空调系统热负荷计算说明书
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：
空调系统毕业设计计算说明书
空调系统毕业设计（论文）任务书摘要随着我国经济的逐步增长，人们对居住条件生活环境的舒适性的要求越来越高，对空调的需求越来越大，对空调系统的节能、舒适、环保更加关注。
本设计为广州市XX酒店空调系统设计。
酒店地下两层，地上二十六层，十二到二十五层为客房层，其他层为商业娱乐用房，主要为KTV，餐饮、棋牌、桑拿、会议等场所。
本设计主要针对地上一层到二十六层的空调系统设计以及防排烟设计。
根据合理利用能源的原则，因地制宜，在比较各种方案的可行性后，选择一个技术可靠，经济合理，管理方便的设计方案。
本次设计中，对于空间较大、运行班次相近及角系数相近的房间采用了一次回风全空气系统；对空间较小，需独立控制的房间采用了VRV系统；对防烟楼梯间、消防电梯间前室和合用前室进行加压送风设计；对走道进行排烟设计；对卫生间单独进行排风设计。
本设计中，最有特色的部分就是采用的大金水源热泵VRV。
关键词：空调；一次回风全空气系统；VRV系统目录第一章前言 (1)1．1建筑概况 (1)1．2 设计任务 (1)1．3 设计目的 (1)第二章设计依据及指导思想 (2)2．1 设计基本参数 (2)2．2 国家主要规范和行业标准 (2)2．3 设计指导思想 (3)第三章空调系统设计 (3)3.1土建资料 (3)3.1.1体型系数及窗墙比 (3)3.1.2围护结构的选择： (3)3.1.3照明与人员密度的确定 (6)3.1.4层高 (6)3．2 冷负荷组成 (6)3．3 负荷计算 (6)3.3.1冷负荷的计算 (6)3.3.2热负荷的计算 (9)3.3.3 湿负荷的计算 (10)3.3.4 新风负荷 (10)3.3.5计算举例 (11)3.4 系统方案的确定 (13)3.4.1 空调系统的划分原则 (13)3.4.2系统形式的比较 (14)3.4.3系统形式的确定 (16)3.4.4 VRV系统的阐述 (16)第四章气流组织计算 (20)4.1气流组织介绍 (20)4.2 风口型式的确定 (21)4.3气流组织计算 (22)第五章空调系统设计及计算 (24)5.1 空气处理分析及风量计算 (24)5.2 风系统设计 (25)5.3 回风系统的设计 (27)5.4 设备选型 (27)5.4.1空调机组的选型 (27)5.4.2 VRV系统设备的选型 (28)第六章防排烟系统设计及计算 (30)6.1防排烟系统的介绍 (30)6.2机械防烟的设计及计算 (31)第七章管道的消声和减振 (34)7.1管道的消声 (34)7.2 管道的减振 (36)第八章管道的保温和防腐 (37)8.1 管道的保温 (37)8.1.1 保温材料的确定 (37)8.1.2 保温层厚度的选定 (38)8.1.3 施工说明 (38)8.2管道的防腐 (38)结论 (40)参考文献 (41)致谢 (42)附录 (43)第一章前言1．1建筑概况本设计为广州市XX酒店空调系统设计。
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9.1709.170awq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1275.7241275.724S2h侧面窗玻璃水平投影面积0.4760.476m²S2v侧面窗玻璃竖直投影面积 1.492 1.492m²K2侧面窗玻璃传热系数： 6.449 6.449W/(m²·K)车窗内对流换热系数anc8.0358.035awc车窗外表面对流换热系数38.18338.183Tzc1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622.149622.149S3h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²S3v0.4180.418m²K3后面玻璃传热系数：7.6727.672W/(m²·K) anq车窗内对流换热系数9.1709.170awq车窗外表面对流换热系数59.20359.203Tzh1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439.477439.477S4h天窗水平投影面积 