4260 W(注：标杆车空调系统