汽车空调计算书
雷诺轿车空调系统制冷热负荷计算书
雷诺轿车空调系统制冷热负荷计算书制冷热负荷计算是空调系统设计的重要一环，它能够帮助工程师评估和确定空调系统所需的制冷和供热能力，以保证车内空气质量和舒适度。
而雷诺轿车作为一流的汽车品牌，其空调系统的制冷热负荷计算显得尤为重要。
本文将详细介绍雷诺轿车空调系统制冷热负荷计算的步骤和方法。
首先，制冷热负荷计算需要考虑的因素有很多，包括外部温度、车内空间大小、车内人数、车内设备的热量产生、车速等等。
这些因素都会影响到空调系统的工作负荷。
以下是制冷热负荷计算的基本步骤：1.确定车内空间的尺寸和体积。
车内的空间大小直接影响到空调制冷热负荷的计算，较大的车内空间需要更大的制冷能力。
2.确定车内人数和其活动强度。
乘客数量和活动强度也是制冷热负荷计算的重要因素，因为人体产生的热量会影响到车内空气温度。
3.考虑车内设备的热量产生。
例如，音响、电视以及其他电子设备都会产生热量，这些也是计算制冷负荷的重要因素。
4.考虑车辆运行时的环境温度和湿度。
不同的外部温度和湿度会对空调系统的工作产生不同的影响，需要综合考虑。
一般来说，制冷负荷是在夏季，车辆处于日照暴晒条件下的最大制冷负荷，而供热负荷是在冬季，车辆处于最严寒条件下的最大供热负荷。
通过对以上因素进行综合考虑和计算，可以得出雷诺轿车空调系统所需的制冷和供热能力。
雷诺轿车空调系统一般会采用循环制冷系统，这种系统通过循环的方式不断吸收车内热量并排出去。
而在制冷热负荷计算中，我们需要考虑循环制冷系统的制冷效率和循环工作的压力下降。
同时，供热负荷计算也需要考虑到循环供热系统的工作效率和工作压力下降。
除此之外，雷诺轿车空调系统还需要考虑到能源利用的效率以及节能技术的应用。
在实际的制冷热负荷计算中，我们需要综合考虑车辆的能源供应、空调系统的能效比以及节能技术的应用，以确保空调系统能够在工作时能够最大限度地节约能源。
综上所述，雷诺轿车空调系统的制冷热负荷计算是一个复杂的过程，需要综合考虑车辆内外的各种因素。
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：
汽车空调系统参数匹配计算指南
压缩机排气量为压缩机选型的主要依据。压缩机的选型可根据计算所得，再结合车型数据来进
行。微型及小型汽车空调，由于空间尺寸小，发动机功率小，比较注意压缩机的效率、外形尺寸及
功耗，一般采用排量为（80～100）cm³/r 的压缩机。普通轿车及货车空调，一般采用排量为（120～
150）cm³/r 的压缩机。豪华型轿车及中小型面包车空调，一般采用排量为（160～300）cm³/r 的压
式中：
Qk = G × qk
……………………………（5）
qk ——为单位质量冷凝换热量， qk = h2 − h4 ，kJ/kg；
G ——制冷剂质量流量，kg/s。
即：
( ) Qk
= G × qk
=Leabharlann × Q0h0 −h4
h2
− h4
……………………………（6）
在汽车空调设计过程中，一般认为： Qk 约为制冷量 Q0 的 1.4 倍～1.5 倍，推荐取 1.5 倍。
I
前言
为了指导本公司空调系统的匹配设计，特制定此空调系统参数计算指南。 本计算指南适用于各类汽车空调系统匹配计算。 本计算指南由产品管理部提出并归口。 本计算指南起草单位：电器设计部。
II
空调系统参数匹配计算指南
1 范围 本计算指南给出了空调系统参数的计算方法和各零部件的选型依据。 本计算指南适用于汽车空调的系统设计计算。
0 397.09
6 压缩机参数计算
6.1 压缩机排气量 压缩机排气量（cm³/r）：
式中：
Vh
=
60 ×106 × Q0 nλq0
×v1
……………………………（2）
Q0 ——空调系统制冷量，kW，依据 Q/J C016—2012《汽车空调系统热负荷计算指南》；
16空调系统制冷热负荷计算书
百度文库 - 让每个人平等地提升自我江苏卡威汽车工业集团有限公司企业标准空调系统制冷热负荷计算书 2012-02-05 发布 江苏卡威汽车工业集团有限公司 发布2012-02-06 实施 KWMC-EA-JS-008前言进行汽车空调系统设计或选型之前应进行车身热负荷计算，以确定该空调装置应具备多少制冷或制热能力。
本标准由江苏卡威汽车工业集团有限公司提出。
本标准由江苏卡威汽车工业集团有限公司汽车研究院负责归口管理。
