汽車冷負荷計算方法

1、汽車空調的計算溫度選擇按表1數(shù)據(jù)作為微型汽車空調系統(tǒng)的計算溫度(即車內平均溫度)。從上表我們可以看到，微型車的計算溫度在環(huán)境溫度為35C時定為27C,而一般轎車在環(huán)境溫度38C時定為24C27C，一般大中型客車定為27C28C,可看到微型車車內溫差都比它車邱.干n部急一時強度年內役計溫度彳；守汨比幫機相財濕度(%)新風RmVh)35S432750601心"盤轎牢38IIMM)24-276020-30表1撤空調tit?準度們要高，這其實是綜合了多種因素并經過很多次試驗得出的較經濟合理的車內平均溫度。因為對微型車來說，如果計算溫度定得過高了，乘員就會明顯感覺制冷不足；而如果定得過低，勢必

2、需要加大壓縮機排量才能滿足，這樣功耗必然增加，并影響到整車的動力性，否則乂很可能無法實現(xiàn)。2計算方法%BB1汽車與外畀熱交授示意圖微型車車內與外界熱交換示意圖為便丁分析，繪制圖1的微型車熱交換示意圖。計算公式2.2.1計算方法考慮到汽車空調工作條件都很惡劣，其熱負荷與行車時間、地點、速度、行使方向、環(huán)境狀況以及乘員的數(shù)量隨時發(fā)生變化，以及要求在短時間內降溫等特殊性，按照常規(guī)方法來計算制冷量的計算公式為：Q=kQ=k(QB+Qg+Qf+Q+Qa+Qe+Qs)(1)式中：Q汽車空調設計制冷量，單位為W;修正系數(shù)，可取k=,這里取k=-總得熱量，單位為W；-通過車體圍護結構傳入的熱量，單位為W；一通

3、過各玻璃表面以對流方式傳入的熱量，單位為W;一通過各玻璃表面以輻射方式直接傳入的熱量，單位為W;一乘員散發(fā)的熱量，單位為W;一由通風和密封性泄露進入車內的熱量，單位為W;一發(fā)動機室傳入的熱量，單位為W;-車內電器散發(fā)的熱量，單位為W;從公式中我們也可以看出它是通過分別計算各部分得熱量求得總需求制冷量的'3計算示例以五菱之光微型客車空調系統(tǒng)的制冷量計算為例，設計條件和工況見表3:(1)整車乘員7人，各部分參數(shù)見下表：(2)查文獻2,取水平面和垂直面的太表3整計毛件和1況而松i-凸0.78后由056倒化琪建例田0.95化玻軍瞭39(F左(石S.321-JXF他后由FL22鄰版+內性她性壬型

4、13陽彌培+供屈+網位內行積陽直射輻射強度分別為Js,z=843W/nfJc,z=138W/m2;水平面和垂直面的天空射輻射強度分另U為Jp,s=46W/nf和Jc,s=23W/nf;環(huán)境溫度tw=35C，相對濕度75%;車設計溫度tn=27C,相對濕度50%;假設汽車向正南方以V=40km/h的速度駛；車內空氣平均流速v3m/s;(6)車內容積V1xx=m3,玻璃窗總面S=o按公式的常規(guī)計算3.1.1計算通過車體圍護結構傳入的熱量Q:Q=Qi+Q側+Q地Q=險-S頂(tz頂-tn)Q,=0S«(tZ側-tn)Ch=施-Stt(tZ地-tn)K頁、0、施分別為車頂、車身側面、車地板的

5、傳熱系數(shù)，單位為3(/m2S頁、Sw、S»分別為車頂、車身側面、車地板的傳熱面積，單位為itf；tz頂、tz側、tz地分別為車頂、車身側面、車地板的室外綜合空氣溫度，單位為C；tn車內空氣溫度，單位為C；3.1.1.1求車體各部分的傳熱系數(shù)：Kawian式中：aw車身外表面與車外空氣的對流換熱系數(shù)，W(/肘.K)；an車內表面與車內空氣的對流換熱系數(shù)，一般車內的對流換熱系數(shù)都比較小在車內空氣流速低丁3m/s時,an=29W(/肘.q；Z5i/入i構成車身壁厚各層的導熱熱阻之和(ai為車體隔熱層的厚度，入i為車體隔熱層的導熱系數(shù))其中：aw=(4+12v)V為汽車行駛速度，單位為m/s

