汽车冷负荷计算方法
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
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。
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：
Q 0=kQ T =k(Q B + Q G + Q F +Q P + Q A +Q E + Q S )） ⑴
式中：Q 0———汽车空调设计制冷量，单位为W ；
k ———修正系数，可取k=~，这里取k=
Q T ———总得热量,单位为W ；
Q B ———通过车体围护结构传入的热量,单位为W ；
Q G ———通过各玻璃表面以对流方式传入的热量,单位为W ；
Q F ———通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量,单位为W ；
Q P ———乘员散发的热量,单位为W ；
Q A ———由通风和密封性泄露进入车内的热量,单位为W ；
Q E ———发动机室传入的热量,单位为W ；
Q S ———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/m 2 和
Jc,z=138 W/m 2；水平面和垂直面的天空散
射辐射强度分别为Jp,s=46W/m 2和
Jc,s=23W/m 2；
(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V 1≈××= m 3，玻璃窗总面积S=。
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Q B :
Q B =Q 顶+ Q 侧+ Q 地
Q 顶=K 顶·S 顶（t Z 顶-t n ）
Q 侧=K 侧·S 侧·（t Z 侧-t n ）
Q 地=K 地·S 地·（t Z 地-t n ）
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㎡；
t Z 顶、t Z 侧、t Z 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℃；
t n ——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 111i w i n
a a δλ=+∑+ 式中：
a w ———车身外表面与车外空气的对流换热系数，W （/ ㎡·K ）；
a n ———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：a w =(4+12v )
V 为汽车行驶速度,单位为m /s,这里V=40km /h= /s,故a w =(4+12v )= W （/㎡·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 W/（㎡·K ）和（/㎡·K ）
故车顶的Σδi/λi=+=
车底的Σδi/λi=+=
侧面的Σδi/λi=+=
故K 顶111i w i n a a δλ=+∑+= 1
110.251.229
++= W （/ ㎡·K ） K 侧111i w i n a a δλ=+∑+= 1110.1551.229
++= W （/ ㎡·K ） K 底111i w i n a a δλ=+∑+= 1110.07551.229
++= W （/ ㎡·K ） 3.1.1.2 求车外综合空气温度tZ:
式中：t w ———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;
I ———太阳辐射强度, 为太阳直射辐射和天空散射辐射之和;
a w ———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=℃～4℃,这里取℃.垂直面ΔR =0；
水平面上，I S = J s,z + J p ,s =843+46=889W /m 2；
垂直面上，IC= Jc,z+ Jc,s=138+23=161W/m 2；
故t Z 顶=w w w I R t a a ρε?+-=0.9288935 3.851.2
?+-＝47℃ t Z 侧=w w w I R t a a ρε?+-0.921613551.2
?+＝38℃ t Z 底=t w +2=35+2=37℃
3.1.1.3 结果
Q 顶=K 顶·S 顶·（t Z 顶-t n ）=××（ 47-27）=304W
Q 侧=K 侧·S 侧·（t Z 侧-t n ）=××2×(38-27)=345W
Q 地=K 地·S 地·（t Z 地-t n ）=××(37-27)=
Q B =Q 顶+ Q 侧+ Q 地=304+345+=
3.1.2 计算通过各玻璃表面以对流方式传入的热量Q G ；
Q G = Q G 前+Q G 侧+Q G 后
已知玻璃的传热系数λG = W （/ ㎡·K ）,厚度δ=5mm ,玻璃对太阳辐射的吸收系数ρG =，车内空气平均流速V a = /s ；玻璃内表面换热系数为：
前窗：a n =×+ )= W （/ ㎡·K ）
侧窗：a n =×+ )= W （/ ㎡·K ）
后窗: a n =×+ )= W （/ ㎡·K ）
V =40km /h= /s 运行时,玻璃外表面换热系数为：
前窗：a w =11.10.8 =26 W （/ ㎡·K ）
侧窗：a w =11.10.8 =49 W （/ ㎡·K ）
后窗：a w =11.10.8 =32 W （/ ㎡·K ）
故各处玻璃的K 值分别为:
前窗：K G 前= 111110.0051260.75419.7
i w G n a a δλ=
+∑+++=10W （/㎡·K ） 侧窗：K G 侧=111110.0051490.75420.9
i w G n a a δλ=+∑+++= W （/㎡·K ） 后窗：K G 后= 111110.0051320.75417.9
i w G n a a δλ=+∑+++=11 .3W （/ ㎡·K ） 各处玻璃表面的综合温度分别为:
前窗：t GZ =0.08(13823)3526
G w w I t a ρ?++=+＝35.5℃ 侧窗：t GZ =0.08(13823)3549
G w w I t a ρ?++=+＝35.5℃ 后窗：t GZ =0.08(13823)3532