2.040 2.040m²S4v天窗竖直投影面积 1.000 1.000m²K4天窗传热系数： 6.781 6.781W/(m²·K) anq天窗内对流换热系数9.1709.170awq天窗外表面对流换热系数31.12131.121Tzh3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℃Tzh437.30949.309J4天窗太阳辐射热量2297.7642297.764a0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00007000070.00070.0007mλ1内饰板导热系数0.04200.0420W/(m²·K) S4顶部车身表面面积：0.8040.804m²δ2顶部车身内饰板厚度0.0080.008mK4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0004000040m3.500 3.500Tzc车侧围日照表面综合温度39.08551.085S7地板面积(不含发动机鼓包）： 5.331 5.331m2K7地板传热系数： 4.122 4.122W/(m²·K)δ4地板内饰板的厚度0.0080.008m T11地板外面环境温度42.00042.000℃S8发动机舱鼓包面积0.9320.932m2K8发动机舱传热系数 1.402 1.402W/(m²·K)a e发动机舱内壁面对流放热系数40.53040.530W/(m²·K)λ2发动机舱内壁饰板导热系数0.1390.139W/(m²·K)δ5发动机舱内壁饰板厚度0.0100.010m T12发动机舱温度70.00070.000℃S9尾门车身表面面积 1.102 1.102m2K9尾门车身传热系数： 6.7853 6.7853W/(m²·K)δ6尾门内饰板的厚度0.0040.004m Tzw 尾门日照表面综合温度39.08551.085℃代 码名 称计 算 结果计 算 结果单 位Q0总负荷6851.7998744.903W Q1通过车身围护结构传入车室内的热量1993.7993183.757W Q2玻璃窗浸入的热量3040.5923806.179W 室外空气的热量二、热负荷的构成及计算Q3室外空气浸入的热量1201.2081138.767W Q4乘员散发的热量516.200516.200W Q5其他热源散热，如电器等100.000100.000W Q0总热负荷6851.7998744.903W Q1车身围护结构传入的热量1993.7993183.757W 为透过车顶传入的热量Qd：为透过车顶传入的热量92.298132.065W Qc：为透过侧面传入的热量1333.0832393.546W Qf：为透过地板传入的热量395.515395.515W Qj: 为透过发动机鼓包传入的热量60.10760.107W Qw：为透过尾门传入的热量112.796202.525Q2玻璃窗传入的热量3040.5923806.179W Q 1玻璃内外温差传入的热量8700251635611Qg1：玻璃内外温差传入的热量：870.0251635.611W Qgq1：前挡风玻璃传入的热量：159.362299.885W Qgc1：侧面玻璃传入的热量：350.699655.306W Qgh1：尾门玻璃传入的热量：79.740152.837W Qgh1：天窗玻璃传入的热量：280.223527.582W Qg2：太阳辐射经过玻璃传入的热量2170.5682170.568W Q 2太阳辐射经过前挡风玻璃传入的10029951002995Qgq2：太阳辐射经过前挡风玻璃传入的1002.9951002.995Qgh2：太阳辐射经过后挡风玻璃传入的485.370485.370Qgc2：太阳辐射经过侧面玻璃传入的热682.202682.202Q3新风、漏风传入的热量1201.2081138.767W Q4乘员散发的热量516.200516.200W'群集系数Q5其他热源散热（如仪表、调速模块、电机、音响系统等）100.000100.000W三热负荷比例代 号负 荷 分 类负 荷 量负 荷 量单 