本标准第一版主要起草人：倪建华、鱼灵炜本标准第二版2012年5月修订。
本标准第二版主要修改人：倪建华、鱼灵炜◆ 设计参数：车外温度：t H=38℃，相对湿度：ф=62%车内温度：t B=25℃，相对湿度：ф=60%车内成员数：N =5人，车内新风量：V=N*V1=5*11=55m³/h3太阳辐射强度：t H=38℃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：V = ³。
所取的计算空间如图所示：3后窗顶板前窗发动机罩（在车厢内部分）地板◆ 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：Q e = Q B + Q G + Q V + Q P + Q M + Q LQ =α1Q e式中：α1——储备系数，取α1＝；Q ——制冷机产生的冷量；Q e ——车身总热负荷；Q B——车体传入热量；Q G——玻璃传入热量；Q V——新风热；Q P——人体热；Q M——用电设备散热量；Q L——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：Q B = Q顶板+ Q侧壁面+ Q地板+ Q前围+ Q后围■ 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。
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
汽车涂装空调设计计算书
1
1
Dw 2 1000 (
Q V 空 i / 3600 213390 1.2 57.52 / 3600 4091.4kw （其中
‘ i i D iC 52.17 46.76 5.41kj / kg
Q’ V 空 i / 3600 213390 1.2 5.41 / 3600 384.8kw
'
V 213390 1.2 8.89m 2 8 3600 L 型 （钢管绕铝片） ， 规格： SRL20*10/3， 单台有效截面积为 0.85m2，
‘ 2 单台加热面积 F 127.5m ，3 排，共采用 M 8 台并联。所以空气通过加热器实际质量
由此可计算机组长度为：21000mm。各功能段长度根据机组结构设计时可稍作调整。 2 风机选型 1、风量计算： 设计时注意风量的合理分配， 由于面漆喷漆室设计考虑水性漆喷漆， 喷涂工艺对环境温湿度 要求较高，所以面漆擦净室、吹净室、手工喷漆、隔离段、机器人喷涂段、检查段和洁净间 统一采用面漆空调送风。 根据《涂装车间设计手册》得知：擦净室、吹净室每延长米送排风量按 1500m3/h*m；手工 喷漆段、人工检查段垂直截面风速一般取 0.35-0.5m/s；机器人喷漆段垂直截面风速一般取 0.25-0.3m/s； 洁净间换气次数一般取 10-15 次/小时； 晾干间换气次数一般取 30-35 次/小时。 由此可以计算出面漆喷漆各工艺段所需的风量和总风量。
考虑空调机组和风管漏风量为 5%，空调机组设计送风量=198540*1.05=208467m3/h。 2、 风压计算： 空调机组风机的风压=机组余压+各功能段压力损失之和。 因为该空调用于水性漆喷漆供风，温湿度控制为恒温恒湿，全新风，初步确定机组所需的空 调段为进风段、初效段、天然气加热段、水喷淋段、表冷段、热水二次加热段、风机段、均 流段、消音段、中效段和出风段。各功能段压力损失由经验得知： 初效段 100pa 天然气加 热段 200pa 水喷淋段 200pa 表冷段 150pa 热水加热 段 100pa 均流段 60pa 消音段 60pa 中效段 180pa
汽车空调热负荷计算
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
空调系统设计计算书