G w w I t a ρ?++=+＝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：
Q G 前=K G 前·S g,q · （ t GZ -t n ）=10×× (35..5-27)=
Q G 侧=K G 侧·2S g,c ·（ t GZ -t n ）= ×2 × ×=
Q G 后=K G 后·S g,h ·（ t GZ -t n ）=××=53W
Q G = Q G 前+Q G 侧+Q G 后=++53≈331W
3.1.3 通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量Q F ；
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/m 2计算，前窗I=550W/m 2,左侧窗和后窗按I=182W/m 2 计算。
Q F = Q F 前+Q F 右+Q F 左+Q F 后（=η+ρG ·a n /a w ）J ·C
式中：
η ———太阳辐射通过玻璃的透入系数，一般取η=；
C ———遮阳修正系数，取C=；
J ———车窗的太阳辐射量，单位为W ；
对右侧窗，J=I ·S g ,c =688×=
前风窗，J=I ·S g ,q =550×=429W
左侧窗，J=I ·S g,c =182×=173W
后 窗，J=I ·S g ,h =182×=102W
故Q F 右=+×49)××=537W
Q F 前=+×26)×429×=363W
Q F 左=+×49)×173×=142W
Q F 后=+×32)×102×=85W
最后，Q F =537+363+142+85=1127W
3.1.4 乘员散发的热量Q P ；
Q P = 116·N ·n
式中：Q P ———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；
116 为成年男子散热量，单位为W ；
则Q P =116×7×=723W
3.1.5 密封性泄漏进入车内的热量Q A ；
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Q A=300W 。
3.1.6 发动机室传入的热量Q E ；
Q E =K e ·S f ·(t e –t n )
K e = 111i e i n
a a δλ+∑+ 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a e =×
(4+12（/㎡·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5m m 厚的隔热垫，其传热系数为 W （/ ㎡·K ），故Σδi/λi=++=
可得到K e =1110.11842.729
++ = W （/ ㎡·K ） 夏季时一般发动机仓温度要达到70℃,故取te =70℃
最后Q E =××(70-27)=319W
3.1.7 车内电器散发的热量Q S ；
车内电器散发的热量Q S ≈100W
由以上计算可得整车制冷量
Q 0= k QT =k(Q B +Q G +Q F +Q P +Q A +Q E +Q S )
=×++1127+723+300+319+100)
=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
汽车冷负荷计算方法
汽车冷负荷计算方法 The pony was revised in January 2021
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 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。 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： Q 0=kQ T =k(Q B + Q G + Q F +Q P + Q A +Q E + Q S )）⑴ 式中：Q ———汽车空调设计制冷量，单位为W ； k———修正系数，可取k=~，这里取k= Q T ———总得热量,单位为W ； Q B ———通过车体围护结构传入的热量,单位为W ； Q G ———通过各玻璃表面以对流方式传入的热量,单位为W ； Q F ———通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量,单位为W ； Q P ———乘员散发的热量,单位为W ； Q A ———由通风和密封性泄露进入车内的热量,单位为W ； Q E ———发动机室传入的热量,单位为W ； Q S ———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：
中央空调冷热负荷计算
3．2空调冷负荷 3．2．1通过围护结构传入室内的热量 手术室内衬小室的围护结构均属内围护结构，用下式计算其传入室内的热量： CL1＝KF(t1s－t n)（3.1） 式中 CL1——内围护结构传热形成的冷负荷，W； K一一内围护结构的传热系数，W/(m2·℃)： F－一内围护结构的面积，m2； t n一一手术室夏季空气调节室内计算温度，℃； t wp——邻室计算平均温度，℃。 对于洁净手术室来讲，邻室是一个技术夹层（或顶棚空间）可以认为是散热量＜23w/m3的非空调房间。 tis＝t wp＋3（3.1．1） 式中t wp——夏季空气调节室外计算日平均温度（℃）。 按GBJ19－87第2．2．9条规定采用壁面的复合板传热系数可由下式计算： 式中 R一一内表面对流换热器，按GBJ19－87表 3．1．4－3规定采用； R——外表面对流换热器，按GBJ19－87表 3．1．4－3规定采用； R——组成围护结构的第i层单一材料的热 阻（m2·℃／W）； RI=δJγ（3.1．3） δ1——第i层材料层厚度，m； γci—一第i层材料层计算导热系数， W/(m·℃）。 3．2．2人体散热量 手术室内人员数量及活动规律较难掌握，为简化计算，可以不考虑人体散热冷负荷系数的影响： CL2＝nq（3．2）式中CL2——人体散热形成的冷负荷，w； n——手术室内的人数： 对于特大手术室不超过15～17人； 对于大手术室不超过12～15人； 对于中手术室不超过10～12人； 对于小手术室不超过8～10人； q一一一每人平均散热量，取轻劳动度，
