汽车冷负荷计算方法修订版.docx
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汽车冷负荷计算方法修订版
IBMTstandardizationoffice【IBMT5AB-IBMT08-IBMT2C-ZZT18】
汽车冷负荷计算方法修订版
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24℃～27℃，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，并影响到整车的动力性，否则又很可能无法实现。
2计算方法
2.1微型车车内与外界热交换示意图
为便于分析，绘制图1的微型车热交换示意图。
2.2计算公式
2.2.1计算方法
考虑到汽车空调工作条件都很恶劣，其热负荷与行车时间、地点、速度、行使方向、环境状况以及乘员的数量随时发生变化，以及要求在短时间内降温等特殊性，按照常规方法来计算制冷量的计算公式为：
Q0=kQT=k（QB+QG+QF+QP+QA+QE+QS））⑴
式中：
Q0———汽车空调设计制冷量，单位为W；
k———修正系数，可取k=1.05~1.15，这里取k=1.1
QT———总得热量,单位为W；
QB———通过车体围护结构传入的热量,单位为W；
QG———通过各玻璃表面以对流方式传入的热量,单位为W；
QF———通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量,单位为W；
QP———乘员散发的热量,单位为W；
QA———由通风和密封性泄露进入车内的热量,单位为W；
QE———发动机室传入的热量,单位为W；
QS———车内电器散发的热量,单位为W；
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：
（1）整车乘员7人，各部分参数见下表：
（2）查文献[2]，取水平面和垂直面的太
阳直射辐射强度分别为Js,z=843W/m2和Jc,z=138W/m2；水平面和垂直面的天空散射辐射强度分别为Jp,s=46W/m2和Jc,s=23W/m2；
（3）环境温度tw=35℃，相对湿度75%；车内设计温度tn=27℃，相对湿度50%；
（4）假设汽车向正南方以V=40km/h的速度行驶；
（5）车内空气平均流速≤3m/s;
（6）车内容积V1≈2.9m×1.2m×1.3m=4.2m3，玻璃窗总面积S=3.24m2。
3.1按公式⑴的常规计算
3.1.1计算通过车体围护结构传入的热量QB:
QB=Q顶+Q侧+Q地
Q顶=K顶·S顶（tZ顶-tn）
Q侧=K侧·S侧·（tZ侧-tn）
Q地=K地·S地·（tZ地-tn）
式中：
K顶、K侧、K地———分别为车顶、车身侧面、车地板的传热系数，单位为W（/㎡·K）；
S顶、S侧、S地———分别为车顶、车身侧面、车地板的传热面积，单位为㎡；
tZ顶、tZ侧、tZ地———分别为车顶、车身侧面、车地板的室外综合空气温度，单
位为℃；
tn——车内空气温度，单位为℃；
3.1.1.1求车体各部分的传热系数:
K
式中：
aw———车身外表面与车外空气的对流换热系数，W（/㎡·K）；
an———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,在车内空气流速低于3m/s时,an=29W（/㎡·K）；
Σδi/λi———构成车身壁厚各层的导热热阻之和（δi为车体隔热层的厚度，λi为车体隔热层的导热系数）
其中：
aw=1.163（4+12
）
V为汽车行驶速度,单位为m/s,这里V=40km/h=11.1m/s,故aw=1.163（4+12
）=51.2W（/㎡·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48.15W/（㎡·K）和0.04W（/㎡·K）
故车顶的Σδi/λi=0.001/51.2+0.008/0.04=0.2
车底的Σδi/λi=0.001/51.2+0.003/0.04=0.075
侧面的Σδi/λi=0.001/51.2+0.006/0.04=0.15
故K顶
=
=3.9W（/㎡·K）
K侧
=
=4.89W（/㎡·K）
K底
=
=7.7W（/㎡·K）
3.1.1.2求车外综合空气温度tZ:
式中：
tw———车外环境温度，取35℃；
ρ——车体外表面吸收系数，与箱体颜色及新旧程度有关，这里取0.92;
I———太阳辐射强度,为太阳直射辐射和天空散射辐射之和;
aw———车身外表面与车外空气的对流换热系数，W（/㎡·K）；
ε———车身外表面的长波辐射系数;
ΔR———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长波辐射之差;
夏季时,水平面ε·ΔR/αw=3.5℃～4℃,这里取3.8℃.垂直面ΔR=0；
水平面上，IS=Js,z+Jp,s=843+46=889W/m2；
垂直面上，IC=Jc,z+Jc,s=138+23=161W/m2；
故tZ顶=
=
＝47℃
tZ侧=
＝38℃
tZ底=tw+2=35+2=37℃
3.1.1.3结果
Q顶=K顶·S顶·（tZ顶-tn）=3.9×3.9×（47-27）=304W
Q侧=K侧·S侧·（tZ侧-tn）=4.89×3.21×2×（38-27）=345W
Q地=K地·S地·（tZ地-tn）=7.7×3.84×（37-27）=295.6W
QB=Q顶+Q侧+Q地=304+345+295.6=944.6W
3.1.2计算通过各玻璃表面以对流方式传入的热量QG；
QG=QG前+QG侧+QG后
已知玻璃的传热系数λG=0.754W（/㎡·K）,厚度δ=5mm,玻璃对太阳辐射的吸收系数ρG=0.08，车内空气平均流速Va=2.5m/s；玻璃内表面换热系数为：
前窗：
an=5.6782×（0.9+1.03Va）=19.7W（/㎡·K）
侧窗：
an=5.6782×（1.1+1.03Va）=20.9W（/㎡·K）
后窗:
an=5.6782×（0.9+1.03Va）=19.7W（/㎡·K）
V=40km/h=11.1m/s运行时,玻璃外表面换热系数为：
前窗：
aw=3.79V0.8=3.79×11.10.8=26W（/㎡·K）
侧窗：
aw=7.21V0.8=7.21×11.10.8=49W（/㎡·K）
后窗：
aw=4.65V0.8=4.65×11.10.8=32W（/㎡·K）
故各处玻璃的K值分别为:
前窗：
KG前=
=10W（/㎡·K）
侧窗：
KG侧=
=13.4W（/㎡·K）
后窗：
KG后=
=11.3W（/㎡·K）
各处玻璃表面的综合温度分别为:
前窗：
tGZ=
＝35.5℃
侧窗：
tGZ=
＝35.5℃
后窗：
tGZ=
＝35.4℃
从计算结果可以看出，由于玻璃对太阳辐射的吸收率很小,故太阳辐射对玻璃的温升影响较小，其表面温升温度与环境温度相差不多。
最后得到：
QG前=KG前·Sg,q·（tGZ-tn）=10×0.78×（35..5-27）=66.3W
QG侧=KG侧·2Sg,c·（tGZ-tn）=13.4×2×0.95×（35.3-27）=211.3W
QG后=KG后·Sg,h·（tGZ-tn）=11.3×0.56×（35.4-27）=53W
QG=QG前+QG侧+QG后=66.3+211.3+53≈331W
3.1.3通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量QF；
设汽车向正南方向行使时前窗和右侧窗为朝阳面，查文献［1］，右侧窗按可能的最大值I=688W/m2计算，前窗I=550W/m2,左侧窗和后窗按I=182W/m2计算。
QF=QF前+QF右+QF左+QF后（=η+ρG·an/aw）J·C
式中：
η———太阳辐射通过玻璃的透入系数，一般取η=0.85；
C———遮阳修正系数，取C=0.93；
J———车窗的太阳辐射量，单位为W；
对右侧窗，J=I·Sg,c=688×0.95=653.4W
前风窗，J=I·Sg,q=550×0.78=429W
左侧窗，J=I·Sg,c=182×0.95=173W
后窗，J=I·Sg,h=182×0.56=102W
故QF右=（0.85+0.08×20.9/49）×653.4×0.93=537W
QF前=（0.85+0.08×19.7/26）×429×0.93=363W
QF左=（0.85+0.08×20.9/49）×173×0.93=142W
QF后=（0.85+0.08×19.7/32）×102×0.93=85W
最后，QF=537+363+142+85=1127W
3.1.4乘员散发的热量QP；
QP=116·N·n
式中：
QP———车内人体散热量，单位为W；
N———车内乘员数，这里按7人；
n———群集系数，取0.89；
116为成年男子散热量，单位为W；
则QP=116×7×0.89=723W
3.1.5密封性泄漏进入车内的热量QA；
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是太好，取QA=300W。
3.1.6发动机室传入的热量QE；
QE=Ke·Sf·（te–tn）
Ke=
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左右，故ae=1.163×（4+12×
）=42.7W（/㎡·K）另外，整个发动机的隔热
除了有与地板同样的内装饰外还有一层5mm厚的隔热垫，其传热系数为0.116W（/㎡·K），故Σδi/λi=0.001/42.7+0.005/0.116+0.003/0.04=0.118
可得到Ke=
=5.71W（/㎡·K）
夏季时一般发动机仓温度要达到70℃,故取te=70℃
最后QE=5.71×1.3×（70-27）=319W
3.1.7车内电器散发的热量QS；
车内电器散发的热量QS≈100W
由以上计算可得整车制冷量
Q0=kQT=k（QB+QG+QF+QP+QA+QE+QS）
=1.1×（944.6+330.6+1127+723+300+319+100）
=1.1x3844.6≈4229W
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。
即应该用非稳态传热方法来研究该负荷，以符合车外空气温度、太阳辐射周期性变化的实际。
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、车顶和车窗的传导得热引起的冷负荷，通过冷负荷温差CLTD使计算简化；对于车窗日射得热和照明、人体及设备得热引起的冷负荷通过冷负荷系数CLF;使计算简化，因此它特别适合于手算。
但是它的冷负荷温差和冷负荷系数以及其他许多参数都是通过查取经验值来确定的，而对于动态计算汽车空调负荷来说，显然它不是一种最好的方法。
我国在70到80年代发展了一种新的计算方法：
谐波反应法。
谐波反应法以谐波法为基础，从根本上分清了得热和冷负荷两个不同的概念。
它将车外空气综合温度视为一周期性外扰，考虑了温
度的衰减和相位的延迟，将温度和传热的动态变化完全体现出来，是一种较好的动态计算方法。
所以我们选定谐波反应法计算汽车空调夏季冷负荷。
1.谐波反应法简介
谐波反应法是一种非稳定传热计算方法，其思路是：
1）将车外空气温度波的平均值通过稳定传热公式与车体内壁温度的平均值联系起来，这种平均的稳定状态符合稳定传热规律的条件；然后通过温度谐波分析可知车外温度波经车体壁时幅值衰减、相位延迟，由此得到车体壁内表面的温度波特性。
车体壁内表面与车厢内的空气和设施之间的换热就是通过车体壁进入车厢内的得热量，其中的对流成分直接构成冷负荷，辐射部分经车厢内表面或设施吸收后，再以对流形式放出的热量也构成冷负荷。
2）通过车窗进入车厢的得热量有瞬变传热得热和日射得热两部分，前者同车体壁传热得热一样形成相应的冷负荷，后者经蓄热过程后，再以对流形式释放出来，形成冷负荷
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