项目空调系统设计计算书编制：______________审核：______________批准：______________第一部分设计计算条件输入B11整车资料：长X宽X高：4943 mm X 1852 mm x 1474 mm前窗：S= 1.2 m2, 倾角64.5°，阳面投影面积：S=0.52 m2后窗：S= 0.9 m2，倾角186，阳面投影面积：S=0.85m2侧窗：S= 1.1m2，倾角63.4°，阳面投影面积：S=0.49m2亠_ 2天窗面积：A4=0.39m玻璃总面积：3.59m2顶盖：S= 3.46 m2底板：S= 3.92 m2前围：S= 1.5 m2车身侧面积（除玻璃面积）：S= 4.6 m2；驾驶室内部容积（除内饰）：S= 3.6m3；乘员数：5人设计计算条件：（夏季制冷）室外温度：38E （汽车空调行业标准为38 C，此计算书取38 C）太阳辐射：1000W/m2（行业标准为830W/m2，此计算书取1000W/m2）车室内温度：24T （行业经验公式：T内=20 + 0.5（T外—20）= 29 C，此处取24 C）车速：40km/h设计计算条件：（冬季制热）室外温度：一25 r （GB/T 12782-1991标准要求）太阳辐射：0车室内温度：20°C （GB/T 12782-1991标准要求为15C以上，此处取20C）车速：40km/h空调的负荷按照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，很难准确的计算。
第二部分制冷系统设计计算(夏季)> 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收，一部分通过玻璃透射形成日射得热，还有一部分被玻璃反射，被玻璃吸收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，被车内设施吸收形成蓄热和放热量。
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车用蒸汽压缩式制冷循环的热力计算在进行制冷循环的热力计算之前，首先需要了解系统中各设备内功和热量的变化情况，然后再对循环的性能指标进行分析和计算。
当完成一个蒸汽压缩循环时，在压缩机中外界对制冷剂作功。
而热量的传递情况则因设备而异，在冷凝器中热量由制冷剂传给外界冷却介质，在蒸发器中热量由被冷却物体传给制冷剂。
蒸发器中单位时间内向制冷剂传递的热量称为循环的制冷量，用符号Q0表示。
压缩机中因压缩制冷剂所消耗的功率用符号N0表示，它是保持循环运动所必须付出的代价。
这两者的比?0 = Q0 / N0定义为制冷系数。
根据热力学第一定理，如果忽略位能和动能的变化，稳定流动的能量方程可表示为Q + N = m ( h2 - h1 ) （1-1）式中：Q---单位时间内加给系统的热量（kW）；N---单位时间内加给系统的功（kW）；m---流进或流出该系统的稳定质量流量（kg/s）；h---比焓（kj/kg）;下标1、2---流体流进系统和离开系统的状态点。
当热量和功朝向系统时，Q和N取正值。
该方程可单独适用于制冷系统的每一个设备。
①节流机构制冷剂液体通过节流孔口时绝热膨胀，对外不作功，Q = 0，N = 0。
故方程（1-1）变为0 = m ( h3 - h4 ) h3 = h4因此，可以认为节流前后其焓值不变。
节流阀出口处（点4）为两相混合物，它的焓值也可由下式表示：h4=（1- x4）hf0 + x4 hg0 (1-2)式中：hf0---蒸发压力p0下的饱和液体焓值；hg0---蒸发压力p0下的饱和蒸汽的焓值。
将上式移项并整理，得到x4=（h4 - hf0）/（h g0- hf0）(1-3)点4的比容为：v4 = (1-x4) vf0 + x4 vg0 (1-4)式中：vf0---蒸发温度t0下饱和液体的比容(m3/kg);vg0---蒸发温度t0下饱和蒸汽的比容(m3/kg);②压缩机如果忽略压缩机与外界环境所交换的热量，由式（1-1）得N0 = m ( h2 - h1) （kW）（1-5）式中：( h2 - h1)表示压缩机每压缩并输送1kg 制冷剂所消耗的功，称为理论比功，用w0表示。
由于节留过程中制冷剂对外不作功，因此循环的比功与压缩机的比功相等。
③蒸发器被冷却物体通过蒸发器向制冷剂传递热量Q0，因蒸发器不作功故方程（1-1）变成Q0 = m ( h1 –h4 ) = m ( h1 –h3 ) （kw）（1-6）由上式可以看出，制冷量与两个因素有关，即制冷剂的质量流量m和制冷剂进出蒸发器的焓差( h1 –h4 )。
前者与压缩机的尺寸和转速有关，后者与制冷剂的种类和工作条件有关。
( h1 –h4 )称为单位质量制冷量（简称单位制冷量），它表示每千克制冷剂在蒸发器内从被冷却物体中吸取的热量，用q0表示。
质量流量m和容积V有关，V = m v (m3/s) (1-7)式中：v为制冷剂的比容。