q=70w／P。 3．2．3照明散热量 《综合医院建筑设计规范》（JGJ49－88）第5．4．5条推荐手术室照度为100～200（IX）。若采用荧光灯作为泛光照明，不计手术灯集中照明。耗电量约为15W/m2，手术室泛光照明灯不考虑同时使用系数的折减，整流器在吊顶内明装，所以由照明设施形成的冷负荷以15w／m2计。 CL3＝F·15 （3．3） 式中CL3一一泛光照明形成的冷负荷，W； F—手术室面积，m2. 3．2．4手术室内设备的散热量 手术室内用电设备包括手术用无影灯、麻醉机、电力呼吸机、心脏监护仪、人工心肺机、X 光机、腹腔镜、电动手术台等，数量较多，种类也较复杂，使用频率差异也较大，应由手术室提出手术器械的配置后详细计算，若无以上资料可按70W/m2估算。 CL a=F·70 （3．4） 式中CL4一一手术室内设备散热形成的冷负荷， w： F一一手术室面积，m2。 3.2．5伴随各种散混过程产主的潜热量 手术室内散湿主要来自人员的散湿和湿表面的散湿。 人员散湿量；W1=nw （3．5） 式中 W1－一人体的散湿量，g／h； n—一手术室内的人数（见前）； W——每人平均散湿费按轻劳动强取 值，w=167g/（h·P）。 由此散湿形成的潜冷负荷为112W。 手术室内湿表面的大小因手术种类而异，通常可取0．7m2的湿表面，湿表面温度取40℃，φ=50％，W2=1．022kg／h，由散湿形成的冷负荷为685W，手术室内由于散湿而增加的冷负荷为：CL5＝112n＋685（3．6） 式中CL5——手术室内散湿过程形成的冷负荷，W； n——手术室内的人数（见前）。 3．2．6手术室空调冷负荷汇总及热温比。 手术室室内空调冷负荷即室内余热量为： CL=CL1＋CL2＋CL3＋CL4＋CL5（W）（3．7） 手术室室内空调湿负荷即室内余湿量为： W=W1十W2（kg/kg）（3．8）
冷负荷计算
第三章冷负荷计算 第一节围护结构冷负荷计算 在空调工程设计中，存在两中冷负荷计算的计算方法：一为谐波反应法（负荷温差法），一为冷负荷系数法。冷负荷系数法是在传递函数的基础上为便于在工程中进行手算而建立起来的一种简化计算法。通过冷负荷温度与冷负荷系数直接从各种扰量值求得各分项逐时冷负荷。谐波反应法（负荷温差法）计算的冷负荷的形成包括两个过程：一是由于外扰（室外综合温度）形成室内得热量的过程（既内扰量）。此一过程考虑外扰的周期性以及围护结构对外扰量的衰减和延迟性。二是内扰量形成冷负荷的过程。此一过程是将该热扰量分成对流和辐射两个成分。前者是瞬时冷负荷的一部分，后者则要考虑房间总体蓄热作用后才化为瞬时冷负荷。两部分叠加即得各计算时刻的冷负荷。本设计才用谐波反应法的工程简化计算方法进行冷负荷计算。 一．外墙和屋顶冷负荷计算 参考文献【4】，计算公式2–58： CLQτ=KFΔtτ-ε 式中：τ—计算时间h。 ε—围护结构表面受到周期为24小时谐波作用，温度波传到内表面的时间延迟h.。 τ-ε—温度波的作用时间，即温度波作用于围护结构内表面的时间h。 K—围护结构传热系数W/m2K F—围护结构的面积m2 现以第一层商场为例进行围护结构冷负荷的计算。由第二章可知道外墙的夏季热工指标，K=1.49W/m2K，衰减系数β=0.15，衰减度ν=38.6 ，延时时间ε=12.7h。从附录2–11查得扰量作用时刻τ-ε时的重庆市各个朝向围护结构负荷温差的逐时值Δtτ-ε，即可按上面的公式算出外围护结构的逐时冷负荷，计算结果列入表3–1中。 二．外窗冷负荷计算 外窗的冷负荷包括瞬变得热形成的冷负荷和日射得热形成的冷负荷，现分开计算。
负荷计算方法
负荷计算方法 供电设计常采用的电力负荷计算方法有：需用系数法、二项系数法、利用系数法和单位产品电耗法等。需用系数法计算简便，对于任何性质的企业负荷均适用，且计算结果基本上符合实际，尤其对各用电设备容量相差较小，且用电设备数量较多的用电设备组，因此，这种计算方法采用最广泛。二项系数法主要适用于各用电设备容量相差大的场合，如机械加工企业、煤矿井下综合机械化采煤工作面等。利用系数法以平均负荷作为计算的依据，利用概率论分析出最大负荷与平均负荷的关系，这种计算方法目前积累的实用数据不多，且计算步骤较繁琐，故工程应用较少。单位产品电耗法常用于方案设计。 一、设备容量的确定 用电设备铭牌上标出的功率（或称容量）称为用电设备的额定功率P N ，该功率是指用电设备（如电动机）额定的输出功率。 各用电设备，按其工作制分，有长期连续工作制、短时工作制和断续周期工作制三类。因而，在计算负荷时，不能将其额定功率简单地直接相加，而需将不同工作制的用电设备额定功率换算成统一规定的工作制条件下的功率，称之为用电设备功率P N μ。 （一）长期连续工作制 这类工作制的用电设备长期连续运行，负荷比较稳定，如通风机、空气压缩机、水泵、电动发电机等。机床电动机，虽一般变动较大，但多数也是长期连续运行的。 对长期工作制的用电设备有 P N μ=P N （2－9） （二）短时工作制 这类工作制的用电设备工作时间很短，而停歇时间相当长。如煤矿井下的排水泵等。 对这类用电设备也同样有 P N μ=P N （2－10） （三）短时连续工作制用电设备 这类工作制的用电设备周期性地时而工作，时而停歇。如此反复运行，而工作周期一般不超过10分钟。如电焊机、吊车电动机等。断续周期工作制设备，可用“负荷持续率”来表征其工作性质。 负荷持续率为一个工作周期内工作时间与工作周期的百分比值，用ε表示 0100%100%t t T t t ε=?=?+ （2－11） 式中 T ——工作周期，s ； t ——工作周期内的工作时间，s ； t 0——工作周期内的停歇时间，s 。 断续周期工作制设备的设备容量，一般是对应于某一标准负荷持续率的。 应该注意：同一用电设备，在不同的负荷持续率工作时，其输出功率是不同的。因此，不同负荷持续率的设备容量（铭牌容量）必须换算为同一负荷持续率下的容量才能进行相加运算。并且，这种换算应该是等效换算，即按同一周期内相同发热条件来进行换算。由于电流I 通过设备在t 时间内产 生的热量为I 2Rt ，因此，在设备电阻不变而产生热量又相同的条件下，I ∝ 备容量P ∝I 。由式（2－11）可知，同一周期的负荷持续率ε∝t 。因此，P ∝
中央空调的负荷计算以及注意事项修订稿
中央空调的负荷计算以 及注意事项 WEIHUA system office room 【WEIHUA 16H-WEIHUA WEIHUA8Q8-
