1、Q=kQT=k(QB + Q G + Q F+Q + Q A +QE + Q S) )(1) 1 汽車空調的計算溫度選擇 按表 1 數據作為微型汽車空調系統的計算溫度(即車內平均溫度)。從上表我們可 以看到，微型車的計算溫度在環 境溫度為 35C時定為 27C，而一 般轎車在環境溫度 38C時定為 24C27C，般大中型客車定 為 27C28C，可看到微型車 車內溫差都比它們要高，這其實 是綜合了多種因素并經過很多次試驗得出的較經濟合理的車內平均溫度。因為對微型 車來說，如果計算溫度定得過高了，乘員就會明顯感覺制冷不足； 而如果定得過低， 勢必需要加大壓縮機排量才能滿足， 這樣功耗必然增加，并

2、影響到整車的動力性，否 則又很可能無法實現。 為便于分析，繪制圖 1 的微型車熱交換 示意圖。 .溫度 車犁 干球 喚; 射強度 (W 加 年內設計 (空調區縮機 JSOOrAniru 乍 和對濕 度(%) 新風雖 (nP/li 徹型車 843 27 10-20 或 t 轎車 1000 2427 6() 2030 2 計算方法 2.1 微型車車內與外界熱交換示意圖 表 1謹車空調計算溫段 91汽車與外界熱交換沬電圖 2.2 計算公式 2.2.1 計算方法 考慮到汽車空調工作條件都很惡劣，其熱負荷與行車時間、地點、速度、行使方向、 環境狀況以及乘員的數量隨時發生變化，以及要求在短時間內降溫等特殊

3、性，按照常 規方法來計算制冷量的計算公式為: 式中： Q 汽車空調設計制冷量，單位為 W; k - 修正系數，可取 k=1.051.15，這里取 k=1.1 CT 總得熱量,單位為 W ; Q 通過車體圍護結構傳入的熱量,單位為 W ; Q - 通過各玻璃表面以對流方式傳入的熱量，單位為 W ； Q - 通過各玻璃表面以輻射方式直接傳入的熱量，單位為 W ； Q - 乘員散發的熱量，單位為 W ； Q - 由通風和密封性泄露進入車內的熱量，單位為 W ； Q - 發動機室傳入的熱量,單位為 W ； Q - 車內電器散發的熱量,單位為 W ； 從公式中我們也可以看出它是通過分別計算各部分得熱量求

4、得總需求制冷量的 3 計算示例 以五菱之光微型客車空調系統的制冷量計算為例，設計條件和工況見表 3: 和設計釆件和丨況 和 MM) 村科 0.78 散后窗電h 06 鋼化粧厲 傅IS和芒 0.95 車頂寫“ 3.9 (F 321 鋼板+內悅 刖 a 122 檔梅+內怖 -90 3.K4 鋼板十內骨 (T 內 L3 陽執聲+鉗桓*內憂 假設汽車向正南方以 V =40km/h 的速度行駛; 車內空氣平均流速w 3m/s; 車內容積 V 12.9mx 1.2mx 1.3m=4.2 m3，玻璃窗總面積 S=3.24nt 3.1 按公式的常規計算 3.1.1 計算通過車體圍護結構傳入的熱量 Q: Q=C

5、頂+ Q側+ Q地 Q地=K& S地（ t Z地-t n） 式中： K頁、K側、K 地 - 分別為車頂、車身側面、車地板的傳熱系數，單位為 W（/卅 K）； S頁、SM、S 地 - 分別為車頂、車身側面、車地板的傳熱面積，單位為川； tz頂、tz側、tz地 - 分別為車頂、車身側面、車地板的室外綜合空氣溫度，單 位為 C; tn 車內空氣溫度，單位為C； 3.1.1.1 求車體各部分的傳熱系數： aw 冷i an 式中： aw - 車身外表面與車外空氣的對流換熱系數， W（/卅.K）； an -車內表面與車內空氣的對流換熱系數， 一般車內的對流換熱系數都比較小， 在車內空氣流速低于 3m /s

6、 時,an=29W（/卅.K）； 藝尬入 - 構成車身壁厚各層的導熱熱阻之和（S i為車體隔熱層的厚度，入i為車體隔 熱層的導熱系數） 其中：aw =1.163（4+12、V） $頁（tZ頂-tn） （t Z側-t n） V 為汽車行駛速度,單位為 m /s,這里 V=40km /h=11.1m /s,故a =1.163（4+12 .v ）=51.2 W （/ 卅.K） 設車頂、車底和側圍分別由 1m 的鋼板和 8mm、3mm、6m 的內裝飾板構成，鋼板和內 裝飾板的傳熱系數分別為 48.15 W/ （ K）和 0.04W（/卅.K） 故車頂的藝豺 1=0.001/51.2+0.008/0.0