在压缩过程中它是一个变量，由于压缩机进口处的比容v1和压缩机的尺寸紧密相关，因此我们用v1代入方程式（1-7），则有：V1 = m v1或m = V1 / v1 (1-8)将方程式（1-8）代入方程式（1-6），得到Q0 =V1（h1 - h4）/ v1由上式可以看出，制冷量也可以用另外两个因子来表示：压缩机进口处蒸汽的容积流量V1和（h1 - h4）/ v1。
前者取决于压缩机的尺寸和转速，后者取决于制冷剂的种类和工作条件。
（h1 - h4）/ v1称为单位容积制冷量，用qv表示。
它表示压缩机每吸入1m 3制冷剂蒸汽（按吸气状态记）所制取的冷量。
④冷凝器假设制冷剂在冷凝器中向外界放出的热量为Qk，那么Qk = m ( h2 - h3 ) (1-10)式中( h2 - h3 )称为冷凝器单位热负荷，用qk表示. 它表示每千克制冷剂蒸汽在冷凝器中放出的热量。
⑤制冷系数按定义，在理论循环中?0 = q0/w0 = (h1-h4)/(h2-h1)汽车空调热负荷设计计算理想的车内温度夏季为25℃~27℃，冬季为16℃~25℃，相对湿度为45%~60%时，人体感觉舒适。
一、车内设计参数的选择车内设计参数可以遵循以下原则：（1）夏季车内温度应取在25℃~27℃，最高不超过28℃，冬季可取为16℃~22℃。
（2）在夏季，考虑到车内外温差过大时容易引起“热冲击”，应对车内外温差有一定的限制，一般以℃5~7℃为宜，最大不要超过10℃。
因此，建议夏季车内空调温度按下式选取：tn = 20 + 1/2 ( tw – 20 ) (1)式子中：tn ----车内空调温度（℃）tw----车外环境空气温度（℃）（3）车内相对湿度在45%~60%之间比较适宜。
（4）车内气流速度以0.3 m/s~0.5m/s为宜。
（5）根据“头冷脚凉”的原则，车内垂直方向温差应控制在头部温度比脚部温度低3℃左右。
（6）考虑到人的生理卫生要求，车内应引进一定量的新空气。
由于车内新鲜空气引入量过大时会显著增加空调热负荷，应以最低标准保证11m3/人*h的新鲜空气补充量。
二、车外设计参数的选择为了使空调热负荷设计计算结果有利于为制冷系统的设计提供参考依据，一般是把设计地的夏至这一天作为设计日，并以当天的逐时气温作为设计温度。
相对湿度的选取可参考设计地夏季平均相对湿度。
一般情况下，车外设计温度在36℃~38℃之间，相对湿度为50%~70%。
三、汽车空调热负荷的组成（三个假设：①车身热传递为一维稳态导热；②车厢内的热负荷只使车内空气和部件的温度升高；③车内各部件的温度与车内空气的温度均匀一致。
）建立热平衡方程如下：QW=QWB+QWG+QWBI+QE+QC+QM+QP+QV （2）式中：QW ----空调热负荷（W）QWB ----通过车顶与车门传导进入车内的热负荷（W）QWG ----通过各玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷（W）QWBI ---通过各玻璃表面以辐射方式直接进入车内的热负荷（W）QE ---从发动机室一侧传导进入车内的热符合（W）QC ---从行李厢及车厢地板处传导进入车内的热负荷（W）QM ----空调风机造成的热负荷（W）QP ---车内驾驶人员及乘客散发的热负荷（W）QV ---密封处泄露及补充新风进入车内的热负荷（W）1、通过车顶与车门传导进入车内的热负荷Qba = Ab (Idv + Id ) （3）式中：Qba ----单位面积车体表面吸收的热量（W/m2）Ab ----车体外表面对太阳辐射的吸收率Idv ---太阳辐射直射强度在车体外表面法线方向的分量（W/m2）Id ----车体外表面接受的太阳辐射散射强度（W/m2）通过车体外表面与车门进入车内的热负荷可以由建立车体表面的热平衡方程而得到。
对于稳态过程，其热平衡方程如下：Qba = An(tb2 - tn) + Aw(tb1 –tw ) （4）式中：An ----车体内表面的换热系数（W/m2℃）tb2----车体内表面温度（℃）Aw ----车体外表面放热系数（W/m2℃）tb1----车体外表面温度（℃）tw ----车外环境温度（℃）tn ----车内空调温度（℃）由式子（4）即可得出通过单位面积车体表面传导进入车内的热量为：Qb=An(tb2-tn)=Qba-Aw(tb1-tw) (5)在稳态情况下，通过车体外表面传导至内表面的热量等于车体内表面向车内空气的对流换热量，即：An(tb2-tn)=（tb1-tb2）/Rs （6）式子（6）中，Rs为车体外表面换热热阻，单位为m2℃/W 。
