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°,阳面投影面枳：S二0.52m2后窗：S二0.9m2倾角18.6°,阳面投影面枳：S=0.85m2侧窗：S二1.Im2倾角63.4°,.阳面投影面枳：S=0.49m2天窗面积：A4=0.39m2玻璃总面积：3.59m2顶盖：S=3.46m2底板：S二3.92m2前围：S二1.5m22车身侧面积（除玻璃面积）:s=4.6m；驾驶室内部容积（除内饰）：S二3.6m；乘员数：5人设计计算条件：厦季制冷）室外温度：38°C（汽车空调行业标准为38°C,此计算书取38°C）太阳辐射：1000W/in2（行业标准为830W,42,此计算书取1000W,.fn2）车室内温度：24°C（行业经验公式：T內=20+0.5（T外一20）=29°C，此处取24°C）车速：40km/h设计计算条件：（冬季制热）室外温度：一25°C（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15°C以上，此处取20*0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，稳态负荷山新风传热、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»j=QGl+QG2Qgi：为由于车内外温差而传入的热量QG2：为山于太阳辐射而传热的热量。Qgi=K«A«At=6.4X3.59X(38°C-24°C)=322(W)K戒：综合传热系数，取值为6.4w血2.CA«：玻璃总面积3.59m2QG2=(n+P0b/ci)UXSn：太阳辐射通过玻璃的透入系数，此处取0.56P：玻璃对太阳辐射热的吸收系数，此处取0.34aB：内表面放热系数，一般取16.7w./fn2.°CaH-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血2.CU：车窗的太阳辐射量S：遮阳修正系数，此处取0.46U=A戒'E+(A玻一A玻')XE=2.23X1000+(3.59吃.23)X41.7=2287(W)AJ：玻璃阳面投影总面积，A戏'=0.52+0.83+0.49+0.39=2.23m2E:车窗外表面的太阳辐射强度，取1000W/m2E：车窗外表面的太阳散射辐射强度，取41.7W/m2第3页共12页QG2=(n+Pab/gh)UXS=(0.56+0.34X16.7/40.6)X2287X0.46=736故Q«j=QG1+QG2=322+736=10582、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q新=lonP(ho—hi)n—乘员人数，n=5b—新风量从•小时，取值Um3/h.人(最小不小于10m3/h.人)P—空气密度，取1.14kg,43ho一室外空气的焙值 hi—车室内空气的熔值此工况下，车室内空气的相对湿度为50%,车室外相对湿度为50%,由HP图可以查得hi=47.8kj/kg,ho=92.4kj/kg,Q"=lon(hohi)=11X5X1.IX[(92.4T7.8)X1000]/3600=749(W)3、车身传热量Q车身=KF其中：K一车身各部分的综合传热系数，参考其它资料，取K二4.8w血 2Vmi-=车身表面的当量温度，t车室内的空气温度 •5七£靳=to+幺+~@戈)(k)其中to—室外温度Ig♦Is—太阳的直射强度和散射强度£一表面吸收系数，它与车身的颜色有关， £€[0,11,现取车身表面颜色为黑色，故取2=0.9a—室外空气的对流换热系数：40.6w/in2.°C、车顶表面综合温度血=to+一(时1G)a+、(k)cc 0.9=38+ (lOOt41.7)00.6+4.8)=5&7(°C)Q牟J5~KF(tn—t)=4.8X3.46X(58.7^4)=576(W)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"半$ 丄 0.9 丄t側二如 (Isw+Igm)=38+ ； (100(^41.7)X0.5=48.4(°C)(k) (40.64.8)Qm=KFAt=4.8X4.6X(18.4-24)=539(W)(3)、车地板热负荷取地表面温度为60°C,计算出地表面的热辐射，取I^=200W故 8(T)TOC\o"1-5"\h\zt底板=如+ ImK0.9y二38+ + 200(10.6 4.8)=42(°C)Q=KFZkt=4.8X3.92X(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°C,故QiiviH=KFAt=4.8X1.507X(80吃4)=405(W)综上所述，整个车身的传热量为Q栩二Q车顶+Qw+Q廉+Qmm=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□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可机=170w,成年男子乘员为Q初=108W,考虑到乘坐的人群，取群集系数卩二0.89故：Q人二Q词机+nPq乘员=170+4X0.89X108=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。在24°C的环境条件下，人体的散湿量约为do=56g..4i,故总散湿量为Do=ndo二5X56二280g/h车室内总质量为：M二Pv=1.14X3.5=4.0(Kg)在24°C,相对湿度为50%的环境条件下，其含湿量为di=9.3g/Kg,hi=47.8kj/kg,设蒸发器表面空气温度8°C,此处相对湿度为100%的湿空气，在24°C环境时，相对湿度为36%,含湿量为d2=6.7g/Kg,h2=41kj/kgo假设风机在整车上的风量为Lo=48Om3/h,故由于人体散湿而产生的含湿量的增加为：Ad=DoX(V/Lo)4-m=280X(3.5禺80)4-4=0.51(g/Kg)由HP图可知，△!!