位Q0总热负荷（修正前）6851.7998744.903W Q1车身围护结构传入的热量1993.7993183.757W Q2玻璃窗传入的热量3040.5923806.179W Q3新风、漏风传入的热量1201.2081138.767W Q4乘员散发的热量516.200516.200W 其他热源散热如电器等100000100000三、热负荷比例：Q5其他热源散热，如电器等100.000100.000W热负荷量分配比例38度通过车身围护结构传入车室内的热量玻璃窗浸入的热量室外空气浸入的热量热负荷量分配比例50度1%乘员散发的热量36%13%6%1%通过车身围护结构传入车室内的热量玻璃窗浸入的热量29%44%18%8%44%室外空气浸入的热量。
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
杭州某学校实验室空调系统设计计算书_secret
杭州某学校实验室空调系统设计计算说明书1.工程概况本工程位于杭州市，为某大学的高精度的恒温恒湿教学实验室的空调设计。
实验室位于六层实验楼的第五层，层高为3.9米。
空调区为两间恒温恒湿实验室，面积分别为67.2m 2，56.4 m 2，总面积为123.6 m 2。
与空调区同层的相邻室内空间——走廊、机房、楼梯间均为非空调区；垂直的相邻室内空间——第四层和第六层均为空调区。
维护结构作法：（1）内外墙厚均为240mm ，K=2.25W/(m 2·℃)； （2）隔断厚120mm 。
（3）外窗为单层铝合金框玻璃窗，长×宽=3600 mm ×2200 mm 。
2.设计参数2.1室外设计参数由《空气调节设计手册》可查的杭州当地的设计参数： （1）地理位置 北纬30.14°、东经120.10°； （2）大气压力 冬季102090Pa 、夏季100050 Pa ； （3）室外空气参数夏季空调室外计算干球温度t w 35.7℃； 夏季空调室外计算湿球温度t s 28.5℃；夏季空调室外日平均温度t wp 31.5℃； 夏季通风室外计算温度 33.0℃；冬季空调室外计算干球温度 -4℃； 冬季通风室外计算温度 4℃；冬季室外计算相对湿度 77%；夏季室外计算相对湿度 62%；夏季室外平均风速 2.2 m/s ； 冬季室外平均风速 2.3 m/s ；2.2室内设计参数由《空调课程设计任务书》可知室内设计参数如下： 室内空气计算温度 t Nx =20±1℃； 室内空气计算相对湿度 0000560±=n ϕ3.空调冷湿负荷计算空调房间的冷(热)、湿负荷是确定空调系统送风量和选取空调设备的基本依据。
在室内外热、湿扰量的作用下，某一时刻进入房间的总热量和湿量叫做该时刻的得热量和得湿量。
冷负荷的含义是维持一定的室内热湿环境所需要的在单位时间内从室内除去的热量，包括显热量和潜热量两部分。
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
暖通空调负荷计算书_secret
花桥国际信息城服务中心4层、5层暖通空调负荷计算书工程名称：花桥国际信息城服务中心4层、5层暖通空调工程编号：建设单位：昆山瀚泓科技园投资发展有限公司计算人: 签名: 日期:校对人: 签名: 日期:审定人: 签名: 日期:一工程概述本工程地址为苏州昆山市花桥镇，钢筋混凝土错层结构，建筑层高五层。
全部为办公用房，部分为会议室、多功能厅及办公用房。
业主已给出建筑平面图和各个房间的功能，要求设计本建筑的中央空调系统，实现每个有人员房间的夏季空调供冷冬季供热。
二设计依据2.1设计任务书<<空调制冷课程设计提纲>>2.2设计规范及标准（1）采暖通风与空气调节设计规范(GBJ19-87 2001版) （2）房屋建筑制图统一标准（GB/T50001－2001）（3）采暖通风与空气调节制图标准（GBJ114-88）三设计范围(1)中央空调系统选型，空气处理过程的确定。
(2)空调外机、内机、送风口、回风口的选型，风管布置。
(3)新风系统设计。