①在车子运行的情况下，Aw只是运行速度的函数，而于Tb1无关，因此可以由方程（4）~（6）联立求得Qb的计算式，既Qb=Qba-[Qba（Rs+Rn）-（Tw-Tn）]/(Rw+Rs+Rn) (7)式子中Rw=1/Aw,为车体外表面换热热阻（m2℃/W）Rn=1/An,为车体内表面换热热阻（m2℃/W）②在停车条件下，可由方程（4）~（6）联立解得：A1(Tb1-Tw)n+A2(Tb1-Tw)+A3=0 (8)式子中：A1,A2,A3为An,Aw,Qba的函数，n 为指数。
在已经知道An,Aw,Qba表达式的情况下，即可确定方程（8）中的各项系数及指数，由迭代法可以求得（Tb1-Tw）. An,Aw 的表达式可参考下面给出的推荐式，Qba可由（3）式计算，这样可由式子（5）求得Qb。
③停车条件下的放热系数a、车顶与车门内表面的放热系数表达式为：An=5.6782(2.0+1.03 Va) (9)式子中：Va----车内空气流动速度（m/s）b、车顶与车门外表面的放热系数表达式为：车门：Aw=2.63(Tb1-Tw)0.25 (10)车顶：Aw=1.98(Tb1-Tw)0.25 (11)④在运行条件下，车顶与车门外表面的放热系数为：Aw=4.41×V0.8式子中：V----汽车的运行速度（m/s）(12)此时，车顶与车门内表面放热系数仍如（9）式所示。
对各传热表面，在运动状态下，将An,Aw,Qba代入方程（7）中；在停车状态下，将Aw,Qba,(Tb1-Tw)代入方程式（5）中，即可求得运动和停车两种情况下通过单位面积车顶或车门进入车内的热负荷Qbi，再乘以各种传热面积Fbi，即可求得QWB。
即：QWB=∑QbiFbi (13)式子中：Qbi，Fbi分别为通过某单位面积车门或车顶的热负荷和各传热面积。
2 通过车窗玻璃进入车内的热负荷QWG及QWBI①通过各玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷QWG由于太阳辐射对玻璃具有一定的穿透性，因此，当太阳辐射作用在玻璃表面时有一部分能量透过玻璃以短波辐射的形式直接进入车内，另一部分能量被玻璃吸收后使玻璃表面温度升高，然后以对流的方式与车内外空气进行热交换，其余的能量则反射回外界空间。
这里先考虑以对流方式进入车内的热负荷QWG。
在太阳辐射作用下，单位面积玻璃吸收的热量Qga为；Qga=AdiIdv+AdId (14)式子中：----单位面积玻璃吸收的太阳辐射热（W/m2）----入射角为I时玻璃的直射吸收率----玻璃的散射吸收率利用与推导式（4）-（8）相同的方法可得通过单位面积玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷Qg的计算式：Qg=Agn(Tg2-Tn)=Qga-Agw(Tg1-Tn) (15)以及；Qg = Qga –[Qga (Rgs+Rgn)-(Tw-Tn)]/(Rgw+Rgs+Rgn) （16）式子中：Rgn =1/Agn,玻璃内表面的换热热阻（m2℃/W）Rgw =1/Agw, 玻璃外表面的换热热阻（m2℃/W）Rgs ----玻璃材料的热阻（m2℃/W）Agn ----玻璃内表面的换热系数（W/m2℃）Agw ----玻璃外表面的换热系数（W/m2℃）对于各玻璃内表面，其表面换热系数表达式分别为；前窗：Agn=5.6782（0.9+1.03 Va）（W/m2℃）（17）侧窗：Agn =5.6782（1.10+1.03 Va）（W/m2℃）（18）后窗：Agn =5.6782（0.9+1.03 Va）（W/m2℃）（19）对于各玻璃外表面，其换热系数表达式为：停车条件下：Agw=1.98[(Tg1-Tw)cos(θ-90)]0.25 （W/m2℃）（20）式中：θ-----玻璃表面与水平面之间的夹角运行条件下：前窗：Agw =3.79 V0.8 （21）侧窗：Agw =7.21 V0.8 （22）后窗：Agw =4.65 V0.8 （23）将Agn,Agw,Aga,(Tg1-Tw)分别代入到方程(16)(15)中，即可分别求得运动和停止两种情况下通过各单位面积玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷Qg。