关于汽车空调的选型计算
汽车空调性能需求计算公式
汽车空调性能需求计算公式随着汽车行业的不断发展，汽车空调系统已经成为了现代汽车的标配之一。
在炎热的夏季，汽车空调系统可以为驾驶者和乘客提供舒适的驾驶环境，而在寒冷的冬季，汽车空调系统也可以为车内提供温暖的环境。
因此，汽车空调系统的性能需求计算就显得尤为重要。
汽车空调系统的性能需求计算公式可以帮助汽车制造商和设计师确定汽车空调系统的制冷和制热能力，从而确保汽车空调系统能够在各种气候条件下为车内提供舒适的环境。
下面我们将介绍汽车空调性能需求计算公式的相关内容。
汽车空调系统的性能需求计算公式主要包括以下几个方面，车内空间的体积、车内的人数、车辆在不同气候条件下的工作环境、汽车空调系统的制冷和制热能力等。
首先，我们需要考虑车内空间的体积。
车内空间的体积将直接影响汽车空调系统的制冷和制热能力。
一般来说，车内空间的体积越大，汽车空调系统的制冷和制热能力也需要越强。
因此，我们可以使用以下公式来计算车内空间的体积：V = L × W × H。
其中，V表示车内空间的体积，L表示车内空间的长度，W表示车内空间的宽度，H表示车内空间的高度。
其次，我们需要考虑车内的人数。
车内的人数将直接影响汽车空调系统的制冷和制热负荷。
一般来说，车内的人数越多，汽车空调系统的制冷和制热负荷也需要越大。
因此，我们可以使用以下公式来计算车内的人数：N = S / A。
其中，N表示车内的人数，S表示车内空间的总面积，A表示每个人所需的平均面积。
然后，我们需要考虑车辆在不同气候条件下的工作环境。
汽车空调系统的制冷和制热能力将受到外部气温、湿度等气候条件的影响。
一般来说，车辆在高温高湿的气候条件下，汽车空调系统的制冷能力需要更强；而在低温低湿的气候条件下，汽车空调系统的制热能力需要更强。
因此，我们可以使用以下公式来计算车辆在不同气候条件下的工作环境：E = T × H。
其中，E表示车辆在不同气候条件下的工作环境，T表示外部气温，H表示外部湿度。
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=7.5F（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αL=A[qmr，A（1-χ）Dh/μl]-hqmr，A（1-χ）cP1= 0.341[350.077（1-0.417）3.7265×10-3/266.78×10-6]-0.3×350.07×（1-0.417）13532.2 W/（m2·s）= 7966.028 W/（m2·s）制冷剂两相流的表面传热系数αr为αr=αLPRl0.296F（Xtt）=7966.028×3.9680.296×1.0151 W/（m2·s）=12160（2）过热区制冷剂侧的雷诺数Reeq，r，普朗特数Prv，努塞尔数Nu，表面传热系数av分别为Reeq，r= （qmr，ADh，r）/μv=（350.077×3.7265×10-3）/（11.446×10-6）=113950Prv=0.8471av=（Nu×λv）/Dh，r=（50722×12.034×10-3）W/（m3·k）=1638 W/（m3·k）（3）干燥点之后的两相区取χ=0.766，则把Xd0=0.5458带入干燥点之前的两相换热公式，计算得ad0=11165 W/（m2·s），于是ar为ar=av+{1-[（X-Xd0）/（1-Xd0）]1.5}×（ad0-av）= 1638+{1-[（0.766-0.54587）/（1-0.54587）]1.5}×（11165-1638）W/（m3·k）=7950 W/（m3·k）最后，平均表面传热系数可为ār =（12160×28%+7950×52%+1638×20%）W/（m3·k）=7866 W/（m3·k）5.3.7计算总传热系数及传热面积如忽略管壁热阻及接触热阻，忽略制冷剂侧污垢热阻取空气侧污垢热阻ra=0.0003（m3·k）/W，则传热系数k为k=1/[（1/ār）Aa/Ar+ra+1/aeq，a]= 1/[（1/7866）0.706555/0.113+0.0003+ 1/323.3] W/（m3·k）=238.777 W/（m3·k）对于对数平均温差为∆ tm=（Tal-Ta2）/ln{（Ta1-Te）/（Ta2-Te）}=（27-7.25）/ ln{（27-2）/（7.25-2）}℃=12.655℃由于板翅式蒸发器的流程较少，而且在流道转弯处制冷剂与空气成顺流流动形式，因此按纯逆流方式计算的对数平均温差偏大。
汽车空调系统参数匹配计算指南
− t1 )
计算指南》、R134a 制冷剂压焓图和空气焓湿图，计算空调系统中压缩机排气量、轴功率、冷凝器换热量、 蒸发风量、冷凝器风量等参数。 5 空调系统热力计算 5.1 空调系统热力循环图 5.1.1 空调系统压焓如下图 1 所示。
图 1 空调系统压焓图 1
5.1.2 过程描述 5.1.2.1 压缩过程——低温低压制冷剂气体被压缩机吸入，并被压缩成高温高压的制冷剂气体，这一过 程是以消耗机械功做补偿，压缩增压，以便气体液化。如图 1 中线 1-2 所示。 5.1.2.2 冷凝过程——制冷剂气体有压缩机排除后进入冷凝器。这一过程在压力和温度不变的情况下， 制冷剂由气态逐渐向液态转变。如图 1 中线 2-3-4 所示。 5.1.2.3 节流膨胀过程——高温高压的制冷剂液体经膨胀阀节流降温降压后进入蒸发器。该过程的作用 是制冷剂降温降压、调节流量、控制制冷能力。如图 1 中线 4-5 所示。 5.1.2.4 蒸发过程——制冷剂液体经膨胀阀降压后进入蒸发器，吸热制冷后从蒸发器出口被压缩机吸 入。此过程的特点是在压力不变的情况下，制冷剂由液态变为气态，如图 1 中线 5-0 所示。 5.1.2.5 图 1 中过程 0-1 为在蒸发器和压缩机之间，产生吸气过热的阶段，是通过回热循环，利用节流 前的制冷剂液体来加热回到压缩机的气体，从而产生液体过冷和吸气过热两种结果。液体过冷可以避免 因节流损失使少量制冷剂蒸发而产生的闪气现象。吸气过热可防止液滴被带入压缩机气缸内，从而避免 气缸中的液击（在一般空调系统中，没有回热循环过程，只有吸气过热过程）。 5.1.2.6 图 1 中过程 1-2s 为等熵过程，是理论上的压缩机绝热变化过程，但实际上，压缩过程不是完 全的绝热过程，其绝热指数也是不断变化的，因此，压缩机的实际工作过程为 1-2 状态点 2 的焓值可用 下式经验公式进行计算：