6、,這里V=40km/h=/s,故aw=(4+12TV)=W(/K)設車頂、車底和側圍分另U由1m偷鋼板和8mm、3mm、6m伽內裝飾板構成，鋼板和內裝飾板的傳熱系數(shù)分別為W/(肘.Q和(/肘k故車頂?shù)腪ai/入i=+=車底的Zai/入i=+=側面的zai/入i=+=1_11i1'1cc10.2-awian51.22911_1i1=110.15awian51.2291_11i11cc10.075awian51.229故險=W（/肘.K）3.1.1.2求車外綜合空氣溫度tZ:W（/肘.K）W（/肘.K）式中：tw車外環(huán)境溫度，取35C；P車體外表面吸收系數(shù)，與箱體顏色及新舊程度有關，這里取

7、；I太陽輻射強度，為太陽直射輻射和天空散射輻射之和；aw車身外表面與車外空氣的對流換熱系數(shù)，W(/tf-K)；£車身外表面的長波輻射系數(shù)；R車身外表面向外界發(fā)射的長波輻射和由天空及周圍物體向車身表面的長波輻射之差；夏季時，水平面£-R/aw=C4C，這里取C.垂直面R=0;水平面上,IS=Js,z+Jp,s=843+46=889W涌；垂直面上，IC=Jc,z+Jc,s=138+23=161W/m2;J0.92889QQA7cQXtz頂=tw=353.84/1awaw51.2IR0.92161tZ側=tw35=38Cawaw51.2tz底=tw+2=35+2=37C3.1.1

8、.3結果Ok=Kk-S頂-（tz頂-tn）=XX（47-27）=304WQy=0Sw（tZ側-tn）=XX2X（38-27）=345Wd=-林-（tz地-tn）=XX（37-27）=QfQe+Q側+Q地=304+345+=3.1.2計算通過各玻璃表面以對流方式傳入的熱量QG;CG=Qg!t+Qm+Qw已知玻璃的傳熱系數(shù)入G=W（/m2-Q，厚度a=5mm玻璃對太陽輻射的吸收系數(shù)PG=,車內空氣平均流速Va=/s;玻璃內表面換熱系數(shù)為：前窗：an=x+）=W（/肘.K）側窗：an=x+）=W（/肘.K）后窗：an=x+）=W（/m2-K）V=40km/h=/s運行時，玻璃外表面換熱系數(shù)為：前窗：

9、aw=11.10.8=26W（/肘.K）側窗：aw=11.10.8=49W（/肘.K）后窗：aw=11.10.8=32W（/肘.K）故各處玻璃的K值分別為：前窗：K=_1110.0051=10W(/m2-K)1i1awGan260.75419.7側窗：Kgji=111111:W(/肘.K)i0.005awGan490.75420.9后窗：Kgw=11=113W(/m2-K)1i110.0051.awGan320.75417.9各處玻璃表面的綜合溫度分別為前窗：tG2=twgIaw350.08(13823)=35.5C26伽1窗tGZ=twgI350.08(13823)=35.5C1aw49后窗

10、：tGZ=twGI350.08(13823)=35.4Caw32從計算結果可以看出，由丁玻璃對太陽輻射的吸收率很小，故太陽輻射對玻璃的溫升影響較小，其表面溫升溫度與環(huán)境溫度相差不多。最后得到：0=0-Sg,q-(tGz-tn)=10XX(35.5-27)=Q=S2&c-(tGZ-tn)=X2XX=CGb=K®-Sg,h-(tG#n)=XX=53WQ=Q國+CGm+CGw=+53331W3.1.3通過各玻璃表面以輻射方式直接傳入的熱量Q;設汽車向正南方向行使時前窗和右側窗為朝陽面，查文獻1,右側窗按可能的最大值I=688W/m計算，前窗I=550W扁,左側窗和后窗按I=182W

