1、B 项目空调系统设计计算报告编制：批准：日期：06.12.30目 录一、汽车空调热负荷计算.21. 空调系统原理图.22. 汽车空调热负荷.32.1 边界条件的确定.32.2 热平衡关系的建立.42.3 空调热负荷计算.52.4 空调系统制冷量的确定.11二、制冷剂循环流量.111. 压焓图状态点的确定.112. 制冷剂循环流量.12三、所选压缩机与汽车动力匹配计算.12四、冷凝器能力计算.14五、蒸发器能力计算.14六、送风量的计算.15B22 空调计算报告一、 汽车空调热负荷计算1空调系统原理图汽车空调系统采用蒸汽压缩式制冷原理。B22 空调系统主要由压缩机、冷凝器、贮液干燥器、热力膨胀阀
2、、蒸发器、高低压管组成，其原理为：低温低压液态制冷剂进入蒸发器，在一定压力下吸热气化，变成低温低压气态制冷剂，然后被压缩机抽吸压缩，成为高温高压气态制冷剂，再经过冷凝器放热，冷凝成低温高压液态制冷剂，然后经过热力膨胀阀，制冷剂恢复到低温低压状态，重新流入蒸发器吸热气化，从而完成一个制冷循环。制冷循环示意图如下： 高压管路高 压 管 路 低 压 管 路冷 凝 器蒸 发 器热 力 膨 胀 阀 贮 液 干 燥 器 压缩机图 1 制冷循环示意图根据奇瑞企业标准Q/SQR.04.072-2005整车空调系统环境实验及其评估方法，对汽车空调系统进行环境模拟试验，试验结果应满足以下要求：1) 怠速工况：环境
3、温度401、相对湿度50%2RH、日照1KW/m、迎面风速10km/h、空档位/P档、鼓风机最大档、全冷（LO） 、吹面方向、内循环、测试时间 45min、车内无人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于38；2) 40 km/h工况：环境温度401、相对湿度50%2RH、日照1KW/m、迎面风速40km/h、4档位/D档、鼓风机最大档、全冷（LO） 、吹面方向、内循环、测试时间 45min、车内1人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于28；3) 90 km/h工况：环境温度401、相对湿度50%2RH、日照1KW/m、迎面风速90km/h、5档位/D档
4、、鼓风机最大档、全冷（LO） 、吹面方向、内循环、测试时间 45min、车内驾驶员位置乘坐1人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于25；4) 120km/h工况：环境温度401、相对湿度50%2RH、日照1KW/m、迎面风速120km/h、5档位/D档、鼓风机最大档、全冷（LO） 、吹面方向、内循环、测试时间 45min、车内车内驾驶员位置乘坐1人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于25。2汽车空调热负荷B22空调热负荷计算设定条件为：所有传热件面积B22M0数据为参照；所有传热件厚度以B22初版断面厚度为参照；在汽车行驶速度 时，对应的压缩机转速以
5、B22发hkmV/40动机3.0L款为参照。汽车空调热负荷主要包括新风（或漏风）热、车厢壁传热、乘员散热、设备照明放热、发动机传热等形成的负荷。2.1 边界条件的确定2.1.1 车内条件的确定由试验分析可知，夏季人体感到舒适的温度是2426，由舒适转为不太舒适的分界线是28左右；故定义室内空气温度: ；Ct251车内相对湿度小于30%或大于70%都将使人感到不舒服，在4560%之间比较适宜；故定义车室内相对湿度： ；%50根据人体卫生要求，每人应有 的新鲜空气量。考虑到汽车经常会停车开hm/316门，新鲜空气得到补充，在此定义换气量： (按 计)。V/53人hm/132.1.2 车外条件的确定
6、综合考虑夏季的高温酷暑和车用冷气系统经常使用的环境，结合有关资料，将该车的车外边界条件确定为:日照强度: ； ； ；2/98.0mkwI水 平 2/16.0mkwI垂 直 2/04.mkwI散环境温度： ； 相对湿度： 。Ct42 %2.1.3 汽车行驶速度及压缩机转速的确定行驶速度： hkV/0压缩机皮带轮直径： md12压发动机皮带轮直径： md4.371发发动机/压缩机传动比： 145.20.压发i变速箱主减速比 98.o变速箱3档减速比 013i轮胎滚动半径 mr.对应发动机转速 rpmiVNo13247.3发压缩机转速 i56.传发压变速箱4档减速比 2.04i对应发动机转速 rpm
7、iVNo9237.4发压缩机转速 i105.传发压压缩机平均转速 r21056平 均 )/4(hkV发动机在1140rpm时的输出功率：20Kw（待定）2.2 热平衡关系的建立传入车厢内的各种热负荷的总和即构成了该车的热负荷，为简化计算，采用了稳定传热的近似计算法，由热平衡关系可得: 7654321 QQe 式中： 空调热负荷； 通过车顶和车门等车身外构件传入车厢内的热负荷；1 通过发动机舱传入车厢的热负荷；2Q 通过地板传入车厢的热负荷；3 通过挡风玻璃及各门窗玻璃传入车厢的热负荷；4 换气新风带入车厢的热负荷；5Q 车内电机及照明灯的热负荷；6 乘员人体散发的热负荷及车内零件散热量；7Q照
8、 明 灯图2 B22空调热负荷示意图 2.3 空调热负荷计算2.3.1 通过车顶和车门等车身外构件传入车厢的热负荷 1Q由于太阳辐射的影响，车身外构件的表面温度会比环境温度高出许多，为了简化这一部分热负荷的计算，需要引入日照表面温度 概念。ct日照表面温度 是指由于太阳辐射造成的车身表面实际温度。ct由于车顶和车侧的日照强度和传热系数并不一样， 和 也不相同。顶ct侧其中: ； 22)(tKItc 顶顶顶 22)(tKItc 侧侧侧 式中： 车身外表面吸收系数，取0.9；（汽车长期使用后的经验值） 车顶太阳辐射强度，顶I 水 平顶 I 车侧太阳辐射强度，侧 2)(散垂 直侧 车外空气与车外表面
9、的对流放热系数2CmWV221/4.6)5.34(.1 车顶传热系数顶K 车侧传热系数侧 环境温度2t 行驶速度V壁面传热的基本公式为： tAKQ式中： 传热系数； 传热面积； 传热温差；Kt显然有： 侧顶 1)()(11tAtAcc侧侧侧顶顶顶式中： 车顶散热面积，测量得出约1.96m顶 车侧散热面积，测量得出约8.94（5.42）m侧 车内温度；1t为简化计算，车身各部分均按照多层均匀平壁传热考虑，根据有关传热理论，有：)1(21iK式中： 内表面放热系数，车内空气按自然循环考虑，其值取为15；1 各层绝热材料的厚度； i 各层绝热材料的导热系数； i车顶部分，由外板（钢板）0.8mm、空
10、气间隙80mm、内饰板6mm组成，导热系数分别为 51.63， 5.5，0.028，单位为 。CmW2/ ）（顶 42.6108.5.0863.510.1 k2/3.车侧部分，其结构是由钢板0.8mm、空气间隙47mm和内饰板6mm组成，导热系数分别为 51.63，5.5，0.05，单位为 。CmW2/ ）（侧 42.6105504763.5108.1 k2/4.76在确定了各部分的传热系数后，就可以计算出各部分的日照表面综合温度： 22)(tKItc 顶顶顶 40)3.61098.3C522)(tKItc 侧侧侧 40)76.(104.1609. 3C4.2所以： 侧顶 Q1)()(11tA
11、KtAKcc侧侧侧顶顶顶 )256.4(9.8764256932 W8672.3.2 通过发动机舱传入车厢的热负荷 2Q发动机舱温度在规定的外部条件下约为90，发动机舱壁面积约为0.6m，由钢板0.8mm、隔热垫3mm及成型地毯6mm组成，导热系数分别为51.63，0.055，0.055，单位为。发动机舱侧的表面放热系数按强制循环考虑，取 。Cm2/ 2发所以其传热系数 为：发K)11(发发 i)42.6105.05.36.508.( CmW2/4.所以： )(12tAKQ发发发)2590(6.841W2.3.3 通过地板传入车厢的热负荷 3Q地板的面积约为4.24m，其外侧温度推荐取38，外