汽车空调热负荷计算及选型算例
Example:一、M -Vehicle Key information Survey for Air conditionSheet 1: Vehicle Key information Survey1.Vehicle:Max Passenger (driver included) ：5 personsInner volume space：3.8m32 GlassWindshield : Materials： White+PVB Width：4mm Areas：1.06m2 Conduction coefficient： 6.4 Transmission rate：0.7 L-front window： Materials： Green Width：3.2mm Areas：0.33m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 R-front window: Materials：Green Width： 3.2mm Areas：0.33m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 L-rear window: Materials：Green Width： 3.2mm Areas：0.28m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 R-rear window: Materials：Green Width： 3.2mm Areas：0.28m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 Black window : Materials：Green Width： 3.2mm Areas：0.78m2 Conduction coefficient：6.4 Transmission rate：0.7 3 Roof panelRoof outside: Materials： DC04 Width： 0.7mm Areas: 1.85m2 Conduction coefficient：484 RoofRoof inside: Materials: PE+PU Width： 2mm Areas：1.85m2 Conduction coefficient：0.045Base : Materials： PU+GF Width：4.7mm Areas：1.85m2 Conduction coefficient：0.05Roof Back: Materials： PET Width：0.5mm Areas：1.85m2 Conduction coefficient：0.055 FloorFront floor: Materials： DC04 Width： 0.8mm Areas：0.949m2 Conduction coefficient：48Middle floor: Materials： DC04 Width： 0.7mm Areas：0.921m2 Conduction coefficient：48Rear floor: Materials： DC04 Width： 0.7mm Areas：1.322m2 Conduction coefficient：48Central floor: Materials： DC04 Width： 1.2mm Areas：0.688m2 Conduction coefficient：48Damper cushion: Materials： spin felt Width： 20mm Areas： 2.26m2 Conduction coefficient：0.05Carpet: Materials：PET＋EVA Width： 5mm Areas： 2.26m2 Conduction coefficient：0.056 FirewallDash panel Materials: B180H1 Width：1.2mm Areas： 1.17m2 Conduction coefficient：48Outside damper Materials：Al-foil＋PETGF＋PET Width：25mm Areas：0.75 m2 Conduction coefficient：0.045Inside damper Materials: EVA＋PU Width：25mm Areas：0.295m2 Conduction coefficient：0.05In- down damper Materials: EVA＋PU Width：25mm Areas：0.737 m2 Conduction coefficient：0.057Side bodyOutside Materials： DC04 Width： 0.7 mm Areas：1.4m2 