汽车空调热负荷计算
空调系统负荷计算方法
Qg—玻璃窗渗入热量
Qs—室外空气渗入热量
Qp—乘员散热量
Qen—发动机室传入热
（1） Qc: 通过车身传入车室的热量（包括顶部、侧围、地板）
Qc=Q 顶+Q 围+Q 底
=Kt(T 顶-T 内)St+ Ks(T 围-T 内)S s+Kf(T 底-T 内)Sf
②
T 顶、T 围、T 内：车顶、车围、车内的表面综合温度；
Af ,a
=
2 8.110−3
16 10−3
1 1.4 0.001
=
0.1851m2
/m
4) 每米管长总外表面积 Aa 为
Aa = Ab,a + Af ,a = 3.6 10−2 + 0.1851 = 0.221m2 / m
5) 百叶窗高度 hL 为
hL = 0.5 pL tg L = 0.5 1.1 tg27 = 0.2082mm
4、膨胀阀的选择：
根据蒸发器制冷量要求所需膨胀阀的规格为：Qo/3861 （冷吨）=1.15T 根据安装位置及对系统的感应速度，选用 1.2T H 型膨胀阀。
四、 压缩机的设计
1、确定压缩机的排量，根据公式：
Vc=Qo/(hd-hs) 根据前面蒸发器部分的计算结果和我们的经验，我们估计在压缩机进口处的冷媒温度 为 7℃，冷媒低压侧的压力损失共约 0.03MPa。根据 R134a 在 0℃时的蒸发压力为 0.29269MPa，可以算出在压缩机进口的冷媒压力为 0.26269Mpa。 根据以上分析的数据，可以查出在压缩机进口处 R134a 的比容为 0.076627m3/Kg。于是 可以计算出冷媒的体积流量为： Vs = 0.076627×0.0504 = 3862 cc 同时，Vs 与压缩机理论排量 Ls、压缩机转速 n 和压缩机容积效率 h 之间的关系如下：
汽车空调的负荷计算方案
<5 >0.4 >1.0 >0.03 >4 >15 >120
3.车室内外空气计算参数的确定
3.1 车内参数（夏季）
项目 温度/ ℃ 相对湿度% 空气流速 m/s 换气量m3/(人h)
垂直温差℃/m 水平温差℃/m
乘用车 24~26 50~60 0.25~0.5 20~30 <1.5
--
旅游车 25~ 27 50~60 0.25~0.5 20~30
4.1车身壁面的传热过程
车身的构造：除玻璃外，由外板、隔热层、内饰板组成。
所以，按多层平壁传热计算。
k
1
1
n i 1
hw i1 i hb
hw——车身外表面放热系数，与表面相对气流速度有关。
hw 8.36 41.8 v
W/(m2·K)
1
k 1 n i 1
第7讲 汽车空调的负荷计算
1.汽车空调的舒适性
生理的
心理的
风土 习惯的
舒适性
经济的
物理的 环境的
2.舒适性评价
最舒适条件：
美国：
夏季车内22~25℃、冬季20~25℃ ； 或 夏季22.6~26.6℃ ，相对湿度45%~50%。
法国：
干球温度23~27℃ 、相对湿度35%~65%， 车内空气流速不大于0.2~0.25m/s。
日本：
冬季：上半身气温24~28 ℃，下半身气温28~32 ℃; 夏季：上半身气流速度0.6~0.9m/s，下半身气流速度0.2~0.3m/s；
温度24~26 ℃。
汽车空调环境参数
项目 范围
温度 /℃ 相对湿 换气量 风速 冬 夏 度% m3/人h m/s
整车空调系统冷负荷计算书
B项目空调系统设计计算报告编制：批准：日期：06.12.30目录一、汽车空调热负荷计算 (2)1.空调系统原理图 (2)2.汽车空调热负荷 (3)2.1边界条件的确定 (3)2.2热平衡关系的建立 (4)2.3空调热负荷计算 (5)2.4空调系统制冷量的确定 (11)二、制冷剂循环流量 (11)1.压焓图状态点的确定 (11)2.制冷剂循环流量 (12)三、所选压缩机与汽车动力匹配计算 (12)四、冷凝器能力计算 (14)五、蒸发器能力计算 (14)六、送风量的计算 (15)B22空调计算报告一、汽车空调热负荷计算1．空调系统原理图汽车空调系统采用蒸汽压缩式制冷原理。
B22空调系统主要由压缩机、冷凝器、贮液干燥器、热力膨胀阀、蒸发器、高低压管组成，其原理为：低温低压液态制冷剂进入蒸发器，在一定压力下吸热气化，变成低温低压气态制冷剂，然后被压缩机抽吸压缩，成为高温高压气态制冷剂，再经过冷凝器放热，冷凝成低温高压液态制冷剂，然后经过热力膨胀阀，制冷剂恢复到低温低压状态，重新流入蒸发器吸热气化，从而完成一个制冷循环。
