工程空调系统设计计算书
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第一部分设计计算条件输入
B11整车资料：
长×宽×高：4943mm×1852mm×1474mm
22 S=0.52m64.5前窗：S=1.2m°，阳面投影面积：，倾角2°，阳面投影面积：S=0.85m，倾角后窗：S=0.9m218.62°，阳面投影面积：S=0.49m侧窗：S=1.1m2，倾角63.42天窗面积：A4=0.39m2玻璃总面积：3.59m2 S=3.46m顶盖：2底板：S=3.92m2前围：S=1.5m2；车身侧面积（除玻璃面积）：S=4.6m3；除内饰):
S=3.6m驾驶室内部容积(乘员数：5人
设计计算条件：(夏季制冷)
室外温度：38℃℃）℃，此计算书取（汽车空调行业标准为38382221000W/m太阳辐射：），此计算书取（行业标准为1000W/m830W/m车室内温度：24℃（行业经验公式：＝＋－＝℃，此处取290.5(TT2020)外内℃）24车速：40km/h
设计计算条件：(冬季制热)
室外温度：－25℃（标准要求）GB/T 12782-1991太阳辐射：0
车室内温度：20℃（标准要求为℃以上，此处取℃）GB/T 12782-19911520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＝Q+Q G2G1玻Q：为由于车内外温差而传入的热量G1Q：为由于太阳辐射而传热的热量。G2Q＝KA△t
G1玻玻＝6.4×3.59×（38℃－24℃）
＝322（W）
2.℃K：综合传热系数，取值为6.4w/m玻2：玻璃总面积
3.59mA玻Q ＝（η＋ρα/α）U×S
BG2η：太阳辐射通过玻璃的透入系数，此处取0.56
ρ：玻璃对太阳辐射热的吸收系数，此处取0.34
2.℃16.7w/m α：内表面放热系数，一般取Bα－车外空气与日照表面的对流放热系数，与车速有关，一般取H2.℃时的对流放热系数为40km/h40.6 w/m U：车窗的太阳辐射量
S：遮阳修正系数，此处取0.46
U＝A'I＋（A－A'）×I SG玻玻玻＝2.23×1000＋（3.59-2.23）×
41.7
＝2287（W）
2 2.23m＋0.52+0.83+0.490.39＝'＝A'：玻璃阳面投影总面积，A玻玻2 1000W/m I：车窗外表面的太阳辐射强度，取G．
2：车窗外表面的太阳散射辐射强度，取41.7W/mI S Q＝（η＋ρα/α）U×S HG2B＝（0.56 + 0.34×16.7 / 40.6）×2287×0.46
＝736
故Q＝Q+Q G2 G1玻＝322 + 736
＝1058
2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量
Q＝?)h(hln?新i00n－乘员人数，n=5
33/h.人）10 m小时，取值11m /h.人（最小不小于－新风量/人.l03? 1.14kg/m－空气密度，取－室外空气的焓值－车室内空气的焓值hh i0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
h=47.8kJ/kg ,h=92.4 kJ/kg,
0i Q＝?)?nh(hl新i00＝11×5×1.1×［（92.4-47.8）×1000］/ 3600
＝749（W）
3、车身传热量
Q＝KF(t-t)
im车身2.℃K=4.8w/m 其中：K－车身各部分的综合传热系数，参考其它资料，取t, t －t车身表面的当量温度，t车室内的空气温度immi?(I??I)t?t GSm0?)?k(t－室外温度
其中0II－太阳的直射强度和散射强度，SG??,现取车身表面－表面吸收系数，它与车身的颜色有关，]10?[,?＝0.9
颜色为黑色，故取2?℃.40.6 w/m－室外空气的对流换热系数：
(1)、车顶
?表面综合温度)??I(It?t Gm0S?)(k?0.9＝38+
).71000?41((40.6?4.8)＝58.7（℃）
Q= KF（t－t）im车顶＝4.8×3.46×（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
?0.9×t= 0.5=48.4=38+)71000(I?I)?41.(t?侧0侧GS侧?(40.6?4.8))k(?（℃）
Q = KF△t
侧=4.8×4.6×(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＝200W 底板?故)I(t?t?0地板底板?)k?(0.9?＋38200=(40.6?4.8)=42（℃）
Q= KF△t