Conduction coefficient：48Inside Materials：B340/590DP/B340LA Width： 1.5 mm Areas：1.4m2 Conduction coefficient：48Inside trim Materials： PP-T20 Width： 2.5 mm Areas：1.4m2 Conduction coefficient：0.058.DoorOutside Materials：B180H1 Width： 0.7 mm Areas：2.81m2 Conduction coefficient：48Inside Materials： DC04 Width： 0.8 mm Areas：2.81m2 Conduction coefficient：48Inside trim Materials：ABS＋PVC＋PP+EPDM-T20 Width：3mm Areas：2.81m2 Conduction coefficient：0.05备注：Conduction coefficient单位为：w/m2.k二、Air Conditioning Performance Setting2.1 Test procedure： 4 person， 40km/h（60min）-idle(20min)－90km/h(20min)，Other specification can refer to standards2.2 AC target setting according to SOR,Sheet2三、Refrigerant Heat load Computation3.1 Some data needed in computation3.1.1、Surface area，sheet 3:No. Items Surface（m2）NotesFront 1.061 Glass Rear 0.78Side 1.222 Roof 1.853 Side body 1.44 door 2.815 cowl 1.173.1.2、Conditions for Air condition：Outside Temp：40℃（ Test procedure）Target Average breath level：22℃（Items included in SOR）Vehicle speed：40km/h3.2 Calculation stepsAir condition refrigerant Heat load can be divided into two parts, one is Temperature difference load ,the other one is humidity load.3.2.1 Temperature difference load1、Sun loadIn the presence of Solar radiation, part of the heat is absorbed by the glass, part of the solar radiation transmitted through the glass, and the rest of them is be reflected. The glass absorbs the solar heat and heat transfer from the outside high air temperature, All these will results in glass Temperature heat transfer. And the heat transmission through the glass will be storage in vehicle body or trims ,it will transfer the heat in a slow way .In this calculation, all that solar radiation heat transfer into vehicle is assumed to be quick transient load .So ,Q Glass＝A △Tk+MAC(μqb)and：A－All glass surface area，take it as 3.06 m2△T－tb-ti ( tb is the synthesis temperature of glass，considering the poor heat storage of the glassWe can take the transfer coefficient as G(Z)=1, so we can take tb as 40℃；ti is Average target breath levelTemp in cabin .ti＝22℃)K－synthesis heat transfer coefficient，we can take it as 6.4w/m2.k ,μ－Non single glass adjust number，we choose 1.0C－Solar shelter adjust number，we take 1.0M－Glass Area Coefficient ,consider the Angle we will take it as 0.8 for front and back window， and side window take it as 0.5qb－ Solar intense transfers into monolayer glassqb＝τg I g +τs I sI