中央空调的负荷计算以及注意事项 一，如何自己算面积 一般按照每个平方200-220的冷量去计算实际使用面积即可，一般为保温好的，如卧室选择200左右的冷量，客厅相对保温略差，选择220左右的冷量即可。如果需要制热效果好，那么以每平方250左右计。制冷量就是每个厂家上内机的制冷（热）量或制冷（热）能力。（如何计算冷量：内机的制冷量/制热量÷每个平方的冷量或热量=实际平方数）。 二，外墙厚度 外墙厚度越厚，保温效果越好，每个人都可以自己测量一下自家外墙的厚度，18-22厘米为普通，通常无保温材料；外墙22-26厘米，通常有一层保温材料，保温效果尚可；28厘米或以上，保温效果较好，通常有二层保温材料，可以略微降低一点空调配置。 三，注意事项 卧室的飘窗面积如果超过个平方或以上，要略微增加一点冷量或热量，一般加20-30左右为宜；高层，如果超过10楼或以上，制热量每平增加30左右为宜，有地暖制冷无需增加。薄型风管机的使用高度尽量不超过3米米，天花机的高度尽量不要高于5米，否则影响效果，尤其制热。玻璃尽量采用双层玻璃，能有效防止冷量热量的消耗，窗帘采用双层的话，一层采用较厚深色系为好，能略微阻止冷热量的损失。 四，末端损耗 当中央空调铜管总长超过30米，离室外机最远的一个内机损耗会相对增加，造成效果的下降，弥补措施就是略微加大匹数或冷量，譬如原先应该装一台2500冷量的1匹机型，换成冷量3200或3600的匹机型就可以了。五，连接率 连接率一般是指中央空调所有内机功率冷量的总和与室外机总冷量之间的比值。现在普通家庭使用空调时，普遍不会出现所有内机空调全开的情形，所以家庭用中央空调的设计中就不会采取外机功率与内机功率完全对应的方案（家用空调和风管式空调为内外机功率完全对应），而是以常用内机数量的功率总和值来选择相应匹配的外机，从而降低购买费用，避免不必要的浪费。国内厂商基本把连接率控制在100%---130%之间，也就是内机较外机超配30%。在这个数值间的中央空调选型，确定了室内每个房间区域所需的内机功率总和之后，才能在合理的连接率范围内选择匹配功率的外机。一般厂家认为的最佳配置是在120%左右的连接率是最合适的。（PS：多联机外机全部都有一个外机制冷量，比如外机制冷量10000，那么最高130%，外机冷量，就是代表可以连接内机台数的总冷量不能大于13000，以此类推来推算连接率） 如果内机总冷量超过外机冷量比，也就是说的在超配后所有内机全部开启就会发生以下情况 1.如全部内机同开的情况下，每台内机会受连接率的影响而得不到外机全功率支持，造成实际输出冷量效率低下，制冷速度缓慢，甚至达不到设定
汽车冷负荷计算方法
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 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。 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： Q 0=kQ T =k(Q B + Q G + Q F +Q P + Q A +Q E + Q S )） ⑴ 式中：Q 0———汽车空调设计制冷量，单位为W ； k ———修正系数，可取k=~，这里取k= Q T ———总得热量,单位为W ； Q B ———通过车体围护结构传入的热量,单位为W ； Q G ———通过各玻璃表面以对流方式传入的热量,单位为W ； Q F ———通过各玻璃表面以辐射方式直接传入的热量,单位为W ； Q P ———乘员散发的热量,单位为W ； Q A ———由通风和密封性泄露进入车内的热量,单位为W ； Q E ———发动机室传入的热量,单位为W ； Q S ———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：
负荷计算方法
负荷计算方法 供电设计常采用的电力负荷计算方法有：需用系数法、二项系数法、利用系数法和单位产品电耗法等。需用系数法计算简便，对于任何性质的企业负荷均适用，且计算结果基本上符合实际，尤其对各用电设备容量相差较小，且用电设备数量较多的用电设备组，因此，这种计算方法采用最广泛。二项系数法主要适用于各用电设备容量相差大的场合，如机械加工企业、煤矿井下综合机械化采煤工作面等。利用系数法以平均负荷作为计算的依据，利用概率论分析出最大负荷与平均负荷的关系，这种计算方法目前积累的实用数据不多，且计算步骤较繁琐，故工程应用较少。单位产品电耗法常用于方案设计。 一、设备容量的确定 用电设备铭牌上标出的功率（或称容量）称为用电设备的额定功率P N ，该功率是指用电设备（如电动机）额定的输出功率。 各用电设备，按其工作制分，有长期连续工作制、短时工作制和断续周期工作制三类。因而，在计算负荷时，不能将其额定功率简单地直接相加，而需将不同工作制的用电设备额定功率换算成统一规定的工作制条件下的功率，称之为用电设备功率P Nμ。 （一）长期连续工作制 这类工作制的用电设备长期连续运行，负荷比较稳定，如通风机、空气压缩机、水泵、电动发电机等。机床电动机，虽一般变动较大，但多数也是长期连续运行的。 对长期工作制的用电设备有 P Nμ=P N （2－9） （二）短时工作制 这类工作制的用电设备工作时间很短，而停歇时间相当长。如煤矿井下的排水泵等。 对这类用电设备也同样有 P Nμ=P N （2－10） （三）短时连续工作制用电设备 这类工作制的用电设备周期性地时而工作，时而停歇。如此反复运行，而工作周期一般不超过10分钟。如电焊机、吊车电动机等。断续周期工作制设备，可用“负荷持续率”来表征其工作性质。 负荷持续率为一个工作周期内工作时间与工作周期的百分比值，用ε表示 100%100%t t T t t ε=?=?+ （2－11） 式中 T ——工作周期，s ； t ——工作周期内的工作时间，s ； t 0——工作周期内的停歇时间，s 。 断续周期工作制设备的设备容量，一般是对应于某一标准负荷持续率的。 应该注意：同一用电设备，在不同的负荷持续率工作时，其输出功率是不同的。因此，不同负荷持续率的设备容量（铭牌容量）必须换算为同一负荷持续率下的容量才能进行相加运算。并且，这种换算应该是等效换算，即按同一周期内相同发热条件来进行换算。由于电流I 通过设备在t 时间内产生的热量为I 2Rt ，因此，在设备电阻不变而产生热量又相同的条 件下，I ∝P ∝I 。由式（2－11）可知，同一周期的负荷持 续率ε∝t 。因此，P ∝ε
冷热负荷计算书
冷热负荷计算书 Document serial number【LGGKGB-LGG98YT-LGGT8CB-LGUT-
计算书1项目概况 2建筑 2.1建筑信息 2.2规定指标检查 2.2.1体形系数 建筑体形系数：
2.2.2 规定性指标检查结果 建筑物体形系数不满足标准要求； 规定性指标不能全部满足，需要进行权衡判断。 设计软件：浩辰暖通工程设计软件 鉴定信息：建设行业科技成果评估证书 建科评[2009]062号 3 计算依据 3.1 外墙、架空楼板或屋面 3.1.1 热负荷 a) 基本耗热量： ()α?-??=w n j t t F K Q （） j Q ——温差传热耗热量，W K ——外围护结构传热系数，W/（m 2 ·℃） F ——外围护结构面积，m 2 n t ——室内设计温度，℃ w t ——室外设计温度，℃ α——温差修正系数 b) 附加耗热量： ()()()jan fg lang f ch j Q Q βββββ+?+?+++?=1111 （） 1Q ——附加耗热量，W ch β——朝向修正系数 f β——风力修正系数 lang β——两面外墙修正 fg β——房高附加,)4(02.0-?=h fg β，最大值不超过15% jan β——间歇附加
3.1.2 冷负荷 a) 冷负荷 ()n t t F K Q -?+??=-εττ （） τQ ——计算时刻冷负荷，W K ——外围护结构传热系数，W/（m 2 ·℃） F ——外围护结构面积，m 2 T -τ——温度波的作用时刻,即温度波作用于围护结构外侧的时刻,h ετ-t ——作用时刻冷负荷计算温度，℃ ?——负荷温度的地点修正值，℃ n t ——室内设计温度，℃ 3.2 外窗 3.2.1 热负荷 a) 基本耗热量 ()α?-??=w n j t t F K Q （） j Q ——基本耗热量，W K ——外窗传热系数，W/（m 2 ·℃） F ——外窗面积，m 2 n t ——室内设计温度，℃ w t ——室外设计温度，℃ α——温差修正系数 b) 附加耗热量 ()()()()gc jan fg m lang f ch j Q Q βββββββ+?+?+?++++?=11111 （） 1Q ——附加耗热量，W ch β——朝向修正系数 f β——风力修正系数 lang β——两面外墙修正 m β——窗墙面积比过大修正，当窗墙面积比大于1:1时，取m β=10% gc β——高层建筑外出窗的风力修正
关于汽车空调的选型计算
关于汽车空调的选型计算（二） 来源：中国论文下载中心 [ 09-09-14 15:40:00 ] 作者：未知编辑：studa090420 目前已知进口干度为0.3，出口过热，因此平均干度 χdo=（0.3+1.0）/2=0.65 由此，可计算其余参数的平均值。动力黏度μcore的平均值为 μcore=[χ/μr+（1-χ）/μ1]-1=[0.65/11.446+（1-0.65）/266.78] -1=17.212 kg/（m·s） 每一散热板制冷剂质量流量 qmr,eq'= qmr/11=0.042/11=3.8182×10-3 kg/s 散热板内孔的制冷剂质量流速qmr,A为 qmr,A= qmr,eq'/（1/4·π·D2h，r）=0.0038182/[3.1416/4× （3.7265×10-3）2] kg/（m2·s）= 350.077kg/（m2·s） 雷诺数Recore为 Recore= qmr,A·Dh，r/μcore=350.077×3.7265×10-3/（17.212×10-6）=75794 干度平均值为 χdo=0.49+627 Recore-0.83=0.49+627×75794-0.83=0.54587 由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0.3～0.54587～1变化，后还有过热蒸气区。因此很难准确估计每一阶段所占的百分比，只能凭经验估计。在此，取过热蒸气区为20%，于是可以计算出干燥点之前的两相区约为28%，干燥点之后的两相区约占52%。 （1）干燥点之前的两相区，取χ=0.417，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均匀紊流工况的Lockhart-Martinelli数Xtt和关联系数F（Xtt）分别为 Xtt =[（1-χ）/χ]1-W/2（ρl/ρv）0.5（μv/μl）n/2 =[（1-0.417）/0.417]1-0.3/2（1285.86/15.712）0.5（11.446/266.78）0.3/2=7.5 F（Xtt）=（1+2.30/ Xtt2）0.374=（1+2.30/7.5）0.374=1.0151 制冷剂两相流折算成全液相时，在折算流速下的表面传热系数αl为
空调冷负荷计算方法汇总
空调冷负荷的计算方法： 依据《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》（GB50736-2012）中的规定确定。 1、空调房间冷负荷的计算方法： （1）通过外墙、屋面、外窗等围护结构传热形成的冷负荷： ()n wlq wq t t KF CL -= ()n wlm wm t t KF CL -= ()n wlc wc t t KF CL -= （2）透过外窗日射得所热形成的冷负荷： c jma clc c F D C C CL x z = s n w z C C C C = （3）人体、照明、设备等散热所形成的冷负荷： rt cl rt rt Q C CL φ= zm zm cl zm zm Q C C CL = sb sb cl sb sb Q C C CL = （4）空调区和邻室的夏季温差大于3℃时，其通过隔墙、楼板等内围护结构传热形成的冷负荷： () n ls t t KF CL -=， ls wp ls t t t ?+= 2、空调区及空调系统冷负荷的确定方法： （1）空调区的夏季冷负荷，应按空调区各项逐时冷负荷的综合最大值确定。 （2）空调系统冷负荷，应按下列规定确定： ①末端设备设有温度自动控制装置时，空调系统的夏季冷负荷按所服务各空调区逐时冷负荷的综合最大值确定。如采用变风量集中式空调系统时，由于系统本身具有适应各个空调区冷负荷变化的调节能力，此时即应采用各空调区逐时冷负荷的综合最大值。
②末端设备无温度自动控制装置时，空调系统的夏季冷负荷按所服务各空调区冷负荷的累计值确定。如定风量式空调系统或无室温控制装置的风机盘管空调系统，由于系统本身不能适应各空调区冷负荷的变化，为了保证最不利情况下达到空调区的温湿度要求，即应采用各空调区夏季冷负荷的累计值。 ③应计入新风冷负荷、再热负荷以及各项有关的附加冷负荷。空调系统的夏季附加冷负荷，主要包括：空气通过风机、风管温升引起的附加冷负荷以及冷水通过水泵、管道、水箱温升引起的附加冷负荷。 ④应考虑所服务各空调区的同时使用系数。
电气设计中负荷计算方法选择
电气设计中负荷计算方法选择 电力负荷计算方法包括:利用系数法、单位产品耗电量法、需要系数法、二项式系数法。我国一般使用需要系数法和二项式系数法，前者适用于确定全厂计算负荷、车间变电所计算负荷及负荷较稳定的干线计算负荷;后者用于负荷波动较大的干线或支线。在实际设计和实践中.电力负荷计算的有关计算系数和特征参数的选择都会影响电负荷计算结果，使其偏大、偏高。 电力负荷的正确计算非常重要，它是正确选择供电系统中导线、开关电器及变压器等的基础，也是保障供电系统安全可靠运行必不可少的重要一环。在方案设计与初步设计时，其电力负荷计算过小或过大，都会引起严重的后果。如果电力负荷计算过小，就会引起供电线路过热，加速其绝缘的老化;同时，还会过多损耗能量，引起电气线路走火，引发重大事故。而电力负荷计算过大，将会引起变压器容量过剩，以及供电线路截面过大，相应的保护整定值就会定得过高，从而降低了电气设备保护的灵敏度;与此同时，电力负荷计算过大还增加了投资，降低了工程的经济性。 一般说来，当电力负荷值大于实际使用负荷的10%时，变压器容量要增加11%一12%，电线电缆等有色金属的消耗量也要增加巧%一20%，同时还会增加变压器无功功率所造成的有功电力损耗。由此可见，电力负荷计算在供电设计中，特别是在确定变压器容量时所占据的重要位置。故正确地选择计算负荷方法与特征参数，对电气设计具有特别重要的意义。 电力负荷计算方法概述 电力负荷的变化是受多种因素制约的，难以用简单的计算公式来表示。在实际的工程计算工作中，通常采用的方法有需要系数法、利用系数法、二项式系数法、单位产品耗电量法等进行工业企业供电设计中的电力负荷计算。 1.利用系数法 以平均负荷为基础，利用概率论分析出最大负荷与平均负荷的关系。 2.单位产品耗电量法 在初步设计阶段对供电方案作比较时，可根据车间的单位产品耗电定额，产品的年产量和年工作小时数来估算。 3.二项系数法 考虑用电设备数量和大容量设备对计算负荷的影响的经验公式。 由于在一条干线上或一个车间里，当有多组性质不同的用电设备时，应根据其工作性质
(完整版)汽车空调系统匹配计算
摘要 汽车空调的普及，是提高汽车竞争能力的重要手段之一。随着汽车工业的发展和人们物质生活水平的提高，人们对舒适性，可靠性，安全性的要求愈来愈高。国内近年来，汽车生产厂家越来越多，产量越来越大，大量中高档车需要安装空调。因此，对汽车空调的研究开发特别重要。 本论文针对吉利LG—1空调系统匹配设计,对普通轿车空调系统的设计开发原理和特点进行了比较系统的阐述. 第一章概论 1.1 汽车空调的作用及其发展 汽车工业是我国的支柱产业之一，其发展必然会带动汽车空调产业的发展。汽车空调作为空调技术在汽车上的应用，它能创造车室内热微环境的舒适性，保持车室内空气温度、湿度、流速、洁净度、噪声和余压等在热舒适的标准范围内，不仅有利于保护司乘人员的身心健康，提高其工作效率和生活质量，而且还对增加汽车行始安全性具有积极作用。 就世界上汽车空调技术发展的历史来看，其发展的速度也是惊人的。1927年就诞生了较为简单的汽车空调装置，它只承担冬季向乘员供暖和为挡风玻璃除霜的任务。直到1940年，由美国Packard公司生产出第一台装有制冷机的轿车。1954年才真正将第一台冷暖一体化整体式设备安装在美国Nash牌小汽车上。1964年，在Cadillac轿车中出现了第一台自动控温的汽车空调。1979年，美国和日本共同推出了用微机控制的空调系统，实现了数字显示和最佳控制，标志着汽车空调已进入生产第四代产品的阶段。汽车空调技术发展至今，其功能已日趋完善，能对车室进行制冷，采暖，通风换气，除霜（雾），空气净化等。我国空调产业发长速度虽然较快，但是目前国内车用空调系统生产基本上仍是处于引进技术与开发、研究并举的阶段。 1.2 汽车空调的特点 汽车空调使用的特殊性，决定了它在结构、材料、安装、布置、设计、技术要求等方面与普通空调，如建筑物空调，有着较大的差别： 1）在动力源处理上，车用空调压缩机只能采用开启式的结构型式，这就带来空调系统轴封要求高，制冷剂容易泄漏的问题。 2）作为空调的对象，汽车车室容积狭小，人员密集，其热、湿负荷大，气流分布难以均匀，要求所选配的车用空调机组制冷量要大，能降温迅速。 3）当车用空调装置消耗汽车主发动机的动力时，必须考虑其对汽车动力也操纵性能的影响，也必须考虑车速变化幅度大或变化频繁，给空调系统制冷剂流量控制、制冷量控制、系统设计带来的影响。 4）汽车本身结构非常紧凑，可供安装空调设备觉得空间极为有限，不仅对车用空调装置的外形、体积和质量要求较高，而且对其性能和选型也会带来影响。 5）汽车是运动中的物体，对汽车空调系统各组成部件的振动、噪声、安全、可靠等方面的技术要求严格。6）车用空调装置的结构、外形和布置，必须考虑其对汽车底盘、车身结构件及汽车行驶稳定性、安全性的影响。 第二章课题的目的及现实意义 2.1 课题主要目的 本空调系统的国产化开发是按照浙江吉利轿车的要求进行系统仿制，本着通用性和互换性的原则而进行的。本系统参照于日本威驰轿车空调系统，适用于小型轿车空调系统的研发。 压缩机总成的装配位置与原装系统相同，重新设计压缩机支架及涨紧机构，仍采用V型皮带轮。 风机、干燥器、电磁阀及各部件，位置和型号与威驰轿车原装系统选配相同。 管路走向及固定方式与原装基本相同，对接口尺寸按我公司标准做相应的修改。
最详细的汽车空调稳态热负荷和冷负荷计算
anq 前挡风窗玻璃内表面与车室内空气对流 换热系数 9.1709.170 awq车窗玻璃外表面与车室外空气对流换热31.12131.121 前挡玻璃日照表面竖直综合温度 Tzb1前挡风玻璃日照表面竖直综合温度38.17650.176℃Tzb2前挡风玻璃日照表面水平综合温度37.30949.309℃ J1前挡风窗太阳辐射热量1275.7241275.724 S2h侧面窗玻璃水平投影面积0.4760.476m2 S2v侧面窗玻璃竖直投影面积 1.492 1.492m2 K2侧面窗玻璃传热系数： 6.449 6.449W/(m2·K)车窗内对流换热系数 anc8.0358.035 awc车窗外表面对流换热系数38.18338.183 Tzc1侧面玻璃窗日照表面竖直综合温度38.14350.143℃Tzc2侧面玻璃窗日照表面水平综合温度36.79048.790℃ J2侧面玻璃窗太阳辐射热量622.149622.149 S3h后挡风玻璃水平投影面积0.3760.376m2后挡风玻璃竖直投影面积2 S3v0.4180.418m2 K3后面玻璃传热系数：7.6727.672W/(m2·K) anq车窗内对流换热系数9.1709.170 awq车窗外表面对流换热系数59.20359.203 Tzh1后挡风玻璃窗日照表面竖直综合温度38.09250.092℃Tzh2后挡风玻璃窗日照表面水平综合温度35.97747.977℃ J3后挡风玻璃窗太阳辐射热量439.477439.477 S4h天窗水平投影面积 2.040 2.040m2 S4v天窗竖直投影面积 1.000 1.000m2 K4天窗传热系数： 6.781 6.781W/(m2·K) anq天窗内对流换热系数9.1709.170 awq天窗外表面对流换热系数31.12131.121 Tzh3天窗日照表面竖直综合温度38.17650.176℃h天窗日照表面水平综合温度℃Tzh437.30949.309 J4天窗太阳辐射热量2297.7642297.764 a0汽车车体外表面与室外空气的对流换热56.68456.684W/(m2·K) ai汽车车体内表面与车厢内空气的对流换29.00029.000W/(m2·K)δ1钢板厚度0000700007 0.00070.0007m λ1内饰板导热系数0.04200.0420W/(m2·K) S4顶部车身表面面积：0.8040.804m2 δ2顶部车身内饰板厚度0.0080.008m K4顶部车身传热系数： 4.122 4.122W/(m2·K)ε汽车围护结构外表面的长波辐射系数℃ △R 汽车围护结构外表面向外界发射的长波辐射和由天空及周围物体向围护结构外表面的长波辐射之差 Tzd车顶日照表面综合温度51.85263.852℃ S5侧面车身围护面积： 6.512 6.512m2δ3车身侧围内饰板的厚度0004000040m 3.500 3.500
冷负荷计算方法
冷负荷计算方法 发布时间：2016-01-30 冷负荷的定义是维持室内空气热湿参数在一定要求范围内时，在单位时间内需要从室内除去的热量，包括显热量和潜热量两部分。 1建筑物结构的蓄热特性决定了冷负荷与得热量之间的关系。瞬时得热中潜热得热和显热得热的对流成分立即构成瞬时冷负荷，而显热得热中的辐射成份则不能立即构成冷负荷，辐射热被室内的物体吸收和储存后，缓慢散发给室内空气。 2、空调负荷为保持建筑物的热湿环境，在某一时刻需向房间供应的冷量称为冷负荷。相反，为了补偿房间失热量需向房间供应的热量称为热负荷。 3、室内冷负荷主要有以下几方面的内容：照明散热、人体散热、室内用电设备散热、透过玻璃窗进入室内日照量、经玻璃窗的温差传热以及维护结构不稳定传热。
外墙的冷负荷计算 通过墙体、天棚的得热量形成的冷负荷，可按下式计算： CLQτ=KF⊿tτ-ε W 式中K——围护结构传热系数，W/m2·K； F——墙体的面积，m2； β——衰减系数； ν——围护结构外侧综合温度的波幅与内表面温度波幅的比值为该墙体的传热衰减度；τ——计算时间，h； ε——围护结构表面受到周期为24小时谐性温度波作用，温度波传到内表面的时间延迟，h；τ-ε——温度波的作用时间，即温度波作用于围护结构内表面的时间，h； ⊿tε-τ——作用时刻下，围护结构的冷负荷计算温差，简称负荷温差。 窗户的冷负荷计算 通过窗户进入室内的得热量有瞬变传热得热和日射得热量两部分，日射得热量又分成两部分：直接透射到室内的太阳辐射热qt和被玻璃吸收的太阳辐射热传向室内的热量qα。（a）窗户瞬变传热得形成的冷负荷 本次工程窗户为一个框二层3.0mm厚玻璃，主要计算参数K=3.5 W/m2·K。工程中用下式计算：
汽车空调系统匹配计算11
吉利LG—1空调系统设计计算 3.1 汽车空调的工作原理 图3.1 汽车空调系统工作原理 1—压缩机 2—排气管 3—冷凝器 4—风扇 5、7——高压液管 6—干燥储液器8—膨胀阀 9—低压液管 10—蒸发 器 11—鼓风机 12—感温包 13—吸气管 3.2对微弛空调系统进行数据采集 本系统为仿制系统，外形尺寸于原装系统基本相当。 散热板及翅片示意图，由于为仿制所以测量尺寸不够精准，所以其各部分数据均需要验算。 1、蒸发器设计 散热板: 宽Wt=58mm，高Ht=2.5mm，铝板厚δt=0.5mm。可得: 内部流道尺 寸 hH=Ht—2δt=1mm Wh=Wt—2δt=57mm 翅片：宽度Wf=58mm，高度Hf=8mm，厚δt=0.1mm。翅片角度αl=36o，间距Lf=2mm。 2、冷凝器设计 冷凝器选用平行流式，散热层多孔扁管和翅片结构尺寸： 翅片宽度16mm，高度8mm，厚度0.135mm，翅片间距1.5mm，百叶窗角度27℃，扁管外壁面高度2mm，宽度16mm，分4个流层，扁管数目依次是14-9-7-5。取迎面风速4.5m/s。
3．其他部分由于本身没采用进口件，而且对于本公司来说主要是选配。所以没有仿制微弛。 空调系统设计计算 3.3 空调系统热负荷计算 1．空调系统冷负荷计算 本系统设计主要是估算冷负荷，以便压缩机的选配和两器的设计，本设计中主要是针对压缩机的选配，我们采用较容易确定的太阳辐射热QS和玻璃渗入热QG，他们的总合占系统的70%。即可得总负荷，为了安全再取k=1.05的修正系数。轿车一般的工况条件： 冷凝温度tc=63°，蒸发温度te=0°, 膨胀阀前制冷剂过冷温度△tsc =5°, 蒸发器出口制冷剂气体过热度△tsh=5,压缩机吸气温度ts=10°, 室外温度ti=35°, 室内温度t0=27°,轿车正常行驶速度ve=40km/h ,压缩机正常转速n=1800r/min. 太阳辐射热的确定 故而，机组制冷量取Q0=4000W。即可 压缩机的选配 大部分汽车空调压缩机由发动机驱动，压缩机的转速与发动机呈一定的比例，在很大的范围内同步变化，再加上其固定是通过支架与发动机刚性的连接，工作条件非常的差，因此对汽车空调压缩机有比家用空调压缩机更高的要求。
空调房间冷热负荷计算表说明