四设计参数[1]室外气象资料国家：中华人民共和国地区：江苏省城市：苏州纬度：32.0经度：118.8海拔高度(m)：8.9冬季大气压力(Pa)：102520.0夏季大气压力(Pa)：100400.0冬季平均室外风速(m/s)：2.6夏季平均室外风速(m/s)：2.6冬季空调室外设计干球温度(℃)：-6.0夏季空调室外设计干球温度(℃)：35.0冬季通风室外设计干球温度(℃)：2.0夏季通风室外设计干球温度(℃)：32.0冬季采暖室外计算干球温度(℃)：-3.0夏季空调室外设计湿球温度(℃)：28.3 冬季空调室外设计相对湿度(%)：73.0 最大冻土深度(cm)：9.0室内设计参数 建筑物：办公室房间用途面积 单位面积负荷 机器容量机型数量 主机m2W/m2 W 台四层敞开办公区 580 193 112000 MDV-D140Q4/N1-C 8 MDV-1065(38)W/DSN1设备间 25 284 7100 KF-71LW/JZ630 1 基站空调经理办公室-1 16 225 3600 MDV-D36T3/N1-A 1 MDV-450(16)W/DSN1-880 经理办公室-2 15 240 3600 MDV-D36T3/N1-A 1 经理办公室-3 15 240 3600 MDV-D36T3/N1-A 1洽谈室-1 15 240 3600 MDV-D36T3/N1-A 1 洽谈室-2 15 240 3600 MDV-D36T3/N1-A 1 大会议室 48 208 10000 MDV-D100Q4/N1-C 1茶水间 29 193 5600 MDV-D56T3/N1-A 1 电梯厅 29 245 7100 MDV-D71T2/N1 1 卫生间 34 165 5600 MDV-D56T3/N1-A1 五层茶水间 28 200 5600MDV-D56Q4/N1-C1 MDV-785(28)W/DSN1封闭办公区A 92 196 18000 MDV-D90Q4/N1-C 2 走廊 84 214 18000MDV-D90T2/N12L 型办公空间 53 211 11200 MDV-D112Q4/N1-C 1 主管办公室-1 11 255 2800 MDV-D28T3/N1-A 1 主管办公室-2112552800MDV-D28T3/N1-A1主管办公室-3 11 255 2800 MDV-D28T3/N1-A 1 洽谈室 9 311 2800 MDV-D28T3/N1-A 1 经理办公室 22 205 4500 MDV-D45T3/N1-A 1 会议室 43 209 9000 MDV-D90Q4/N1-C 1 贵宾接待室 13 215 2800 MDV-D28T3/N1-A 1 总经理办公室 17 212 3600MDV-D36T3/N1-A1封闭办公区C 205 205 42000 MDV-D140Q4/N1-C 3 MDV-730(26)W/DSN1封闭办公区B 103 217 22400 MDV-D112Q4/N1-C 2 电梯厅 35 203 7100 MDV-D71T2/N1 1 卫生间361565600MDV-D56T3/N1-A1五、负荷计算方法及公式(一)、外墙和屋面传热冷负荷计算公式外墙或屋面传热形成的计算时刻冷负荷Q τ(W)，按下式计算：Q τ=KF Δt τ-ξ (1.1)式中 F —计算面积，m^2； τ—计算时刻，点钟；τ-ξ—温度波的作用时刻，即温度波作用于外墙或屋面外侧的时刻， 点钟； Δt τ-ξ—作用时刻下，通过外墙或屋面的冷负荷计算温差，简称负荷温差，℃。
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编号：XXXXXXXX 空调系统热负荷计算编制：校队：审核：批准：目录一、概述为了消除车室内多余热量以维持温度恒定，所需要向车室内供应的冷量称为冷负荷。
为了消除车室内多余湿量以维持车室内相对湿度恒定，所需除去的湿量称为湿负荷。
汽车空调热湿负荷的计算，是确定送风量和正确选者空调装置的依据。
二、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。
2.1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.2.2太阳辐射热的确定由于太阳照射，汽车车身温度升高，在温差的作用下，热量以导热方式传如车室内，太阳辐射是由直射或散射辐射构成，车体外表面由于太阳辐射而提高了温度，同时向外反射辐射热，因此，车体外表面所受的辐射强度按下式计算：Q1=（IG+IS-IV）F= （IG+IS）F其中ε——表面吸收系数，深色车体取=0.9，浅色车体取=0.4；IG——太阳直射辐射强度，取IG=1000W/m2IS——太阳散射辐射强度，取IS=40W/m2IV——车体表面反射辐射强度，单位为W/m2F——车体外表面积，单位为m2，实测F=1.2m2可将太阳辐射强度化成相当的温度形式，与室外空气温度叠加在一起，构成太阳辐射表面的综合温度tm。
