2022年空调系统设计计算书.docx

精选学习资料 - - - - - - - - - 工程空调系统设计运算书编 制：审 核：批 准：名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 12 页精选学习资料 - - - - - - - - - 第一部分 设计运算条件输入B11 整车资料：长× 宽× 高： 4943mm× 1852mm× 1474mm 前窗： S=1.2m 2,倾角 64.5° ,阳面投影面积： S=0.52m 2后窗： S=0.9m2,倾角 18.6° ,阳面投影面积： S=0.85m 2侧窗： S=1.1m2,倾角 63.4° ,阳面投影面积： S=0.49m 2天窗面积： A4=0.39m玻璃总面积： 3.59m 2顶盖： S=3.46m 2 22底板： S=3.92m2前围： S=1.5m车身侧面积（除玻璃面积）：S=4.6m 2；驾驶室内部容积 除内饰 : S=3.6m 3；乘员数： 5 人设计运算条件： 夏季制冷 室外温度： 38（汽车空调行业标准为38,此运算书取 38）太阳辐射： 1000W/m 2（行业标准为 830W/m 2,此运算书取 1000W/m 2）车室内温度：24 （行业体会公式：T 内 200.5T 外 20 29,此处取24）车速： 40km/h 设计运算条件： 冬季制热 室外温度： 25（GB/T 12782-1991 标准要求）太阳辐射： 0 车室内温度： 20（GB/T 12782-1991标准要求为15以上,此处取20）车速： 40km/h 空调的负荷依据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,很难精确的运算；名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页,共 12 页精选学习资料 - - - - - - - - - 其次部分 制冷系统设计运算（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取,一部分通过玻璃透射形成日射得热,仍有一部分被玻璃反射,被玻璃吸取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,被车内设施吸取形成蓄热和放热量；在此次运算中,认为日射得热全部变成空调系统的瞬态热负荷；故 Q玻QG1+QG2 QG1：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； QG1K玻 A玻 t 6.4× 3.59× （ 38 24）322（W） K 玻：综合传热系数,取值为 6.4w/m 2.2 A玻：玻璃总面积 3.59m QG2（ B/ ）U× S ：太阳辐射通过玻璃的透入系数,此处取 0.56 ：玻璃对太阳辐射热的吸取系数,此处取 0.34 B：内表面放热系数,一般取 16.7w/m 2. H 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 40.6 w/m 2. U：车窗的太阳辐射量 S：遮阳修正系数,此处取 0.46 UA玻I G（ A 玻A 玻）× IS2.23× 1000（3.59-2.23）× 41.7 2287（W）名师归纳总结 A玻：玻璃阳面投影总面积,A 玻20.52+0.83+0.490.392.23m第 3 页,共 12 页 I G ：车窗外表面的太阳辐射强度,取2 1000W/m- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - IS：车窗外表面的太阳散射辐射强度,取 41.7W/m 2QG2（ B/ H）U× S （ 0.56 + 0.34× 16.7 / 40.6）× 2287× 0.46 736 故 Q 玻QG1+QG2 322 + 736 1058 2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量Q新l0nh0ihn 乘员人数, n=5 0l 新风量 /人.小时,取值 11m 3/h.人（最小不小于 10 m 3/h.人）3空气密度,取 1.14kg/mh 室外空气的焓值ih 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=92.4 kJ/kg, Q 新l0nh0ih11× 5× 1.1× （ 92.4-47.8）× 1000/ 3600 749（W）3、车身传热量Q车身KFt m-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.tm, ti tm车身表面的当量温度, ti 车室内的空气温度名师归纳总结 其中tmt0kISIG0 1, 现取车身表面第 4 页,共 12 页0t 室外温度IG,I 太阳的直射强度和散射强度表面吸取系数,它与车身的颜色有关,颜色为黑色,故取0.9 室外空气的对流换热系数：40.6 w/m 2.- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 1、车顶表面综合温度tm40t09kISIG38+ 0.48.1000417.6.58.7（）Q车顶= KF（tmti）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t侧 = t0kIS 侧IG侧=38+40.0.94.8 1000417.×0.5=48.46（）Q侧 = KF t =4.8× 4.6× 48.4-24 =539（W）3、车地板热负荷取地表面温度为 60,运算出地表面的热辐射,取I 底板200W 故t底板t0kI地板 =3840.0.94.82006 =42（）Q底= KF t 4.8× 3.92× （ 4224）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前围 = KF t 4.8× 1.507× （80-24）名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 12 页精选学习资料 - - - - - - - - - 405（W）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n Q乘员= 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 为 D0= nd0=5× 56 = 280 g/h （2） 车室内总质量为：M= v=1.14× 3.54.0（Kg）d0=56g/h,故总散湿量在 24 , 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8,此处相对湿度为100的湿空气,在24环境时,相对湿度为36,含湿量为d26.7 g/Kg,h241 kJ/kg；3假设风机在整车上的风量为 的含湿量的增加为：d= D0× （V/ L 0）÷ m 280× （ 3.5/480）÷ 4 0.51（g/Kg）L 0=480m 3/h,故由于人体散湿而产生由 H-D 图可知, H1kJ/kg 名师归纳总结 Q湿H3600第 6 页,共 12 页L0- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 1× 10 3× 480× 1.14÷ 3600 152（W）三、 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 根椐运算结果,在实际选用汽车空调时仍应有 因此： Q=3834× 1.14217（W）四、 空调系统的性能运算5%15%的余量,此处取 10；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；）因该运算值稍低于标杆车空调系统制冷量,设计目标可按标杆车样件设定,即：Q冷= 4329W 4330W 因此 CP2空调系统制冷量的依据汽车空调行业标准 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 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,HB55.5KJ/kg HN蒸发器出风口空气焓值,设蒸发器出风干球温度 其空气焓值 