底＝4.8×3.92×（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 = KF△t
前围）80-24×（1.507×4.8＝
＝405（W）
综上所述，整个车身的传热量为
Q= Q＋Q＋Q＋Q 前围底车身侧车顶＝259+249+393+405
＝1306（W）
4、人体的热负荷
环境模拟实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＝170w,成年男子乘员为Q＝108W,考虑到乘坐的乘员司机?=0.89 人群，取群集系数?Q = Q＋n 故: Q乘员司机人= 170+4×0.89×108
= 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24℃的环境条件下，人体的散湿量约为d=56g/h,故总散湿量0为D= nd=5×56 = 280 g/h 00（2）车室内总质量为：
?v=1.14×3.5＝4.0（KgM=）
在24℃,相对湿度为50％的环境条件下，其含湿量为d=9.3g/Kg，h=47.8kJ/kg，设蒸发器表面空气温度8℃，此处相对湿度为11100％的湿空气，在24℃环境时，相对湿度为36％，含湿量为d＝6.7 2g/Kg，h＝41 kJ/kg。23/h，故由于人体散湿而产生=480m(3)假设风机在整车上的风量为L0的含湿量的增加为：
d= D×（V/ L）÷m
?00＝280×（3.5/480）÷4
＝0.51（g/Kg）
由H-D图可知，△H＝1kJ/kg
3600)(???QH湿??L0．
3×480×1.14×10÷3600 ＝1 ＝152（W）
三、空调系统的总负荷
Q= Q+Q+ Q+ Q+ Q人新玻车身湿＝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=3834×1.1＝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=Q=4217W
冷（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= 4329W ≈4330W
冷
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
HV AC装置：制冷、吹面、内循环模式
1、空调送风量的确定
H－蒸发器进风口空气焓值，H＝55.5KJ/kg
BB H－蒸发器出风口空气焓值，设蒸发器出风干球温度9℃，湿度95％，则N其空气焓值H25.2KJ/kg
＝N．
△H－蒸发器进出口空气焓差
△H = H－H= 55.5－26.1=30.3KJ/kg BN3 1.156kg/mρ－蒸发器室内空气密度空调送风量：即HV AC状态下蒸发风机送风量应达到：
V＝Q/(ρ×△H)
空风＝4330×3600 / (1.156×30.3×1000)
3/h）m ＝445（3。）（注：标杆车空调送风量约为440 m/h
2、蒸发器的设计
蒸发器制冷量：Q=Q= 4330W
冷蒸按照协众公司L235×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：
2）cm /β= 4330 / 8 =541（S= Q蒸蒸蒸β－协众L235×W60规格层叠式蒸发器芯体的单位迎风面积换热性蒸2。=8 W/cm 能系数，此处取β蒸实际蒸发器芯体高度只能按板，（/ 235 =230mm蒸发器芯体高度H= S蒸蒸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：L235×W60×H226
。），制冷量为××（注：标杆车蒸发器芯体尺寸规格为：4330WW60L225H2283、膨胀阀的选配
膨胀阀的制冷容量：Q=mQ＝1.25×4330＝5413W蒸膨m－比例因子，取值范围1.2~1.3，此处取1.25
因此可选用膨胀阀规格为：1.5T
方式，即采用集流管控制，无膨胀阀。）（注：标杆车空调系统采用CCOT4、压缩机排量的确定
Q=G(H－H)
5 a蒸其中：G－压缩机实际排气的质量流量
H－蒸发器出口制冷剂的焓值，设蒸发器出口压力0.196MPa，蒸发a
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H 。=396.1KJ/kg a
H－膨胀阀入口制冷剂的焓值，设膨胀阀入口压力1.47MPa，冷5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H=271KJ/kg。5因此：G = Q/ (H