g, specular solar load, take it as1000w；I s，Diffuse solar load ,take it as 100wτg －specular solar load transmitted rate, take it as 0.7；τs－Diffuse solar load transmitted rate，take it as 0.08Q solar＝A △T*k+M*A*C(μq b)＝3.06*（40-22）*6.4＋{0.8*（1.06＋0.78）+0.5*1.22}*1.0*（1000*0.70＋100*0.08）＝352.5+1474.1=1826.6（w）2、Air leakage heat load (fresh air)Q new air＝ l0* n*ρ*(h0 -h i)n －persons，n=5l0－New air volume for one person per hour，we can set it as 11m3/h per person（Should more than 10 m3/(h.person） in A/C Guideline manual）ρ－Air density，取1.14kg/m3h 0 －Outside Air enthalpy h i －Cabin air Average enthalpyIf we assume the humidity is both 50% of inside air and of outside air ,then using Graph H-D ,we can geth i =43kJ/kg ,h 0=99kJ/kg, Actually we can use any humidity number ,just for simple calculation . so ,Q new air ＝l 0* n*ρ*( h 0 -h i )＝11*5/3600*1.14*(99-43)*1000=975.3w 3、Body heat load Q 车身＝KF(tm-ti)K －Vehicle body synthesis heat transfer coefficient ，it is decided by next:K =11a0+∑δiλi +1ai（Notes ：Besides firewall and floor other body ‘s tm can be taken as body Temp ） t m , t i －t m The equivalent Temp of exterior body ，t i Air Temp in cabin∑δiλi－Sum of conduction heat transfer for all layer （δi width for layers ，λi conduction for layer ）ai －cabin convection heat transfer coefficient ，when the velocity is less than 3m/s .we can take it as 29 w/m2.ka0－Outside convection heat transfer coefficient ，a0＝1.163（12×υ0.5 + 4)，υ is air velocity outside of the vehicle ，if υ =40 km/h ，then a0＝51.2w/m 2.k(1) RoofK a - roof heat transfer coefficient Roof -layers Outside layer Air layer surfacebase back Width(mm) 0.7 20 2 4.7 0.5 Conduction coefficient w/m 2.K 48 0.11 0.045 0.05 0.05∑δi λi=0.000748+0.020.11+0.0020.045+0.00470.05+0.00050.05=0.33Ka =11a0+∑δi λi +1ai=1151.2+129+0.33=2.604F a - Surface of Roof it is 1.85m 2t m- Equivalent Temp of Roof ,According to our Experience ,we can take it as 80 ℃ t i Temp.of cabin Air flowQ Roof ＝KaF(t m -t i ) =2.604*1.85*(80-22)=279.41(2) Side bodyK b - Side body heat transfer coefficient Side -layers Outside layer Air layer Inner layerInner trim Width(mm) 0.7 70 1.5 2.5 Conduction coefficient w/m 2.K 48 0.4 48 0.05∑δi λi=0.000748+0.070.4+0.00150.048+0.00250.05=0.23Kb =11a0+∑δi λi +1ai=1151.2+129+0.23=3.52F b - Surface of side body it is 1.4m 2t m- Equivalent Temp of Side Body,According to our Experience ,we can take it as 60 ℃ t i Temp.of cabin Air flow Q side ＝K b F b △t＝3.52×1.4×（60-22） =187.3（w ）(3) DoorK c - Door heat transfer coefficient Door -layers Outside layer Air layer Inner layer Inner trim Width(mm) 0.7 110 0.8 3 Conduction coefficient w/m 2.K48 0.63 48 0.05∑δi λi=0.000748+0.110.63+0.000848+0.0030.05=0.24Kc =11a0+∑δi λi +1ai =1151.2+129+0.24=3.4F c - Surface of side body it is 2.81m 2t m- Equivalent Temp of Door,According to our Experience ,we can take it as 60 ℃ t i Temp.of cabin Air flowQ side ＝K c F c △t＝3.4×2.81×（60-22） =363.1（w ） (4) Floor∑δi λi=0.000748+0.020.05+0.00050.05=0.5Kd =11a0+∑δi λi +1ai=1151.2+129+0.5=1.81F d - Surface of Floor it is 3.88m 2t m- Equivalent Temp of Floor, According to our Experience ,we can compute by a formula t i Temp.of cabin Air flow t m= t 0+ε(a0+k )(I floor ) =40+ 0.9(51.2+1.53)∗400=46.83℃ Q floor ＝K d F d △t＝1.81×3.88×（48.33-22） =174.38（w ）Considering the exhaust pipes heat radiation, we will take extra 200w for the influence.Q ’ floor ＝374.38w(5) Firewall∑λi=0.045+48+0.05=1.05 Ke =11a0+∑δi λi +1ai=1151.2+129+1.05=0.91t m- Equivalent Temp of Firewall, According to our Experience ,we can take it equal 90℃ t i Temp.of cabin Air flowAs considering the different K values in upper and down side of the firewall .we may need to divided into two parts one is upper firewall. the other one is down firewall. F e - upper Surface of firewall is 0.75m 2 F e ’- lower Surface of firewall is 0.42m 2Ke - upper heat transfer of the firewall is 0.91w/m 2’k Ke′- lower heat transfer of the firewall is 1.87w/m 2’kQ upper ＝K e F e △t＝0.91×0.75×（90-22） ＝46.41（w ） Q lower ＝K e’F e’△t＝1.87×0.42×（90-22）＝53.4Q firewall＝Q upper+ Q lower＝99.81（w）So. All the heat which has been transferred from body isQ body＝Q roof＋Q side＋Q door＋Q floor＋Q firewall＝279.4+187.3+363.1+374.38+99.81＝1303.99（w）=1304(w)4、Human heat load5 persons， 1 driver，4 passengers ,we can refer to the A/C guide manualQ drive＝170w, Q passenger＝108W, And the crowded code ρ=0.89故Q human＝Q dirver＋n *Q passenger*ρ=170+4×0.89×108＝554.5（w）5、Heat load from Equipment, illuminationQ Equipment =100w3.2.2 Air conditioning humidity heat load（1） when the cabin temperature has reached into 22℃，And human’s humidity loss rate is about d0=45g/h ,so ,all together all humidity loss is D0＝n*d0=5×45＝225g/h（2）Vehicle inner cabin volume is setting to 3.8m3, SO , All air in cabin is aboutm=ρair*v=1.14×3.8＝4.3（kg）(3)if we assume our blower volume L0 is 450m3/h, then ,we can get the number for the