7、4=0.2 車底的藝財 1=0.001/51.2+0.003/0.04=0.075 側面的藝財 1=0.001/51.2+0.006/0.04=0.15 3.1.1.2 求車外綜合空氣溫度 tZ: 式中：tw - 車外環境溫度，取 35C； P車體外表面吸收系數，與箱體顏色及新舊程度有關，這里取 0.92; I - 太陽輻射強度，為太陽直射輻射和天空散射輻射之和； aw - 車身外表面與車外空氣的對流換熱系數， W（/卅.K）； & - 車身外表面的長波輻射系數； AR - 車身外表面向外界發射的長波輻射和由天空及周圍物體向車身表 面的長波輻射之差； 夏季時，水平面尿/ ow=3.5C4C,這

8、里取 3.8 C .垂直面4R =0; 水平面上，I s= J s,z+ J p ,s =843+46=889W /吊； 垂直面上，IC= Jc,z+ 丄 aw i an 1 51.2 2 29 =3.9 W (/ K) aw an 丄 0.15 丄 51.2 29 =4.89 W (/ K) 1 0.075 51.2 29 =7.7 W (/ K) Jc,s=138+23=161W/m 2; PI Rc 0.92 889 故 tz頂=tw - =35 - -3.8 = 47 aw aw 51.2 ” PI R “ 0.92 161 t Z 側 一 tw - 3538 C aw aw 51.2

9、 tz底=t w+2=35+2=37C 3.1.1.3 結果 Q頂 一 K頂 S頂( tz頂-tn) =3.9 X 3.9 X( 47-27 ) =304W Q側一 Kw S側y ( t z側-t n) =4.89 X 3.21 X 2 X (38-27)=345W Q地=Kfe S地( t z地-t n) =7.7 X 3.84 X (37-27)=295.6W QB=Q頂 + Q 側 + Q地=304+345+295.6=944.6W 3.1.2 計算通過各玻璃表面以對流方式傳入的熱量 Q G; Q= +Q+Q后 已知玻璃的傳熱系數入G=0.754 W(/ mK),厚度 N5mm 玻璃對太

10、陽輻射的吸收系數P G=0.08，車內空氣平均流速 Va=2.5m /s ;玻璃內表面換熱系數為: 前窗：an=5.6782 X (0.9+1.03V a )=19.7 W (/ 卅.K) 側窗：an=5.6782 X (1.1+1.03V a )=20.9 W (/ 卅.K) 后窗：a n =5.6782 X (0.9+1.03V a )=19.7 W (/ 卅.K) V =40km /h=11.1m /s 運行時，玻璃外表面換熱系數為: 前窗：aw =3.79V 0.8=3.79 X 11.1 0.8 =26 W (/ m2 側窗：aw =7.21V0.8=7.21 X 11.1 0.8

11、=49 W (/ 后窗：aw =4.65V08 =4.65 X 11.1 0.8 =32 W (/ m2 故各處玻璃的 K 值分別為: 1 前窗：心=丄，.丄丄.遊.丄 aw G an 26 0.754 19.7 1 1 側窗：陶=丄丄丄遊丄丄遊丄=13.4 W( /K) aw G an 49 0.754 20.9 =10W( / 卅.K) 各處玻璃表面的綜合溫度分別為 G| 0.08 (138 23) 。 前窗：tG2=tw - 35 = 35.5 C aw 26 -I 0.08 (138 23) 。 側窗：t -z=tw 35 = 35.5 C aw 49 -I 0.08 (138 23)

12、 。 后窗：t-z=tw 35 = 35.4 C aw 32 從計算結果可以看出，由于玻璃對太陽輻射的吸收率很小，故太陽輻射對玻璃的溫升影 響較小，其表面溫升溫度與環境溫度相差不多。最后得到: QG前=Kw Sg,q ( t -z-t n)=10X 0.78 X (35.5-27)= 66.3W QG側二 K側 2Sg,c ( t -z-t n) =13.4 X 2 X 0.95 X (35.3-27)=211.3W QG后=K-H Sg,h ( t -wt n) =11.3 X 0.56 X (35.4-27)=53W QG= Q-前+QG側+QG后=66.3+211.3+53 331W 3

13、.1.3 通過各玻璃表面以輻射方式直接傳入的熱量 Q; 設汽車向正南方向行使時前窗和右側窗為朝陽面，查文獻 1 ,右側窗按可能的最 大值 l=688W/m 計算，前窗 l=550W/m,左側窗和后窗按 l=182W/m 計算。 QF= QF前 +Q右+Q左+Q后(=n+ pG an/a w) J C 式中： n - 太陽輻射通過玻璃的透入系數，一般取n =0.85 ； C - 遮陽修正系數，取 C=0.93; J - 車窗的太陽輻射量，單位為 W ; 對右側窗，J=l Sg ,c =688X 0.95=653.4W 前風窗，J=| Sg ,q =550X 0.78=429W 后窗: KG后=

14、丄 aw G an 1 1 0.005r - + - + - 32 0.754 17.9 =11 .3W (/ 左側窗，J=l Sg,c=182X 0.95=173W 由于汽車行駛時發動機罩蓋發動機側表面的風速一般僅有外面的 2/3 左右，故 ae=1.163 X (4+12 X .11.1 0.67 )=42.7W (/ 卅.K)另外，整個發動機的隔熱 除了有與地板后 窗，J=l Sg,h=182X 0.56=102W 故QF右=(0.85+0.08 X 20.9/49) X 653.4 X 0.93=537W QF前=(0.85+0.08 X 19.7/26) X 429X QF左=(0.