对车身结构由太阳辐射和照射热对流换热两部分热量组成：Qt=[a（tm-t0）+（tm-ti）]*F式中:Qt——太阳辐射及太阳照射得热量，单位为W；a——室外空气与日照表面对流放热系数，单位为W/m2Ktm——日照表面的综和温度，单位为°C。
K——车体围护结构对室内的传热系数，单位为W/m2K；to——车室外设计温度，取为35°C。
ti——车室内设计温度，取为27°C。
应采用对流换热推测式求解，但是由于车速变化范围大，车身外表面复杂，难以精确计算，一般采用近似计算公式：=1.163（4 +12 ）Wc是汽车行驶速度，可以采用40km/h计算：代入上式得: a=51.15W/(m2k)取K=4.8 W /（㎡•K）, ε=0.9, I= IG+IS=1040 W, 因为= 所以: tm= +由于室内外温差不大，上式后项近似t 0，得：tm = +to = +35=51.73℃所以可得: Qt =1145.58W。
玻璃窗渗入的热量Qb太阳辐射通过玻璃窗时，一部分被玻璃吸收，提高了玻璃本身的温度，然后通过温差传热将热量导入车室内，另有大部分热量将通过玻璃直接射入车内，玻璃的渗入热量是由温差传热和辐射热两部分组成。
= •（ - ）+ •••上式中， A－玻璃窗面积，A=2.63m2；K－玻璃窗的传热系数，K=6.4W/(m2K)；tB－玻璃外表面温度，取车室外温度，35℃；ti－车室外温度，27℃C—玻璃窗遮阳系数，C=0.6—非单层玻璃的校正系数， =1—通过单层玻璃的太阳辐射强度qb = + 单位为（W/㎡）；—通过玻璃窗的太阳直射透射率，取 = 0.84—通过玻璃窗的太阳散射透射率，取 = 0.08将以上各参数代入式可得:Qb=1465.22W制冷量的确定Qg =（Qt + Qb）/70%=（1145.58+1465.22）/0.7=3729.7W实际冷负荷Qs= kQg=1.05*3729.7=3916.19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。
汽车空调制冷系统对压缩机的要求：1．在设计选用压缩机时，应能保证在极端情况下任能具令人满意的降温性能。
2．有良好的低温性能，在怠速和底速运转时，具有较大的制冷能力和效率。
3．降温速率要快，即成员进入车室后，在最短的时间内满足成员的舒适性要求。
4．压缩机内部运动机构应便于实现变排量控制。
5．压缩机要具有高温高压的保护性能。
6．压缩机在发动机室内的安装位置应便于拆卸和维修。
7．由于汽车经常在颠簸的道路上高速行驶，而且压缩机又通过支架与发动机或底盘刚性的连接，因此要求压缩机有良好的抗振性。
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.压缩机吸气管路的压降△PS=67.26KPa,压缩机排气管路压降△Pd=81KPa。
驾驶室热负荷Qh=3916.19W.1．确定压缩机的的排气压力，吸气压力，排气比焓及温度（1）根据制冷剂的蒸发温度te和冷凝温度tc，查表HFC134a饱和状态下的热力性质表，得其蒸发压力的冷凝压力分别为：Pe=292.82Kpa ， Pc=1803.9Kpa（2）额定空调工况压缩机的排气压力，认为高于制冷剂的冷凝压力81Kpa即：Pd=PC+△Pd=1803.9+81=1884.9KPa。
（3）压缩机的吸气压力认为低于制冷剂的蒸发压力67.26KPa即：Ps=Pe—△P d=292.82—67.26=225.56KPa。
（4）根据PS和ts，查表HFC134a过热蒸气的热力性\质表得：压缩机吸气口制冷剂比焓hs=407.952KJ/Kg，比体积υs=0.098914m3/Kg，比熵SS=1.7822KJ/(Kg•K)。
（5）根据PS和SS，查HFC134a过热蒸气的热力性质表得：压缩机等比熵压缩终了的制冷剂比焓hds=455.813 KJ/Kg。
（6）额定空调工况下压缩机的指示效率ηi为：ηi=Te/Tc+bte=(5+273.15)/(60+273.15)+0.002×0=0.835（7）额定工况下，压缩机的排气比焓为：hd=hs+（hds—hs）/ηi=407.952+（455.813—407.952）×0.835=447.916 KJ/Kg。
（8）根据Pd和hd，查HFC134a过热蒸气的热力性质表得：额定工况下压缩机的排气温度td=87.10℃。
2．计算额定空调工况制冷系统所需制冷量。
（1）根据以知条件，膨胀阀前制冷剂液体温度t4/为：t4/=tc—△tsc=63℃—5℃=58℃。
（2）蒸发器出口制冷剂气体温度为：t1=te+△tsc=5℃+5℃=10℃。
（3）按t4/查表有：蒸发器进口制冷剂比焓h5/=279.312 KJ/Kg，按t1和Pe查表有：蒸发器出口制冷剂比焓h1=404.40 KJ/Kg。
（4）在额定空调工况下，蒸发器的单位制冷量qe,s为：qe,s=h1—h5/=404.40—279.312=125.1 KJ/Kg。
（5）稳态工况，制冷系统所需制冷器应与车厢热负荷平衡，计算是应留有一定的余量，以考虑实际情况与车厢热负荷平衡是可能存在的差距。
设该余量为10%，则制冷系统所需制冷量Qe,s为：Qe,s=1.1×Qh=1.1×3488.2W=3837W3．将额定空调工况下制冷系统所需制冷量换算成压缩机所需制冷量（1）额定空调工况下制冷系统所需制冷剂的单位质量流量qm,s为：qm,s= Qe,s/ qe,s=3.837/125.1=0.03067Kg/s。
（2）额定空调工况下压缩机的单位质量制冷量qe,c为：qe,c=h1//—h5/=420.434—279.312=141.122 KJ/Kg。
（3）额定空调工况下压缩机的单位体积制冷量qv,c为：qv,c= qe,c/υs=141.122/0.081233=1737.250KJ/m3。
（4）对于稳态过程，制冷系统中各组成部件的制冷剂质量流量应当一致，因而额定空调工况压缩机的制冷剂质量流量应为：qm,c=qm,s=0.03067Kg/s。
该工况压缩机所需制冷量Qe,c= qe,c×qm,c=141.122×0.03067=4.328KW。
4．将额定空调工况下压缩机制冷量换算成测试工况压缩机制冷量（1）压缩机的测试工况条件：制冷剂冷凝温度tc,t=60℃;制冷剂的蒸发温度te,t=5℃;膨胀阀前制冷剂液体过冷度△tsc,t=0℃;压缩机的吸气温度ts,t=t1/=20℃;压缩机的转速n=1800r/min;压缩机吸气管路压降△PS=67.26Kpa;压缩机排气管路的压降△Pd=81Kpa。
（2）根据制冷剂的蒸发温度te,t和冷凝温度tc,t，查表得测试工况下，制冷剂的蒸发压力和冷凝压力分别为Pe,t=349.63KPa。
Pc,t=1681.30KPa。
压缩机吸气压力Pst=pe,t—△PS,t=349.63—67.26=282.37KPa.压缩机的排气压力Pd,t=Pc,t+△Pd=1681.30+81=176230KPa。
（3）根据ts,t和Pst，查表有压缩机测试工况下吸气比焓hst=415.833 KJ/Kg，吸气比体积υst=0.079484m3/Kg。
吸气比熵Ss,t=1.79074KJ/(Kg•K)。
（4）根据膨胀阀前制冷剂液体温度t4=tc,t—△tsc,t=60℃，查表得膨胀阀前制冷剂液体比焓h4=287.397 KJ/Kg。
（5）测试工况压缩机的单位质量制冷量：qe.t=hs.t—h4=415.833—287.397=128.436 KJ/Kg。
（6）测试工况压缩机单位体积制冷量qv,t为：qv,t=qct/υst=128.436/0.079484=1615.872 KJ/m3。
（7）由于额定空调工况下和测试工况西啊的冷凝压力（冷凝温度）蒸发压力（蒸发压力），排气压力及吸气压力均可相同，则两种工况压缩机的输气系数也相同，即：λt=λc。
于是所选压缩机在测试工况下所需制冷量是：Qe,t=Qe,c(λt/λc）（qv,t/qv,c）=4.328×1615.875/1737.25=4.026KW。
5．测试工况压缩机所需制冷剂单位质量流量qm,t为：qm,t=Qe,t/qe,t=4.026/128.436=0.03135Kg/s。