制冷循环示意图如下：冷凝器蒸发器热力膨胀阀压缩机图1 制冷循环示意图根据奇瑞企业标准Q/SQR.04.072-2005《整车空调系统环境实验及其评估方法》，对汽车空调系统进行环境模拟试验，试验结果应满足以下要求：1) 怠速工况：环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH 、日照1KW/m ²、迎面风速10km/h 、空档位/P 档、鼓风机最大档、全冷（LO ）、吹面方向、内循环、测试时间 45min 、车内无人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于38℃；2) 40 km/h 工况：环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH 、日照1KW/m ²、迎面风速40km/h 、4档位/D 档、鼓风机最大档、全冷（LO ）、吹面方向、内循环、测试时间 45min 、车内1人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于28℃；3) 90 km/h 工况：环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH 、日照1KW/m ²、迎面风速90km/h 、5档位/D 档、鼓风机最大档、全冷（LO ）、吹面方向、内循环、测试时间 45min 、车内驾驶员位置乘坐1人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于25℃；4) 120km/h 工况：环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH 、日照1KW/m ²、迎面风速120km/h 、5档位/D 档、鼓风机最大档、全冷（LO ）、吹面方向、内循环、测试时间 45min 、车内车内驾驶员位置乘坐1人，满足条件后开始试验，车内平均温度（室内头部温度点）不高于25℃。
轿车热负荷计算示例
雷诺轿车空调系统制冷热负荷计算书编写：侯海焱日期：2004/10/29校核：陈孟湘日期：2004/10/31批准：◆ 设计参数：车外温度：t H =40℃，相对湿度：ф=60% 车内温度：t B =27℃，相对湿度：ф=58% 车内成员数：N =5人，车内新风量：V=N*V 1=5*11=55m 3/h太阳辐射强度：t H =40℃时，水平面上太阳辐射强度I=1000W/㎡ 车速：v=40km/h◆ 附加说明。
计算制冷量时所取的车厢内容积为：3543.309.13.15.2m V =⨯⨯=。
车内有二排座位，没有行李箱。
所取的计算空间如图所示：◆ 制冷热负荷计算由于车外温度高于车内，加上太阳辐射的作用，有大量热量会通过车身壁面、车窗等传入车内。
同时，乘员的汗热和湿热也会使车内温度升高。
可见，影响车内热负荷的因素很多。
综合各种因素，车身热平衡的方程式表达如下：L M P V G B e Q Q Q Q Q Q Q +++++= e Q Q 1α= 式中：1α——储备系数，取1α＝1.1；Q ——制冷机产生的冷量； e Q ——车身总热负荷；B Q ——车体传入热量； G Q ——玻璃传入热量； V Q ——新风热；P Q ——人体热；M Q ——用电设备散热量；L Q ——车内零件散热量。
现在分别计算各部分的热负荷。
一、通过车身壁面传入的热量车身壁面包括顶板、侧壁面、地板、前围（发动机罩壁在车厢内部分）、后围等几部分组成。
即车身壁面热负荷表达式为：后围前围地板侧壁面顶板Q Q Q Q Q Q B ++++=⏹ 车身壁面多属均匀壁面，因此，它的传热可以按照多层均匀壁面传热计算。
其中，顶板、侧壁面、地板、后围的传热量计算公式如下：)(B H i i i t t F K Q -=式中：i Q ——分别表示顶板、侧壁面、地板、后围的传热量；i K ——分别表示顶板、侧壁面、地板、后围的传热系数； i F ——分别表示顶板、侧壁面、地板、后围的传热面积； H t ——车外空气温度，这里取为t H =40℃； B t ——车内空气温度，这里取为t B =27℃；⏹ 对于前围，由于发动机室的温度远高于车外空气温度，所以这里的传热可以单独考虑。
汽车空调系统热负荷计算指南
汽车空调系统热负荷计算指南目次1 范围 (1)2 引用文件 (1)3 定义 (1)4 车室内、外空气参数的确定 (1)5 车身热负荷的来源 (2)6 车身热负荷计算方法 (3)7 某客车项目热负荷计算结果举例 (10)8 空调系统制冷量的确定 (11)附录A (规范性附录) 湿空气焓湿图 (12)前言本指南用于指导公司汽车空调系统热负荷的计算，为汽车空调系统制冷量的的设计提供依据。
汽车空调系统热负荷计算指南1 范围本指南规定了车室内、外空气参数的确定、车身热负荷来源、计算方法以及空调系统制冷量的确定。
本指南适用于公司汽车空调系统热负荷的分析与计算。
2 引用文件QC/T 658-2009 汽车空调制冷系统性能道路试验试验方法GB 9656-2003 汽车安全玻璃3 定义3.1 车身热负荷根据空调设计要求，使车室内空气相关参数达到预定的指标而必须除去的车内多余热量，是确定制冷装置容量的主要依据。
3.2 太阳高度角对于地球上的某个地点，太阳高度角是指太阳光的入射方向和地平面之间的夹角。
正午太阳高度角=90-(当地纬度-太阳直射点角度)3.3 车外综合温度在太阳光照射下，车身维护结构外表面同时受到两部分的热作用：一部分是车室外空气温度的温差传热作用，另一部分是太阳辐射的热作用。
3.4太阳辐射强度表示太阳辐射强弱的物理量，即在单位时间内垂直投射到单位面积上的太阳辐射能量。
4 车室内、外空气参数的确定4.1 车外空气参数的确定根据车辆使用地区及工作条件不同，车外设计参数是不尽相同的。
如在非洲沙漠地带行驶的车辆，要考虑其气温可能达到52℃以上。
对于我国某些野外作业车辆，则要考虑车外气温可达40℃。
对于一般用途的车辆，一般按夏季平均最高气温及平均最高湿度来考虑。
我国中、南部主要城市的平均最高气温为34.9℃。
平均最高相对湿度64%，推荐夏季车外空气设计温度为：35℃，相对湿度为：65%。
若主要在我国北方地区使用，夏季可取空气温度35℃，相对湿度60%。
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
汽车空调热负荷的计算分析
情况无法详细计算 ，实际计算中可以乘 以前 围传热修正系数 。
所 以发动机舱传人的热量为 ：
Ｑ ｕ ＝ａ ｘＫ ｕ × Ｓ ｕ ×（ ｔ ｕ —ｔ ） （ １ ３ ）
公式 （ ９ ）中 ： 为玻璃的传热系数 ，单位 为 （ ｍ ・ Ｋ） ； 为玻璃的总面积 ，在玻璃的三维数据 中测得 ，单位为 ｉ ｎ ；ｔ ｏ 为玻璃外侧综合 温度 ，单位为 ｏ Ｃ；ｔ 为车内温度 ，单位为 ℃。 所 以透过玻璃传人车 内的总热量为 ：
为侧 围各层 的厚度 ，单位 ｍｍ；Ａ为侧 围各层 的导热系数 ，单
位为 ｗ，（ ｍ ・ Ｋ ） 。
公式 （ ７ ） 中：ｓ 为玻璃 的水平 投影面积 ，可 以在 玻璃的
三维数 据 中测得 ，单位为 ｎ ｌ ；Ｓ 为玻璃 的竖 直投影面积 ，可 以在玻 璃 的三维 数据 中测 得 ，单 位为 ｍｚ ；叼为 阳光通过玻 璃 的透入系数。
ｏｔ ｏ
分别为底 盘 、顶 盖 、侧 围 、尾 门 的外 侧
综合温度 ，单位为℃。
一
Ｏｔ ｏ
（ ８ ）
３ ． ４ 发 动机 舱传 入 的热量
发动机舱传入的热量主要是 由于温差产生 的传热和前围上
的开孔位置传人 的热量两部Байду номын сангаас组 成。
公式 （ ８ ） 中：ｔ ’ 为车外空气温度 ，单位 为ｏ Ｃ；ｔ 为 阳关短
波辐射的影响温度 ，单位为 ｏ Ｃ；ｔ 为玻璃的长波辐射的影响温
度 ，单位为 ℃；ｏ ｒ 为玻璃对 阳光辐射的吸收系数 ； ｅ为玻璃外 表面 的长波辐射系数 ；ＡＲ为玻璃外表面 向外界发射的长波辐 射 和外界 向玻璃外 表面发射 的长 波辐射 之差 ，单 位为 ｌ ｍ ２ ； 为玻璃外 表面与空气的对流换热 系数 ，单位为 Ｗ／（ ｍ ２ ￣ Ｋ ） ； 所 以通过玻璃传 导入 车内的热量为 ：
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比
例 100% 68.05% 14.72% 4.66% 5.48% 7.08%
负 荷 量 4949.043 3368.017 728.658 230.679 271.120 350.569
单 位 W W W W W W
4949.043 5000.000
W W
Q5.556 1.975 2.000 55.000 5.000 279.880 5.000 5.000 402.856 162.633
玻璃窗浸入的热量 室外空气浸入的热量 乘员散发的热量 其他热源散热，如电器等 总热负荷 车身围护结构传入的热量 Qd：为透过车顶传入的热量 Tzd：车顶日照表面综合温度 Id：车顶所受总的太阳辐射强度 α 0：车体外表面与空气对流放热系数 Qq：为透过车前围传入的热量 Qc：为透过侧面传入的热量 Qf：为透过地板传入的热量 Qj: 为透过发动机鼓包传入的热量 Qr：为后面车身的传入的热量 玻璃窗传入的热量 Qg1：玻璃内外温差传入的热量： Qgq：前挡风玻璃传入的热量： Qgc：侧面玻璃传入的热量： Qgh:后面玻璃传入的热量： Qgt:顶部玻璃传入的热量： Qg2:太阳直射辐射透过玻璃传入的热量： Qg2h：前挡风玻璃水平投影面直射辐射传入热量 Qg2v：前挡风玻璃竖直投影面直射辐射传入热量 Qg3:太阳散射辐射透过玻璃传入的热量： Qg3h：水平面玻璃散热辐射传入热量 Qg3v：竖直面玻璃散射辐射传热热量 新风、漏风传入的热量 乘员散发的热量 其他热源散热（如仪表、照明） Q0=(Q1+Q2+Q3+Q4+Q5) Q1=Qd+Qq+Qc+Qf+Qj+Qr Qd=(α 0(Tzd-T0)+K4(Tzd-T1))*S4 Tzd=T0+ε *Id/α 0-3.5 Id=I1+I3 α 0=1.163*(4+12√V0) Qq=K9*S9(T0-T1) Qc=K5*S5*(T0-T1)*2 Qf=K7*S7*(T11-T1) Qj=K8*S8*(T12-T1) Qr=K6*S6*(T0-T1) Q2=Qg1+Qg2+Qg3 Qg1=Qgq+Qgc+Qgh+Qgt Qgq=K1*S1*(T0-T1) Qgc=K2*S2*(T0-T1)*2 Qgh=K3*S3*(T0-T1) Qgt=K61*S61*(T0-T1) Qg2=Qg2h+Qg2v Qg2h=I1*S1h*F3*F5 Qg2v=I2*S1v*F3*F5 Qg3=Qg3h+Qg3v Qg3h=I3*S1h*F3*F5 Qg3v=I4*(S1v+2*S2)*F3*F5 Q3=(X1+X2)*D1*H12 Q4=175+(M-1)*108*0.89 Q5=3600*Pw*1.163/4.18 4949.043 3368.017 2626.191 47.245 1031.680 56.663 67.746 176.202 116.100 285.039 96.740 728.658 75.829 47.918 27.911 0.000 0.000 498.541 226.506 272.035 154.288 27.758 126.530 230.679 271.120 350.569
W USRT USRT ℃ ℃ Kj/Kg ℃ ℃ Kj/Kg Kg/h
Qcr Qc=
85.000 25.000 55.000 5.000 458.203 1.580 279.880 1.580 8055.908 8479.903 8500.000
℃ ℃ ℃ ℃ Kj/Kg MPa Kj/Kg MPa W W W
5.000 5.000 0.620 2000.000 0.071
℃ ℃ rpm m3/kg
计算：单位时间内压缩机吸气量 计算：压缩机理论排量
0.192 155.201
m3/min cc/r
W W W W W W W ℃ W/m2 W/(m2.K) W W W W W W W W W W W W W W W W W W W W
Q2
Q3 Q4 Q5
三、热负荷比例： 代 号 负 荷 分 类 Q0 总热负荷（修正前） Q1 车身围护结构传入的热量 Q2 玻璃窗传入的热量 Q3 新风、漏风传入的热量 Q4 乘员散发的热量 Q5 其他热源散热，如电器等 五、空调系统额定制冷量（空气侧） 蒸发器空气侧制冷能力应等于热负荷 取整： 六、蒸发器换热量（制冷剂侧） 设空气侧与制冷剂侧能力比为90%，则制冷剂侧能力为 膨胀阀额定容量选型计算 取整： 设： 膨胀阀进口制冷剂温度 膨胀阀进口制冷剂过冷度 查表：膨胀阀进口制冷剂比焓 设： 蒸发器出口制冷剂温度 蒸发器出口制冷剂过热度 查表：蒸发器出口制冷剂比焓 计算：制冷剂质量流量 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 Qe=Q0 Qe=
50km/h
m2 W/(m2.K)
m2 W/(m2.K)
m2 W/(m2.K) m2 W/(m2.K) m2 W/(m2.K) m2 W/(m2.K) m2 W/(m2.K) ℃ m2 W/(m2.K) ℃ m2 W/(m2.K) 1.2~1.4
I β θ P IO I1 I2 I3 I4 F3 F5
此处设车辆在正午时向南行驶 前脸正对太阳向，故受太阳辐射的只有车前 脸和车顶，则通过玻璃的太阳辐射也只考虑 前挡风玻璃
W/m2 W/m2 W/m2 W/m2
二、热负荷的构成及计算 代 码 名 称 Q0 总负荷 Q1 通过车身围护结构传入车室内的热量
计 算 公 式
计 算 值
单 位 W W
Q2 Q3 Q4 Q5 Q0 Q1
汽车空调系统热负荷计算
设计计算假设地点 设计计算假设时间 一、设计工况 代 码 参 T0 车外环境温度： T1 室内干球温度： 车室外湿度： 车室内湿度： V0 汽车正常行驶速度： M 乘员数： X1 新风量: X2 漏风量按： D1 空气密度：38℃ 室内空气含湿量 室外空气含湿量 室内空气比焓 室外空气比焓 H12 内外空气焓差： S0 S1 S1h S1v K1 Z1 S2 K2 Z2 S3 K3 Z3 S4 K4 S5 K5 S6 K6 S61 K61 S7 K7 T11 S8 K8 T12 S9 K9 Kx ε 总玻璃面积 前挡风玻璃面积： 前挡风玻璃水平投影面积 前挡风玻璃竖直投影面积 前挡风玻璃传热系数： 前玻璃窗的遮阳系数： 侧面玻璃面积（单侧）： 侧面玻璃传热系数： 侧面玻璃窗的遮阳系数： 后面玻璃面积： 后面玻璃传热系数： 后面玻璃窗的遮阳系数： 顶部车身表面面积： 顶部车身传热系数： 侧面车身围护面积（单侧）： 侧面车身传热系数： 后面车身围护面积： 后面车身传热系数： 顶部玻璃面积 顶部玻璃传热系数 地板面积(不含发动机鼓包）： 地板传热系数： 地板外面环境温度 发动机鼓包面积 发动机鼓包传热系数 发动机仓温度 前部车身围护面积： 前围传热系数： 传热系数的修正系数 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 大气边缘太阳辐射强度 太阳高度角 车前脸与太阳的方位角 大气透明度（0.65-0.75之间） 地面附近太阳直射辐射强度 I0=I*P(m) (P的m次方） m=1/Sinβ 水平面太阳直射辐射强度 I1=IO*Sinβ 竖直面太阳直射辐射强度 I2=IO*Cosβ *Cosθ 水平面散射辐射强度 I3=0.5*I*Sinβ *(1-P*m)/(1.1.4lnP) 竖直面散热辐射强度 I4=0.5*I3 太阳辐射通过玻璃的透入系数： 玻璃修正系数 数 名 称 海口（北纬20°） 7月30日（太阳直射点 北纬9°） 取值说明 设 定 值 38.000 25.000 50.000% 50.000% 13.889 2.000 0.000 0.005 1.097 9.900 21.000 50.310 92.298 41.988 3.070 1.940 0.326 1.842 1.900 0.900 0.565 1.900 0.080 0.000 1.900 0.080 4.713 1.500 3.765 1.500 4.961 1.500 0.000 1.800 2.580 1.500 55.000 3.519 1.800 70.000 3.257 1.600 1.200 0.700 0.26～0.45 0.81～0.90 0.890 1353.000 78.000 0.000 0.700 939.583 1.022 919.051 195.350 112.629 56.315 0.840 0.900 W/m2 度 度 单 位 ℃ ℃ % % m/s 个 m3/s m3/s kg/m3 g/kg g/kg kj/kg kj/kg kj/kg m2 m2 m2 m2 W/(m2.K)