15、85+0.08 X 20.9/49) X 173X QF后=(0.85+0.08 X 19.7/32) X 102X 最后，Q=537+363+142+85=1127W 3.1.4 乘員散發的熱量 Q; QP= 116 N- n 式中：QP - 車內人體散熱量，單位為 W ; N- 車內乘員數，這里按 7 人； n - 群集系數，取 0.89 ； 116 為成年男子散熱量，單位為 W ; 則 QP=116X 7X 0.89=723W 3.1.5 密封性泄漏進入車內的熱量 Q A; 同樣的內裝飾外還有一層 5m m 厚的隔熱墊，其傳熱系數為 0.116 W (/ nf K),故藝射 2i=0.0

16、01/42.7+0.005/0.116+0.003/0.04=0.118 可得到 Ke= =5.71 W (/ 卅.K) 1 1 0.118 42.7 29 夏季時一般發動機倉溫度要達到 70E ,故取 te =70 C 最后 QE =5.71 X 1.3 X (70-27)=319W 3.1.7 車內電器散發的熱量 QS ; 車內電器散發的熱量 Qs 100W 由以上計算可得整車制冷量 Q= k Qi=k(QE+Q+Q+Q+Q+Q+Q) =1.1 X (944.6+330.6+1127+723+300+319+100) =1.1x3844.6 4229W 目前對汽車空調負荷的計算還沒有一套完

17、善的計算方法， 普遍采 用的一種方法是將 車體的傳熱系數、內外對流換熱系數、太陽直射、 散射強度等數據取為經驗值，作為穩態傳熱過程處理。這種方法在一 定程度上簡化了汽車空調負荷計算過程的復雜性，有一定的實用價 值。但汽車空調負荷具有自身的特點。 如車體維護結構中存在空氣層。 這種薄而內空的結構，質量輕，蓄熱系數小。空調過程中，存在外界 干擾時，車廂內表面的響應快；在汽車維護結構中，不同材料的導熱 系數相差較大，導熱系數大的鋼骨架在連接車廂內外表面的同時，在 兩者之間直接傳遞熱量，形成“熱橋”； 汽車運動與靜止兩種狀態差 別較大，運動時車廂壁外表面空氣對流換熱系數成倍增大，導致車廂 壁動態傳熱系

18、數大于靜態傳熱系數， 而且車廂壁內外側空氣壓力不平 衡程度加劇，空氣泄漏增加，外界干擾增強。統計結果表明， 汽車車 體傳熱形成的冷負荷是空調負荷的主要部分， 車體壁與車窗傳熱占總 得熱量的，這一負荷的比例決定了汽車空調負荷的特性。 即應該 用非 穩態傳熱方法來研究該負荷 ，以符合車外空氣溫度、太陽輻射周期性 變化的實際。冷負荷與得熱量有時相等，有時不等。圍護結構熱工特 性及得熱量的類型決定了得熱與負荷的關系。研究表明，得熱量轉化 為冷負荷過程中，存在著衰減和延遲現象。冷負荷的峰值不僅低于得 熱量的峰值，而且在時間上有所滯后。由此可見， 計算汽車空調負荷 時，必須考慮圍護結構的吸熱、蓄熱和放熱效

19、應 。（即按最大熱負荷 計算的冷負荷是峰值，實際由于熱負荷最大時，由于車身傳遞等延遲 導致衰減，實際需要的小于最大值，因為冷負荷一直在提供） 冷負荷 : : 汽車為了克服外界熱量而需要平衡的冷量及空調制冷 量。 19461946 年美國提出的當量溫差法和 5050 年代初前蘇聯學者提出的諧波分 解法在計算通過圍護結構的負荷時， 其共同的缺點是對得熱量和冷負 荷不加區分， 認為兩者是一回事。 所以空調冷負荷量往往偏大。 .1968 .1968 年加拿大提出了反應系數法， 其基本特點是把得熱量和冷負荷的區別 在計算方法中體現出來。空調負荷計算的反應系數法又稱傳遞系數 法，此方法把研究對象當作線性的

20、熱力系統，利用線性熱力系統的傳 遞函數得出某種單位擾量下的各種反應系數， 然后利用反應系數求解 得熱和冷負荷。它不要求擾量是連續函數或周期函數，適用于任意擾 量。，但是，其傳遞矩陣過于復雜。 19711971年用 Z Z 傳遞函數改進了反應 系數法，并提出了適合手算的冷負荷系數法。冷負荷系數法是建立在 Z Z 傳遞函數基礎上的一種簡化手算方法。對于車體、車頂和車窗的傳 導得熱引起的冷負荷，通過冷負荷溫差 CLTD CLTD 使計算簡化；對于車窗 日射得熱和照明、 人體及設備得熱引起的冷負荷通過冷負荷系數 CLF; CLF; 使計算簡化，因此它特別適合于手算。但是它的冷負荷溫差和冷負荷 系數以及其他許多參數都是通過查取經驗值來確定的， 而對于動態計 算汽車空調負荷來說，顯然它不是一種最好的方法