=1kj/kg=a-s-3600Q».n(xP)Lo=1X103X480X1.144-3600=152(W)三、空调系统的总负荷Q二Q玻+Q新+Q车身+Q人+Q湿=1058+749+1859+554+152=3834根据讣算结果，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汗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U标可按标杆车样件设定，即：Q冷二4329W~4330W按照汽车空调行业标准 QC/T656^000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：19.5°C蒸发风机端电压：13.5V冷凝器进风干球温度：35°C冷凝器迎面风速：4.5mk压缩机转速：ISOOipmHVAC装置：制冷、吹面、内循环模式1、空调送风量的确定Hb—蒸发器进风口空气焙值，Hb=55.5KJ/kgHn—蒸发器出风口空气焰值，设蒸发器出风干球温度 9°C,湿度95%,则其空气焙值Hn=25.2KJ/kgAH-蒸发器进出口空气焙差△H二Hb—Hn二55.5-26.1=30.3KJ/kgP—蒸发器室内空气密度1.156kg血3空调送风量：即HVAC状态下蒸发风机送风量应达到:V风=Qs/(PXAH)=4330X3600/(l.156X30.3X1000)=445(m3/h)(注：标杆车空调送风量约为440m*h。)2、 蒸发器的设计蒸发器制冷量：Q«=Q冷二4330W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：S诽二Q盘/0诽二4330/8二541(cm2)B耳一协众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蕙=8W/bm2-蒸发器芯体高度H無二S嶽/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彬二mQ•臥=1.25X4330=5413Wm—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顶二G®a-Hs)其中：G—压缩机实际排气的质量流量Hm—蒸发器出口制冷剂的焰值，设蒸发器出口压力0.196MPa,蒸发器出口过热度取5°C,则蒸发器出口制冷剂状态为过热气体，其焙值Ha=396.1KJ/kgoHs—膨胀阀入口制冷剂的焰值， 设膨胀阀入口压力 1.47MP&,冷凝器过冷度取5°C,则膨胀阀入口制冷剂状态为过冷液体，其焙值H5=271KJ/kgo因此：G二Q盘/{ia-H5)=4330/(396.1-271)=124.6(Kg/h)n—压缩机工作转速，n=1800ipmUa—压缩机吸气状态点的比容，取Va=0.074m3/kg压缩机理论所需排气量：V厂GvaX106/(60n)=85.4(m1^)压缩机标称排气量：Vb二Vs/Hn—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(m比)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：120cco(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冷磁二nQj®或Q桶=Q«+Q用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二1.4Q林二nQ顶=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：S冷槪二Q冷;《/0冷二6062/6二1010(cm')B蛊一协众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血I?。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1010cm2o(注：标杆车冷凝器芯体尺寸规格为：L650XW12XH370,即芯体迎风而积为2300cm2,其换热量为1U36Wo)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=6・4X3.435X(-25°C-20°C)=-989(W)由于无太阳辐射，因此QG2=0・・・故Q戒=QG1+QG2=-989+0=-989(W)2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q新=lonP(ho-hi)n一乘员人数，n二2+3b—新风量从•小时，取值Um3/h.人(最小不小于10m3/h.A)P—空气密度，取1.14kg/in3ho一室外空气的熔值，ho=-24.7kJ/kghi—车室内空气的焙值，hi=38.6kj/kg故Q新•=lonP(ho-hi)=11X5/5600X1.14X[(-24.7-38.6)X1000]=一1102(W)3、车身传热量、车顶Q牟j?二KF1\弋=4.8X1.556X(-25-20)=-336(W)、侧面Q«'=KFAt=4.8X2.123X(-25-20)=-459(W)、车地板热负荷Q=KFAt=4.8X4.551X(-25-20)=-983(W)发动机舱的传热发动机为发热体，取Qwim'=0综上所述，整个车身的传热量为Q牟X二Q车顶•+Q«'+Q总+Q=-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八=0故：冬季空调系统的总负荷为：Q=Q玻’+Q新°+Q车身‘+Q人.=一989-1102-1778+0=一3869(W)根据计算结果，在实际选用汽车空调时还应有 □%"15%的余量，此处取10%。因此：Q- X= ()取.=3869 1.1 4256W 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，B|J Q