percentage humidity in aird= D0×（V/ L0）÷m=225×（3.8/450）÷4.3=0.44(g/kg)Refer to H-D Drawing，△H＝1.35KJ/kgQ humidity =1.35×103×（450*1.14/3600）＝192（w）3.2.3 Air conditioning heat load (All-together)Q= Q solar+Q new air+ Q body+ Q person+ Q equipment+ Q humidity=1826.6+975.3+1304+554.5+100+192=4952.4（W）Considering the 10% discount for A/C Design Margin,so,Q’＝4952.4×1.1=5447.64（w）≈5.45(kw)。
汽车空调热负荷计算资料讲解
1.200 1.2~1.4
ε 车身外部的表面颜色，相应的吸收系数： 白色或淡黄色 深绿或深红 黑色
0.700 0.26～0.45 0.81～0.90
0.890
I 大气边缘太阳辐射强度
β 太阳高度角
θ 车前脸与太阳的方位角 P 大气透明度（0.65-0.75之间） IO 地面附近太阳直射辐射强度 I0=I*P(m) (P的m次方）
2.580 m2 1.500 W/(m2.K) 55.000 ℃
S8 发动机鼓包面积 K8 发动机鼓包传热系数 T12 发动机仓温度
3.519 m2 1.800 W/(m2.K) 70.000 ℃
S9 前部车身围护面积： K9 前围传热系数：
3.257 m2 1.600 W/(m2.K)
Kx 传热系数的修正系数
七、冷凝器散热量（制冷剂侧、空气侧）
设： 冷凝器进口制冷剂温度 冷凝器进口制冷剂过热度 冷凝器出口制冷剂温度 冷凝器出口制冷剂过冷度
查表：冷凝器进口制冷剂比焓 冷凝器进口压力(G) 冷凝器出口制冷剂比焓 冷凝器出口压力
计算：冷凝器制冷剂侧换热量 设： 空气侧与制冷剂侧能力比为95%，则空气侧能力为 取整：
八、压缩机理论排量计算
设：压缩机吸气温度 压缩机吸气过热度 压缩机容积效率（富通V5） 压缩机转速
查表：压缩机入口制冷剂比容
前挡风玻璃
1353.000
78.000
0.000 0.700 939.583 1.022 919.051 195.350 112.629 56.315
W/m2 度 度
W/m2 W/m2 W/m2 W/m2
F3 太阳辐射通过玻璃的透入系数： F5 玻璃修正系数
0.840 0.900
汽车空调的技术参数
汽车空调的技术参数汽车空调的技术参数第一段：汽车空调的工作原理和基本参数汽车空调作为现代汽车的一个重要配置，为驾驶员和乘客提供了更加舒适的驾乘环境。
它的工作原理主要包括制冷循环和换热循环两个过程。
制冷循环通过压缩制冷剂实现降温，而换热循环则通过冷凝器和蒸发器的热交换来调节空气温度。
为了评估汽车空调的性能，在选择和使用空调时，我们需要关注一些基本参数。
首先是制冷量，它衡量了空调系统在单位时间内能够从车内抽取多少热量。
制冷量一般以英制单位的BTU（英热单位）或者国际单位制的千瓦（KW）表示。
较大的制冷量意味着空调系统有更强的冷却能力，适用于更大的车辆或者高温环境。
我们还需要关注空调的制冷剂种类和压缩机功率等参数，它们对空调的性能和效率也有一定影响。
第二段：汽车空调的舒适性参数和节能性能除了基本的制冷参数，汽车空调的舒适性和节能性能也是我们需要关注的。
舒适性参数包括空调系统的噪音水平、空气循环方式以及空气质量控制等。
较低的噪音水平可以提供更为静谧的驾乘环境，而合理的空气循环方式则可以让车内空气均匀分布，进一步提升舒适度。
一些高级空调系统还可以提供HEPA过滤功能，过滤掉细微颗粒物，保障空气质量。
在节能方面，汽车空调的耗电量是一个重要指标。
由于空调系统需要通过车载发电机提供电力，过高的耗电量会加重发动机负担，导致油耗增加。
高效的空调系统应该同时具备较低的耗电量和较高的制冷量。
一些先进的空调系统采用了变频技术，可以根据需要调节制冷剂的流量和压缩机的转速，以实现更节能的运行。
第三段：对汽车空调技术参数的个人观点和总结作为驾车者，我们通常会面临各种环境温度变化和气候条件，而空调系统的性能和效率对我们的驾驶体验有着重要影响。
在选择汽车时，我们可以根据车辆的使用情况和地理环境选择合适的空调技术参数。
对于在高温环境下驾驶的用户来说，较大的制冷量和较低的耗电量是关注的重点。
而对于对空气质量和舒适性有更高要求的用户来说，可以选择一些附加功能较多的空调系统。
汽车空调功率计算公式
汽车空调功率计算公式汽车空调在夏季是我们出行的好帮手，它可以帮助我们在高温下保持车内的舒适度。
然而，很多人对汽车空调的功率计算并不了解，今天我们就来详细介绍一下汽车空调功率的计算公式。
汽车空调的功率计算公式可以通过以下步骤来进行推导和计算：1. 首先，我们需要了解汽车空调的制冷量。
制冷量通常用单位“W”（瓦特）来表示，它是空调系统在单位时间内从室内空气中吸收的热量。
制冷量的大小取决于空调系统的制冷能力，通常用“Q”来表示。
2. 其次，我们需要了解汽车空调的制冷效率。
制冷效率是指空调系统在单位时间内实际制冷量与理论制冷量的比值，通常用“ε”来表示。
制冷效率越高，空调系统的制冷能力就越强。
3. 最后，我们可以通过以下公式来计算汽车空调的功率：功率 = 制冷量 / 制冷效率。
根据这个公式，我们可以得出汽车空调的功率值，从而了解空调系统在工作时所需的能量。
汽车空调的功率计算对于车辆的设计和制造非常重要。
首先，汽车制造商需要根据车辆的大小和密封性来确定空调系统的制冷量；其次，制冷效率的提高可以减少空调系统的能耗，从而降低车辆的油耗。
因此，对汽车空调功率的准确计算可以帮助车辆制造商提高车辆的能效性能，减少对环境的影响。
在实际的汽车空调设计和制造过程中，制冷量和制冷效率通常是由空调系统的压缩机、蒸发器、冷凝器和膨胀阀等组件共同决定的。
压缩机负责将低温低压的蒸汽吸入，经过压缩后排出高温高压的气体；蒸发器负责将高温高压的气体冷却成低温低压的蒸汽；冷凝器负责将低温低压的蒸汽冷却成高温高压的气体；膨胀阀负责控制冷媒的流量和压力。
这些组件的性能和工作状态直接影响着空调系统的制冷量和制冷效率。
除了空调系统的组件，汽车空调的功率还受到外界环境和使用条件的影响。
例如，高温环境会降低空调系统的制冷效率；高速行驶会增加空调系统的工作负荷，从而提高功率需求。
因此，对汽车空调功率的准确计算需要考虑到各种因素的综合影响。
在实际的汽车使用过程中，为了减少空调系统的能耗，我们可以采取一些措施来提高空调系统的制冷效率。
汽车空空调匹数计算公式
汽车空空调匹数计算公式汽车空调匹数计算公式。
随着汽车的普及，汽车空调的作用也变得越来越重要。
在夏季高温天气下，汽车空调可以为驾驶者和乘客提供一个舒适的驾驶环境。
而对于汽车空调的性能，一个重要的指标就是空调的匹数。
那么，究竟如何计算汽车空调的匹数呢？下面我们就来详细介绍一下汽车空调匹数的计算公式。
首先，我们需要了解一下什么是匹数。
匹数是空调制冷量的单位，它表示空调每小时制冷的能力。
一般来说，匹数越大，空调的制冷能力就越强。
对于汽车空调来说，匹数的大小直接影响着汽车内部的温度调节效果。
因此，选择适合车辆的匹数是非常重要的。
汽车空调匹数的计算公式如下：匹数 = （车内空间体积× 35%）÷ 1000。
其中，车内空间体积指的是汽车内部的空间大小，一般以立方米（m³）为单位。
35%是一个经验值，表示汽车空调的制冷效率。
而1000则是一个换算单位，用来将立方米转换成千瓦。
通过这个计算公式，我们可以大致了解到汽车空调的匹数。
以一个小型轿车为例，如果车内空间体积为5m³，那么根据上面的公式，可以计算出汽车空调的匹数为：匹数 = （5 × 35%）÷ 1000 = 0.175。
这意味着，这辆小型轿车适合安装匹数为0.175的汽车空调。
当然，实际选择汽车空调的时候，还需要考虑到车辆的使用环境、气候条件、以及个人的使用习惯等因素。
除了匹数外，汽车空调的性能还与制冷剂的种类、压缩机的功率、以及散热器的大小等因素有关。
因此，在选择汽车空调的时候，最好还是咨询专业的汽车空调技师，根据车辆的具体情况来进行选择。
另外，随着汽车空调技术的不断发展，一些高端汽车空调还具备了多种智能化功能，如自动温控、空气净化、以及多段风速调节等。
这些功能不仅提升了汽车空调的舒适性，还提高了汽车空调的能效。
因此，在购买汽车空调的时候，也可以考虑选择一些具备智能功能的产品。
总的来说，汽车空调匹数的计算公式可以帮助我们初步了解汽车空调的制冷能力。
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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=7.5F（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αL=A[qmr，A（1-χ）Dh/μl]-hqmr，A（1-χ）cP1= 0.341[350.077（1-0.417）3.7265×10-3/266.78×10-6]-0.3×350.07×（1-0.417）13532.2 W/（m2·s）= 7966.028 W/（m2·s）制冷剂两相流的表面传热系数αr为αr=αLPRl0.296F（Xtt）=7966.028×3.9680.296×1.0151 W/（m2·s）=12160（2）过热区制冷剂侧的雷诺数Reeq，r，普朗特数Prv，努塞尔数Nu，表面传热系数av分别为Reeq，r= （qmr，ADh，r）/μv=（350.077×3.7265×10-3）/（11.446×10-6）=113950Prv=0.8471av=（Nu×λv）/Dh，r=（50722×12.034×10-3）W/（m3·k）=1638 W/（m3·k）（3）干燥点之后的两相区取χ=0.766，则把Xd0=0.5458带入干燥点之前的两相换热公式，计算得ad0=11165 W/（m2·s），于是ar为ar=av+{1-[（X-Xd0）/（1-Xd0）]1.5}×（ad0-av）= 1638+{1-[（0.766-0.54587）/（1-0.54587）]1.5}×（11165-1638）W/（m3·k）=7950 W/（m3·k）最后，平均表面传热系数可为ār =（12160×28%+7950×52%+1638×20%）W/（m3·k）=7866 W/（m3·k）5.3.7计算总传热系数及传热面积如忽略管壁热阻及接触热阻，忽略制冷剂侧污垢热阻取空气侧污垢热阻ra=0.0003（m3·k）/W，则传热系数k为k=1/[（1/ār）Aa/Ar+ra+1/aeq，a]= 1/[（1/7866）0.706555/0.113+0.0003+ 1/323.3] W/（m3·k）=238.777 W/（m3·k）对于对数平均温差为∆ tm=（Tal-Ta2）/ln{（Ta1-Te）/（Ta2-Te）}=（27-7.25）/ ln{（27-2）/（7.25-2）}℃=12.655℃由于板翅式蒸发器的流程较少，而且在流道转弯处制冷剂与空气成顺流流动形式，因此按纯逆流方式计算的对数平均温差偏大。
另外，湿工况在增大空气侧表面传热系数的同时也增加了液膜热阻，因此空气侧的实际表面系数低于计算结果。