12、侧放热系数取 ，地板由2发地毯、钢板及一层沥青板构成，其厚度分别为 5mm，1.2mm，5mm，地毯和沥青板的导热系数分别为0.05和0.04，单位为 。通过地板传入车厢的热负荷按多层均匀平壁传CmW2/热计算。其中地板传热系数为： )6.73104.563.102.5.01( 地KCmW2/3.48所以： )(1tAQ地地地253.2.1892.3.4 通过挡风玻璃及各门窗玻璃传入车厢的热负荷 4Q经测量，前风挡玻璃厚度5mm，面积1.249；其它玻璃厚度4.0mm，面积1.632。其导热系数取0.65。该部分的热负荷包括两部分，一部分是车内外的温差而传入的热量 ，aQ4另一部分是太阳辐射热
13、 。bQ4)(124tAKa玻玻)2540(9.1)42.65.0( )(3.)415(27809.6WSuuQb)(214玻式中： 太阳辐射通过玻璃的透入系数，取 ；84.0 太阳辐射热量，由于挡风玻璃不是垂直安装，前风挡面积约为1.249m，u与水平夹角约29.482度。经计算，垂直方向的投影面积约为0.6，水平方向的投影约为1.1，门窗玻璃垂直面积约为1.632。水 平水 平垂 直侧 AIIu1.098.)632.10(2)04.16( 33 W.3 玻璃对太阳辐射的吸收系数，取0.08；玻 遮阳修正系数，取1；S12.30)4.615(08.2384.04 bQ65所以： ba44.1
14、8.7W3602.3.5 换气新风带入车厢的热负荷 5Q)(125hVQ式中： 换气量； hmV/3 空气密度，在40时为1.128kg/m； 40时车外新风状态比焓100.5KJ/Kg；2h 25时车内空气状态比焓55.5KJ/Kg；135 10)5.10(8.)360( QW.72.3.6 车内电机及照明灯的热负荷 6Q主要考虑风机电机传热（约300W）、音响传热（按高音或中音25W/个、低音50W/个计）及顶灯传热（约40W）等。B22扬声器布置：前门4个（2个高音，2个低音），后门2个（低音），IP上2个（中音）。据经验，此热负荷值按总功耗的15%计算：故： WQ96%15)403(6
15、 2.3.7 乘员人体散发的热负荷 及车内零件散热量pQLQ2.3.7.1 乘员人体散发热量根据一般人体散热资料，司机人体散热按148W计，乘员（男性）人体散热按118.4W计。根据经验公式： nqQsp式中， -司机人体散热量；s- 男性成人乘员散热量；q- 车室内乘员数；n所以： WQsp 6.214.182.3.7.2 车内零件散热量 L考虑车内零件散热量，可按以下公式计算： )(BiBiiLtFQ式中： -车内零件热传导率；Bi-车内零件表面积；iF-车内零件表面温度。这里取 ；Bit CtBi29-车内空气温度。这里取 。7由于车内零件表面积不易求得，可用试验测得的 值。日本丰田公司
16、测得轿车BiF。这里取此经验数据。)/(2.376ChKJFBi 则 WhKJQL 209/4.759计算车身热负荷时，取上述两组数值中较大的一组列入热负荷范畴。这里取209W。综上所述： Qlp 6.836.172.3.8 汽车空调热负荷 e7654321 QQe 6.83091089567 W4.5212.3.9 各部分热负荷所占比重序号 分热负荷名称 分负荷值总热负荷值 所占比例1 -车顶、车门等车身外构件传入车厢内的热负荷Q867W 19.2%2 -通过发动机舱传入车厢的热负荷 159W 3.5%3 -通过地板传入车厢的热负荷 189W 4.2%4 -通过挡风玻璃及各门窗玻璃传入车厢的
17、热负Q荷1604.3W 35.5%5 -换气新风带入车厢的热负荷 775.5W 17.2%6 -车内电机及照明灯的热负荷 96W 2.1%7 -乘员人体散发的热负荷及车内零件散热量Q830.6WWQe4.52118.4%表1 热负荷分布表由上表可知，热负荷分布以换气新风（约15%）、车身围护结构（约20%）及风挡玻璃（约35%）为主，故若减少热负荷应以改善车身隔热及车窗玻璃材料为主。2.4 空调系统制冷量的确定制冷量 与热负荷 的关系一般为：Qe eQa1式中， -储备系数，可取11.2；随着新车使用时期的加长，车身表面光亮程度a降低，表面粗糙度增大，尘土污垢附着量增加，车身外表面对太阳辐射量
