空调系统设计计算书.docx
《空调系统设计计算书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《空调系统设计计算书.docx（14页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
空调系统设计计算书
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X宽X高：
4943mmX1852mmx1474mm
前窗：
S=1.2m2,倾角64.5°，阳面投影面积：
S=0.52m2
后窗：
S=0.9m2，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=3.46m2
底板：
S=3.92m2
前围：
S=1.5m2
车身侧面积（除玻璃面积）：
S=4.6m2；
驾驶室内部容积（除内饰）：
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38C，此计算书取38C）
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）=29C，此处取24C）车速：
40km/h
设计计算条件：
（冬季制热）
室外温度：
一25r（GB/T12782-1991标准要求）
太阳辐射：
0
车室内温度：
20°C（GB/T12782-1991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+Qg2
Qgi:
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。
Qgi=K玻A玻厶t
=6.4X3.59X（38°C—24°C）
=322（W）
K玻：
综合传热系数，取值为6.4w/m2.C
A玻：
玻璃总面积3.59m2
Qg2=（n+paB/a）UxS
n:
太阳辐射通过玻璃的透入系数，此处取0.56
P:
玻璃对太阳辐射热的吸收系数，此处取0.34
ab：
内表面放热系数，一般取16.7w/m2.C
aH—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40.6w/m2.C
U:
车窗的太阳辐射量
S:
遮阳修正系数，此处取0.46
U=A玻'Ig+（A玻一A玻'）xIs
=2.23X1000+（3.59-2.23）X41.7
=2287（W）
A玻'：
玻璃阳面投影总面积，A玻'=0.52+0.83+0.49+0.39=2.23m2
Ig:
车窗外表面的太阳辐射强度，取1000W/m2
Is：
车窗外表面的太阳散射辐射强度，取41.7W/m2
QG2=（n+pab/aH）UXS
=（0.56+0.34X16.7/40.6）X2287X0.46
=736
故Q玻=Qgi+Qg2
=322+736
=1058
2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量
Q新=l0n「（h0—hj
n—乘员人数，n=5
33
lo—新风量/人.小时，取值11m/h.人（最小不小于10m/h.人）
空气密度，取1.14kg/m3
h。
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=92.4kJ/kg,
Q新=l0n「（h0F）
=11X5X1.1X（92.4-47.8）X1000]/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「C
tm,ti—tm车身表面的当量温度，ti车室内的空气温度
tm二t。
（IsIg）
Ck）
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：
40.6w/m2.C
（1）、车顶
表面综合温度tm=t0（ISIG）
（a+k）
=38+09（100041.7）
（40.6+4.8）
=58.7（C）
Q车顶=KF（tm—ti）
=4.8X3.46X（58.7-24）
⑵、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
z
t侧=t0-
09
（Ism+Ig侧）=38+:
（1000+41.7）X0.5=48.4（C）
（二'k）（40.64.8）
Q侧=KF△t
=4.8X4.6X（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）
09
=38+200
（40.6+4.8）
=42「C）
Q底=KF△t
=4.8X3.92X（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
=4.8X1.507X（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（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+ntQ乘员
=170+4X0.89X108=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。
=5X56=280g/h
（2）车室内总质量为：
M=3=1.14X3.5=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8C,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=6.7g/Kg,h2=41kJ/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=1kJ/kg
-皿严）L。
汉P
=1X103X480X1.14-3600
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=3834X1.1=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/T656-2000规定，设定系统工作状态如下：
蒸发器进风干球温度：
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：
35C
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，Hb=55.5KJ/kg
Hn-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=25.2KJ/kg
△H—蒸发器进出口空气焓差
△H=Hb—Hn=55.5—26.1=30.3KJ/kg
3
P—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/（pxAH）
=4330X3600/（1.156X30.3X1000）
=445（m3/h）
（注：
标杆车空调送风量约为440m3/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L235XW60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
S蒸=Q蒸/B蒸=4330/8=541（cm）
B蒸-协众L235XW60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=8W/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：
L235XW60XH226
（注：
标杆车蒸发器芯体尺寸规格为：
L225XW60XH228，制冷量为4330W。
）
3、膨胀阀的选配
膨胀阀的制冷容量：
Q膨=mQ蒸=1.25X4330=5413W
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
（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（Ha—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=1800rpm
Ua—压缩机吸气状态点的比容，取Ua=0.074m3/kg
压缩机理论所需排气量：
Vs=GuaX106/（60n）=85.4（ml/r）
压缩机标称排气量：
Vb=Vs/n
n—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=85.4/0.75〜85.4/0.8=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-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147ml/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=nQ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=1.4
Q冷凝=nQ蒸=1.4X4330=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：
2
S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：
L650XW12XH370，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玻厶t
=6.4X3.435X（—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"h0「hj
n—乘员人数，n=2+3
33
lo—新风量/人.小时，取值11m/h.人（最小不小于10m/h.人）空气密度，取1.14kg/m3
h。
一室外空气的焓值，h。
二一24.7kJ/kghi—车室内空气的焓值，hi=38.6kJ/kg
故Q新，=l0nT（h0-耐）
=11X5/3600X1.14X[（—24.7—38.6）X1000]
=—1102（W）
3、车身传热量
（1）、车顶
Q车顶=KF△t
=4.8X1.556X（—25—20）
=—336（W）
⑵、侧面
Q侧’二KF△t
=4.8X2.123X（—25—20）
=—459（W）
（3）、车地板热负荷
Q底=KF△t
=4.8X4.551X（—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，=3869X1.1=4256（W）取Q，=4260W
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，=4260W
（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：
20C
暖风芯体进水温度：
85E
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、外循环模式
1、空调送风量的确定
Hb—HVAC进风口空气焓值，Hb=38.6KJ/kg
Hn—HVAC出风口空气焓值，设蒸发器出风干球温度70C,湿度5%，
则其空气焓值Hn=96KJ/kg
△H—HVAC进出口空气焓差
△H=Hb—Hn=96—38.6=57.4KJ/kg
P—蒸发器室内空气密度1.01kg/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/（pxAH）
=5700X3600/（1.01X57.4X1000）
=354（m3/h）
（注：
标杆车空调送风量为338m3/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：
2
S暖芯=Q热/B暖芯=5700/17=335（cm）
B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B暖芯=17w/cm2。
（注：
标杆车暖风芯体尺寸规格L190XW42XH180，迎风面积350cm2，制热量5801W。
）
升级会员 