－H)＝4330 / (396.1－271)＝124.6（Kg/h）5 a蒸n－压缩机工作转速，n = 1800 rpm 3/kg
= 0.074 mυ－压缩机吸气状态点的比容，取υa a6/ (60n)＝85.4（×10ml/r）= G 压缩机理论所需排气量：Vυas压缩机标称排气量：V =V /ηsbη－压缩机容积
效率。不同形式压缩机η值大不相同，η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η值约为75％～80％左右。
因此：Vb = Vs /η＝85.4/0.75～85.4/0.8＝107～114（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，标称排量为，容积效率约为％～60DKS-15147 ml / r％。）655、冷凝器的设计
冷凝器的热负荷确定：Q=nQ或Q=Q+ Q压蒸冷凝冷凝蒸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=1.4
Q= nQ =1.4×4330＝6062（W）蒸冷凝按照协众公司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：
2）cm =6062 / 6 = 1010 S= Q/β（冷冷凝冷凝β－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，此处蒸2。取6W/cm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2。1010cm 风面积应至少但不
限于达到2，，即芯体迎风面积为××（注：标杆车冷凝器芯体尺寸规格为：2300cmH370W12L650．。）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
，＝KAQ△t
G1玻玻＝6.4×3.435×（－25℃－20℃）
＝－989（W）
，＝0 由于无太阳辐射，因此Q G2，，，QQ故+Q＝G2G1玻＝－989 + 0
＝－989（W）
2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量
Q＝?)?hlnh(新i00n－乘员人数，n=2+3
33/h.人）/h.人（最小不小于10 m－新风量/人.小时，取值11m l03?－空气密度，取1.14kg/m hh＝－－室外空气的焓值，24.7kJ/kg 00hh＝38.6kJ/kg
－车室内空气的焓值，ii，＝故Q?)hhln?(新i00＝11×5/3600×1.14×［（－24.7－38.6）×1000］
＝－1102（W）
3、车身传热量
(1)、车顶
，= KF△Qt
车顶＝4.8×1.556×（－25－20）
＝－336（W）
(2)、侧面
，= KF△t Q侧20)
－25－(×2.123×=4.8．
=－459（W）
(3)、车地板热负荷
，= KF△Qt
底＝4.8×4.551×（－25－20）
＝－983（W）
(4)发动机舱的传热
，= 0 Q发动机为发热体，取前围综上所述，整个车身的传热量为
，，，，，QQ＋＋Q= QQ＋前围侧车身车顶底＝－336－459－983+ 0
＝－1778（W）
4、人体的热负荷
，＝Q0 由于人体是发热体，因此取人故：冬季空调系统的总负荷为：，，，，，+ QQ+ Q= Q+Q人新玻车身＝－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％。
，，=4260 W 取Q（W）Q因此：=3869×1.1＝4256二、空调系统的性能确定
，=4260 W
=Q空调系统制热量应和冬季空调系统的总符合相等，即Q热（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= 5692W ≈5700W 热设定系统工作状态如下：
HV AC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
HV AC装置：制热、吹面、外循环模式
、空调送风量的确定1．
H－HV AC进风口空气焓值，H＝38.6 KJ/kg
BB H－HV AC出风口空气焓值，设蒸发器出风干球温度70℃，湿度5％，则N其空气焓值H＝96 KJ/kg
N△H－HV AC进出口空气焓差
△H = H－H= 96－38.6 = 57.4KJ/kg N B3－蒸发器室内空气密度1.01 kg/mρ空调送风量：即HV AC状态下蒸发风机送风量应达到：
V＝Q/(ρ×△H)
空风＝5700×3600 / (1.01×57.4×1000)