18、的吸收系数增大，再加上新车长期使用后，冷凝器外表面会积灰也会使换热能力下降。综合考虑以上因素，对储备系数加以修正。取值为1.02。所以： WQae 8.461.520.1即：在40km/h车速时系统制冷量应达到4611.8W左右。二、制冷剂循环流量1.压焓图状态点的确定图3 空调系统工作压焓图1.1 设计状态参数的选定为等比熵压缩过程； 为等压冷凝过程；2132为等比焓节流过程； 为等压蒸发过程；43 14冷凝压力 ； 蒸发压力 ；MPad67.1 MPas96.0吸气温度 ； 排气温度 ；CTs0 CTd2蒸发器过热度 ； 冷凝器过冷度 ；Sh Sc51.2 各状态点参数的确定第 1 点（压
19、缩机吸气点）：蒸发压力 ； MPa296.0 CT1001焓值 ； 比容KgJh/481 Kgmv/7.3第 2 点（压缩机排气点）：冷凝压力 ； a67.T62焓值 gJh/42第 3 点：； 焓值CT576 KgJh/2853第 4 点：； 焓值CT04 KgJh/285342.制冷剂循环流量质量流量 qQm式中： -系统制冷量-单位质量制冷量， 41hq所以 )(41hQm310285.6skg/037.体积流量: 617vmVsl/259三、压缩机排量计算1. 所需压缩机排量 )(vvnVq-体积流量，如上计算，取 ；smlV/2590-压缩机转速，取 ；rpn18-压缩机容积效率；涡
20、旋式压缩机取 0.98，旋叶式压缩机取 0.8，活塞式压缩v机取 0.6；故 6.018259)(vvnVqrml/142. 所选压缩机与汽车的动力匹配计算通过汽车空调热负荷计算，了解所选的压缩机制冷能力是否与系统匹配、压缩机传动比是否合适、所需消耗功率是否与发动机功率相匹配。以下为 B23 车 DKS17 压缩机性能曲线图，在此选用此款压缩机进行匹配计算：图 4 所选压缩机性能曲线表 2 压缩机与发动机动力匹配表项目 单位 数值压缩机皮带轮直径 mm 120发动机皮带轮直径 mm 137.4发动机/压缩机传动比 1.145汽车行驶速度 Km/h 40主减速比 3.978车轮滚动半径 m 0.
21、319三档变速器速比 1.0发动机转速（三档） rpm 1324压缩机转速 rpm 1516四档变速器速比 0.72发动机转速（四档） rpm 952压缩机转速 rpm 1090压缩机平均转速 rpm 1303发动机 1140rpm 时的输出功率 Kw 20根据上述压缩机性能曲线图，查得：压缩机转速 时，制冷能力 ；输出功率 。rpmn130压 KWQ3.50KWN4.2压缩机指示效率 0btTki式中： -蒸发温度的绝对温标0T-冷凝温度的绝对温标k-常数，取 0.0025b-蒸发温度的摄氏温标0t所以： 0tTki82.05.327压缩机实际功耗 KWNi 93.4压缩机功耗占发动机输出功
22、率比 2.93/20=14.7%，此功耗比是允许的，可以匹配。四、冷凝器能力计算冷凝器换热能力 )(32hmQ冷)28547(607.KJ/189W41.26.5换热器负荷比： .:.:84:冷Qe计算所得换热器负荷比为 1:1.14，由于计算时忽略工质沿程阻力损失、局部阻力损失、外表面污垢热阻等因素，故轿车上一般换热器负荷比选 1:1.5 1:2 左右，即冷凝器换热能力 。KWQ2.96冷五、蒸发器能力计算蒸发器制冷量 与系统制冷量 应是一致的，所以 。蒸 eQWQ1.864e蒸六、送风量的确定风机的送风量： )(v出入蒸 hQ式中： -蒸发器制冷量；蒸-蒸发器入口空气焓值；入h蒸发器出口空气焓值； 出考虑蒸发器入口处有新风进入，新风与车内空气的比例一般按1：4计算；则蒸发器入口的空气状态是：入口温度 Ct 28%04825入入口空气相对湿度 入出口空气状态取为：出口温度 Ct10出出口空气相对湿度 %7出蒸发器进出口空气状态确定后，就可以通过查湿空气焓湿图确定各参数值： KgJh/5.8入 23出所以，风机的送风量： JmWv/)5.8(.4613h/27.033m/即蒸发器总的送风量应控制在 左右。送风量设计得太大会造成成本增加、/43带来噪声问题并使得风机难以布置，送风量设计得太小会影响车内湿度分布的均匀性和稳定性。