综合两个方面的考虑，传热系数与对数平均温差之积预乘上一个修整因子，ψ=0.65，则所需总传热面积（以外表面为基准）A0为A0=Qe/（4k）=29311/（4×238.777×12.6555）m2=14.9m2与前面计算出15.167m2的相对误差不大5.3.8计算空气侧阻力损失∆Pa空气侧摩擦阻力因子ƒ为ƒ=5.47RePL0.72hL0.37（lL/hF）0.89PL0.2hF0.23=5.47× 4300.72× 0.4144550.37×（6.8/7.9）0.891.10.27.90.23=71.98×10-3则空气侧阻力损失∆ Pa为∆ Pa=4 ƒ·WF/Dh，a·ρ·v2a，max=4×71.98×10-3×0.065/（2.792×10-3）×1.1025×5.872Pa=278.313 Pa最后根据空气阻力和风量选择风机。
5.4膨胀阀丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨胀阀适用于HFC134a制冷剂。
其选型方法是根据给定的工况，膨胀阀两端的压力降和蒸发器的负荷，经制冷剂液体过冷度修正后，查该型号的技术手册。
5.4.1确定TDEN型热力膨胀阀两端的压力降根据所给定的工况系统中制冷剂液体流经管路、管弯头、干燥过滤器、视液镜、电磁阀等部件，其压降之和设为∆ P1=66kPa多流程供液的蒸发器前需安装液体分配器，其压降设为∆ P2=65.67kPa。
由于整个系统压力平衡，则有Pe=Pc-∆ PTXV-∆ P1-∆ P2于是，热力膨胀阀端的压力降∆ PTXV为∆ PTXV= Pc- Pe-∆ P1-∆ P2=1681- 349.63-66-65.67=1200kPa=12bar5.4.2蒸发器负荷的过冷修正根据丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨胀阀的技术手册规定，当热力膨胀阀前的制冷剂液体过冷度偏离4k时，蒸发器的制冷量必须进行修正。
修正方法是将所需制冷量除以下表所给的修正系数得到修正的蒸发器制冷量。
丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨胀阀的制冷剂液体过冷度修正系数在阀前的制冷剂液体过冷度为∆ tsc=5℃，修正系数为1.013，则修正蒸发器制冷量Qe，s'为Qe，s'=29.311kw/1.013=28.9kw则每只蒸发器的修正制冷量Qe，s″为Qe，s″=28.9kw/2=14.52kw5.4.3根据∆ PTXV、te、Qe，s″确定应匹配的热力膨胀阀容量由于热力膨胀阀的制冷量，必须等于或稍大于修正后的蒸发器制冷量，因而可按∆PTXV=12bar，te=5℃，Qe，s″=16.8kw＞14.52kw，在丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨胀阀的技术手册的有关参数中，查到TDEN5.8 能够满足整个制冷系统匹配的要求，因此，选用两个TDEN5.8型。
第6章空调系统的性能匹配汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题，是在成本经济预算与运行经济预算，以及汽车动力配置方案允许的条件下，如何使汽车空调系统各组成部件，特别是对系统性能起主要决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况（设计工况）匹配得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。
汽车空调系统图1压缩机；2高压软管；3冷凝器；4 冷却风扇；5 干燥储液器；6高压软管；7 膨胀阀；8蒸发器；9风机；10吸气管。
6.1压缩机的匹配从系统匹配和成本经济、运行经济角度考虑，车用空调系统在额定运行工况（通常把该工况作为设计工况）应选配多大容量，多少输入功率，多高转速的车用空调压缩机，这是汽车空调系统设计在完成空调负荷计算后首要解决的问题为此，必须进行车用空调压缩机的选型计算，包括设计工况计算和变负荷工况计算。
6.1.1车用空调压缩机选配的依据当车身结构确定后，车用空调系统设计的第一个任务，就是进行车厢空调负荷的设计计算。
一般空调负荷计算，包括额定工况和最大负荷工况的负荷计算空调负荷计算的结果是车用空调压缩机选配的依据。
额定工况是指有关行业标准所规定的车用空调系统运行工况。
如CJ/T134—2001《城市公交空调系统技术条件》规定，城市公交空调客车空调系统的额定运行条件是：冷凝器总成的环境温度为35℃，相对湿度为60%；蒸发器总成进风的干球温度为≤28℃，湿球温度为19.5℃。
有时，设计工况也可以按所设计车辆在当地经常运行的条件综合考虑来确定，但须按有关行业标准所规定的车用空调系统运行工况加以校核。
额定工况必须确定的参数有：冷凝器总成环境气象参数，蒸发器出口制冷剂过热度，压缩机吸气管路的压力降等。
最大负荷工况是指车用空调系统按额定工况设计好后，在特定运行条件下，所能达到的具有最大制冷能力的运行工况。
一般当汽车在环境温度较高的烈日下长时间暴晒后，车用空调系统刚起动时刻的运行工况，就属这一特定运行工况。
最大负荷工况的参数也包括上述额定工况的各项参数。
6.1.2压缩机与发动机的传动比及压缩机转速的确定在非独立式车用空调系统中，压缩机都是由主发动机通过离合器的吸合和带传动系统来驱动。
压缩机的转速与主发动机的直接有关，两者之间的传动比除与主发动机的转速有关外，主要取决于压缩机的最高连续转速。
传动比的确定，对于非独立式车用空调系统制冷性能的发挥和压缩机工作的可靠性至关重要。