HN25.2KJ/kg 9,湿度 95,就名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 12 页精选学习资料 - - - - - - - - - H蒸发器进出口空气焓差 H = HBHN= 55.526.1=30.3KJ/kg 3 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/ × H 4330× 3600 / 1.156× 30.3× 1000 445（m 3/h）（注：标杆车空调送风量约为 440 m 3/h；）2、 蒸发器的设计 蒸发器制冷量： Q蒸=Q冷= 4330W 依据协众公司 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： S蒸= Q 蒸/ 蒸= 4330 / 8 =541（cm 2） 蒸协众 L235× W60 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 蒸=8 W/cm 2；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,此处运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 （注：标杆车蒸发器芯体尺寸规格为：L225× W60× H228,制冷量为 4330W；）3、 膨胀阀的选配膨胀阀的制冷容量： Q 膨 =mQ 蒸 1.25× 43305413Wm比例因子,取值范畴1.21.3,此处取 1.25 因此可选用膨胀阀规格为：1.5T （注：标杆车空调系统采纳 4、 压缩机排量的确定 Q蒸=GHaH5 CCOT 方式,即采纳集流管掌握,无膨胀阀；）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 5,就蒸发器出口制冷剂状态为过热气 体,其焓值 Ha=396.1KJ/kg；名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 12 页精选学习资料 - - - - - - - - - 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 5,就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 / HaH54330 / 396.1271124.6（Kg/h）n压缩机工作转速, n = 1800 rpm 3/kg a压缩机吸气状态点的比容,取 a = 0.074 m 压缩机理论所需排气量： V s = G a× 10 6/ 60n85.4（ml/r）压缩机标称排气量： V b =V s / 压缩机容积效率；不同形式压缩机 选压缩机结构及型号确定； 值大不相同, 值应依据实际所综合台架性能、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 值约为 7580左右；因此： Vb = Vs / 85.4/0.7585.4/0.8107114（ml/r）依据上述压缩机排量范畴,确定首选压缩机详细型号为：JSS-120；该压缩机标称排量： 120cc；（注：标杆车压缩机型号为 65；）5、 冷凝器的设计DKS-15 ,标称排量为 147 ml / r,容积效率约为 60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 条件恶劣,通常选用 n=1.4 n1.2,由于汽车空调上的冷凝器工作Q 冷凝= nQ蒸 =1.4× 43306062（W）依据协众公司 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冷凝= Q 冷凝/ 冷 =6062 / 6 = 1010（cm 2） 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/cm 2；为保证空调系统制冷成效良好及系统工作稳固,冷凝器散热性能设计通常 都是最大化原就,冷凝器的迎风面积应尽可能大；因此,冷凝器芯体的最终迎名师归纳总结 风面积应至少但不限于达到1010cm 2；2300cm 2,第 9 页,共 12 页（注：标杆车冷凝器芯体尺寸规格为：L650× W12× H370,即芯体迎风面积为- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 其换热量为 11136W；）第三部分 制热系统设计运算（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 t 6.4× 3.435× （ 25 20） 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l0nh0ihn 乘员人数, n=2+3 故 Q 新,0l 新风量 /人.小时,取值 11m 3/h.人（最小不小于 10 m 3/h.人）空气密度,取3 1.14kg/mh 室外空气的焓值,h 24.7kJ/kg ih 车室内空气的焓值,ih 38.6kJ/kg l0nh0ih11× 5/3600× 1.14× （ 24.738.6）× 1000 1102（W）3、车身传热量 1、车顶 Q车顶,= KF t 4.8× 1.556× （ 2520） 336（W）2、侧面 Q侧,= KF t =4.8× 2.123× 2520 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页,共 12 页精选学习资料 - - - - - - - - - =459（W）3、车地板热负荷 Q底,= KF t 4.8× 4.551× （ 2520）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, 336459983+ 0 1778（W）4、人体的热负荷 由于人体是发热体,因此取 Q 人,0 故：冬季空调系统的总负荷为：Q,= Q 玻,+Q 新,+ Q 车身,+ Q 人,98911021778+ 0 3869（W）根椐运算结果,在实际选用汽车空调时仍应有5%15%的余量,此处取 10；因此： Q,=3869× 1.14256（W）取 Q,=4260 W 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,=4260 W （注：标杆车空调系统吹面模式下制热量为5692W；）因该运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： 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 HVAC 装置：制热、吹面、外循环模式 1、空调送风量的确定名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页,共 12 页精选学习资料 - - - - - - - - - HBHVAC 进风口空气焓值, HB38.6 KJ/kg HNHVAC 出风口空气焓值,设蒸发器出风干球温度 其空气焓值 HN96 KJ/kg HHVAC 进出口空气焓差 H = HB H N = 9638.6 = 57.4KJ/kg 3 蒸发器室内空气密度 1.01 kg/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/ × H 5700× 3600 / 1.01× 57.4× 1000 354（m 3/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 70,湿度 5,就依据协众公司 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：S暖芯= Q 热/ 暖芯= 5700 / 17 = 335（cm 2） 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 暖芯=17 W/cm 2；（注：标杆车暖风芯体尺寸规格 5801W；）L190× W42× H180,迎风面积 350cm 2,制热量名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 12 页