空调房间冷热负荷计算 1 电算表格编制说明 1.1 冬季围护结构热负荷计算 1、 按空调房间为正压考虑，不计算空气渗透热负荷；当需要计算时，应采用《采暖房间热负荷 计算》电算表。 2、 按不考虑房间发热量的最不利情况，计算围护结构热负荷作为空调房间热负荷；需要考虑发 热量时另行计算。 3、 围护结构传热系数K 值和房间冬季围护结构热负荷采用公式同《采暖房间热负荷计算》电算 表。 1.2 空调房间逐时冷负荷计算采用冷负荷系数法，并进行了如下简化和假设。当实际情况与之不符 时，应对计算进行修改。 1、 忽略冬夏季外围护结构外表面换热系数的不同，均按冬季不利情况考虑。 2、 忽略窗的内遮阳和有效面积修正。 3、 假设无外遮阳设施。 4、 按空调房间为正压考虑，不计算空气渗透冷负荷。 5、 灯光、人体、设备和其他负荷按稳定传热考虑。 1.3 空调房间各项冷负荷采用以下公式计算： 1、 外墙和屋面传热引起的逐时冷负荷0CL （W ） )'(0000n l t t K F CL ?= ραC C t t t dl l l ·)('00+= 式中：0K ——外墙和屋面的传热系数（W/（m 2·℃））； 0F ——外墙和屋面的面积（m 2）； n t ——室内计算温度（℃）； 0'l t ——外墙和屋面的综合冷负荷计算温度的逐时值（℃）； 0l t ——外墙和屋面的冷负荷计算温度的逐时值（℃）； dl t ——围护结构的地点修正值（℃）； αC ——外表面放热系数修正值，为简化计算，表中取1； ρC ——吸热系数修正值，为安全和简化计算，表中统一取1。 2、 玻璃窗瞬变传热引起的冷负荷1·ch CL （W ） ]t )t [(t C C K F CL n d lc K K ch ch ch ?+2211·＝ 式中：ch F ——窗口面积（m 2）； ch K ——玻璃窗的传热系数（W/（m 2·℃））； 1K C ——不同类型窗框的玻璃窗传热系数修正值，安全起见，本表中取最大值1.2； 2K C ——有内遮阳设施玻璃窗的传热系数修正值，安全起见，本表中取最大值1.0，即 无内遮阳设施； n t ——室内设计温度（℃）； lc t ——玻璃窗的逐时冷负荷计算温度（℃）； 2d t ——玻璃窗的地点修正值（℃）； 3、 由于太阳辐射透过玻璃窗进入室内的热量引起的逐时冷负荷2?ch CL （W ）
空调功率计算方法
空调功率计算方法 我们现在讲空调的大小主要用匹来表示：1匹、1.5匹。匹是指空调的消耗功率，平时我们所说的空调是多少匹，是根据空调消耗的功率算出空调的制冷量，而市场上常用匹来描述空调器制冷量的大小。这二者之间的换算关系为：1匹的制冷量大约为2000大卡，换算成国际单位瓦应乘以1.162，这样，1匹制冷量应为2000大卡×1.162＝2324W。这里的W（瓦）即表示制冷量，而1．5匹的制冷量应为2000大卡×1.5×1.162＝3486W。 通常情况下，家庭普通房间每平方米所需的制冷量为115-145W，客厅、饭厅每平方米所需的制冷量为145-175W。比如，某家庭客厅使用面积为15平方米，若按每平方米所需制冷量160W考虑，则所需空调制冷量为：160W×15＝2400W。这样，就可根据所需2400W的制冷量对应选购具有2500W 制冷量的KF-25GW型分体壁挂式空调器。所谓能效比也称性能系数，就是一台空调器的制冷量与其耗电功率的比值。通常，空调器的能效比接近3或大于3为佳，就属于节能型空调器。 空调器的制冷量/制热量： 1、空调器在进行制冷运转时，在单位时间内，从密闭房间内排出的热量称为空调器的制冷量。 2、空调器在进行制热运转时，在单位时间内从密闭房间内释放出的热量称为空调器的制热量。 3、每平方米空调需要150W制冷量：从而推出房间面积使用空调的计算公式： 制冷量/150W=房间的面积；房间的面积+2=适应最大面积；房间的面积-2=适应最小面积 例如：KFR-2601GW/BP 制冷量：2600W 2600/150=17 17+2=19 17-2=15 所以该空调适用面积为：15-19㎡的房间，空调的匹数也由此而来。 根据制冷量给空调分类： 1P：2300W-2500W 1.25P:2600W-2800W 1.5P：3000W-3600W 2P:4000W-5200W 2.5P:5800W-6200W 3P:6500W-7200W 5P:12000W 10P:24000W 空调适用面积参考： 1P：11-17㎡；1.5P:18-25㎡；2P:30-33㎡；1.25P:18-23㎡；3P:40-45㎡；5P:60㎡左右；10P:50㎡左右 空调的耗电功率 1匹=1马力=735W，一小时用电0.735度。 1.5匹=110 2.5w, 一小时用电1.102度。 耗电参考表： 1P:900W左右1.5P:1300W左右2P:1800W左右 3P:2800W左右5P:5000W左右10P:10000W左右 国产空调器命名方法如下：
冷负荷的计算
4、冷负荷的计算 先计算出每个房间的面积，房间冷负荷计算方法采用估算值。根据国内部分建筑空调冷负荷概算指标，取为140W/m 2. 冷负荷=估算指标X 空调房间面积 Q A =140X ( 4 X 3.2) Q B =140X （4 X 3.2) Q C =140X （4 X 5.78) Q A =1792kg/s Q B =1792kg/s Q C =3236.8kg/s Q D =140X ( 2.8 X 3.875) Q E =140X （6 X 3.875) Q F =140X （5.83 X 3.875) Q D =1519kg/s Q E =3255kg/s Q F =3164kg/s 5、湿负荷计算 湿负荷是指空提案房间的湿源向室内的散湿量，所以这里的湿负荷定为零。 6、空气调节送、回风量计算 空气调节系统一般由空气处理设备和空气输送管道以及空气分配装置组成，根据需要，它能组成许多不同形式的要求。 本建筑为办公楼，各房间均为小空间结构，要求各房间能独立进行调控，因此宜采用风机盘管加新风系统。 G=Q/(i n - i 0) Q--------空调房间的冷负荷（W ) W-------空调房间湿负荷 (kg/s) G--------空调房间送风量 (kg/s)
i n----排出空调房间空气的焓 (KJ/kg) i0----送出空调房间空气的焓 (KJ/kg) 房间设计送风温差为8℃及查表得到i n=55.5 i0=47 G A=1792/8.5 G B=1792/8.5 G C=3236.8/8.5 G A=210.82kg/s G B=1792kg/s G C=380.8kg/s G D=1519/8.5 G E= 3255/8.5 G F=3164/8.5 G D=178.7kg/s G E =328.94kg/s G F=372.24kg/s 由检验得，每个房间的送风量都小于5，所以数据不成立。 送风量=房间的体积X换气次数 由上式可知： G A=268.8kg/s G B=268.8kg/s G C=485.52kg/s G D=227.85kg/s G E =488.25kg/s G F=474.6kg/s 新风量=送风量X 10% 注：本建筑为办公楼，查资料得：办公室高级无烟区，每人最小新风量30~50，取32(m3 /h). 由上式可知： =32kg/s G B=32kg/s G C=48.56kg/s G A =32kg/s G E =48.83kg/s G F=47.46kg/s G D