空调系统设计计算书

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1、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 m2 ， 倾角64.5，阳面投影面积：S=0.52 m2后窗：S= 0.9 m2 ， 倾角18.6，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天窗面积：A4=0.39m2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(除内饰): S= 3.6 m3；乘员

2、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/m2 （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200.5(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

3、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QG1+QG2 QG1：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t 6.43.59（3824） 322（W） K

4、玻：综合传热系数，取值为6.4w/m2. A玻：玻璃总面积3.59m2 QG2（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0.46 UA玻IG（A玻A玻）IS 2.231000（3.59-2.23）41.7 2287（W） A玻：玻璃阳面投影总面积，A玻0.52+0.83+0.490.392.23 m2 IG ：车窗外表面的太阳辐射强度，

5、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）22870.46 736故Q玻QG1 + QG2 322 + 736 10582、 新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q新乘员人数，n=5新风量/人.小时，取值11m3/h.人（最小不小于10 m3/h.人）空气密度，取1.14kg/m3室外空气的焓值 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1151.1（92.4-47.8）1000/

6、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/m2.tm, ti tm车身表面的当量温度，ti车室内的空气温度其中 室外温度 ，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，,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.(1)、车顶表面综合温度 38+ 58.7（）Q车顶 = KF（tmti） 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（）Q侧 = KFt =4.

7、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 = =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 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170

8、w,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nQ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100的湿空气，在24

9、环境时，相对湿度为36，含湿量为d26.7 g/Kg，h241 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/ L0）m 280（3.5/480）4 0.51（g/Kg）由H-D图可知，H1 kJ/kg 11034801.143600 152（W）三、 空调系统的总负荷Q = Q玻+Q新+ Q车身+ Q人+ 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 =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

10、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：1800rpm HVAC装置：制冷、吹面、内循环模式1、 空调送风量的确定 HB蒸发器进风口空气焓值，HB55.5 KJ/kg HN蒸发器出风口空气焓值，设蒸发器

11、出风干球温度9，湿度95，则其空气焓值HN25.2 KJ/kg H蒸发器进出口空气焓差H = HB 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：V风 Q空/(H) 43303600 / (1.15630.31000) 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（cm2）蒸

12、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：Q膨 = mQ蒸 1.2543305413W 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。

13、）4、 压缩机排量的确定 Q蒸 = G(HaH5) 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。因此：G = Q蒸 / (HaH5)4330 / (396.1271)124.6（Kg/h）n压缩机工作转速，n = 1800 rpma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：Vs

14、 = Ga106 / (60n)85.4（ml/r）压缩机标称排气量：Vb = 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 /85.4/0.7585.4/0.8107114 （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6065。）5、 冷凝器的设计冷凝器的热负荷确定：Q冷凝 =

15、 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=1.4 Q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 = 6062 / 6 = 1010（cm2）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

16、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1、 玻璃的温差传热和日射得热 QG1，K玻A玻t 6.43.435（2520） 989（W）由于无太阳辐射，因此QG2，0故Q玻，QG1，+QG2，989 + 0989（W）2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q新乘员人数，n=2+3新风量/人.小时，取值11m3/h.人（最小不小于10 m3/h.人）空气密度，取1.14kg/m3室外空气的焓值，24.7kJ/kg车室内空气的焓值，38.6 kJ/kg故Q新，115/36001.14（

17、24.738.6）10001102（W）3、车身传热量(1)、车顶Q车顶，= KFt 4.81.556（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）(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， 336459983+ 0 1778（W）4、人体的热负荷 由于人体是发热体，因此取Q人，0故：冬季空调系统的总负荷为：Q，= Q玻，+Q新，+ Q车身，+ Q人， 98911021778+ 0

18、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，=38691.14256（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：标杆车空调系统吹面模式下制热量为5692W。）因该计算值低于标杆车空调系统制热量， 因此CP2空调系统制热量的设计目标可按高水平值（即标杆车样件水平）设定：Q热= 5692W 5700W设定系统工作状态如下：HVAC进风干球温度：20暖风芯体进水温度：85暖风芯体进水流量：10L/min 蒸发风机端电压：13.5V HVAC装置：制热、吹面、外循

19、环模式1、 空调送风量的确定 HBHVAC进风口空气焓值，HB38.6 KJ/kg HNHVAC出风口空气焓值，设蒸发器出风干球温度70，湿度5，则其空气焓值HN96 KJ/kg HHVAC进出口空气焓差H = HB HN = 9638.6 = 57.4 KJ/kg蒸发器室内空气密度1.01 kg/m3空调送风量：即HVAC状态下蒸发风机送风量应达到：V风 Q空/(H) 57003600 / (1.0157.41000) 354（m3/h）（注：标杆车空调送风量为338 m3/h。）2、 暖风芯体的设计 暖风芯体制冷量：Q暖芯 = Q热 = 5700W按照协众公司W25规格的铝钎焊式暖风芯体的换热效率性能特性，暖风芯体芯体迎风面积预算为： S暖芯 = Q热 /暖芯 = 5700 / 17 = 335（cm2）暖芯协众W25规格铝钎焊式暖风芯体的单位迎风面积换热性能系数，此处取暖芯 =17 W/cm2。（注：标杆车暖风芯体尺寸规格L190W42H180，迎风面积350 cm2，制热量5801W。）第 12 页 共 12 页