11、/m計算。Q=Q荷+Q右+Ch+Q后(=t+pGan/aw)J-C式中：7太陽輻射通過玻璃的透入系數(shù)，一般取7=；C遮陽修正系數(shù)，取C=;J車窗的太陽輻射量，單位為W;對右側窗，J=ISg,c=688X=前風窗，J=I-Sg,q=550X=429W左側窗，J=ISg,c=182X=173W后窗，J=I-Sg,h=182X=102W故Qk=+X49)XX=537WOr=+x26)X429X=363WQh=+x49)X173X=142WQ后=+X32)X102X=85W最后，CF=537+363+142+85=1127W3.1.4乘員散發(fā)的熱量Q;Q=116-Nn式中：Q車內人體散熱量，單位為W;

12、N車內乘員數(shù)，這里按7人；n群集系數(shù)，??；116為成年男子散熱量，單位為W;則Q=116X7X=723W3.1.5密封性泄漏進入車內的熱量QA;由丁五菱之光開空調時都處丁內循環(huán)位置，無新風導入，但微型車的密封性一般都不是太好,取QA=300W。3.1.6發(fā)動機室傳入的熱量Q;Q=Ke-S-(te-tn)Ke=11i1aeian由丁汽車行駛時發(fā)動機罩蓋發(fā)動機側表面的風速一般僅有外面的2/3左右，故ae=x(4+12XJ11.10.67)=(/-K)另外，整個發(fā)動機的隔熱除了有與地板同樣的內裝飾外還有一層5mm厚的隔熱墊，其傳熱系數(shù)為W(/肘K),故Zai/入i=+=1可得到Ke=W(/肘.K)1

13、10.11842.729夏季時一般發(fā)動機倉溫度要達到70C,故取te=70C最后Q=XX(70-27)=319W3.1.7車內電器散發(fā)的熱量Qs;車內電器散發(fā)的熱量QsQ100W由以上計算可得整車制冷量Q=kQ戶k(QB+Q+Q+Q+Q+Q+Q)=X+1127+723+300+319+100)=目前對汽車空調負荷的計算還沒有一套完善的計算方法，普遍采用的一種方法是將車體的傳熱系數(shù)、內外對流換熱系數(shù)、太陽直射、散射強度等數(shù)據(jù)取為經驗值，作為穩(wěn)態(tài)傳熱過程處理。這種方法在一定程度上簡化了汽車空調負荷計算過程的復雜性，有一定的實用價值。但汽車空調負荷具有自身的特點。如車體維護結構中存在空氣層。這種薄而

14、內空的結構，質量輕，蓄熱系數(shù)小?？照{過程中，存在外界干擾時，車廂內表面的響應快；在汽車維護結構中，不同材料的導熱系數(shù)相差較大，導熱系數(shù)大的鋼骨架在連接車廂內外表面的同時，在兩者之間直接傳遞熱量，形成“熱橋”；汽車運動與靜止兩種狀態(tài)差別較大，運動時車廂壁外表面空氣對流換熱系數(shù)成倍增大，導致車廂壁動態(tài)傳熱系數(shù)大于靜態(tài)傳熱系數(shù)，而且車廂壁內外側空氣壓力不平衡程度加劇，空氣泄漏增加，外界干擾增強。統(tǒng)計結果表明，汽車車體傳熱形成的冷負荷是空調負荷的主要部分，車體壁與車窗傳熱占總得熱量的，這一負荷的比例決定了汽車空調負荷的特性。即應該用非穩(wěn)態(tài)傳熱方法來研究該負荷，以符合車外空氣溫度、太陽輻射周期性變化的實

15、際。冷負荷與得熱量有時相等，有時不等。圍護結構熱工特性及得熱量的類型決定了得熱與負荷的關系。研究表明，得熱量轉化為冷負荷過程中，存在著衰減和延遲現(xiàn)象。冷負荷的峰值不僅低于得熱量的峰值，而且在時間上有所滯后。由此可見，計算汽車空調負荷時，必須考慮圍護結構的吸熱、蓄熱和放熱效應。(即按最大熱負荷計算的冷負荷是峰值，實際由于熱負荷最大時，由于車身傳遞等延遲導致衰減，實際需要的小于最大值，因為冷負荷一直在提供)冷負荷：汽車為了克服外界熱量而需要平衡的冷量及空調制冷量。1946年美國提出的當量溫差法和50年代初前蘇聯(lián)學者提出的諧波分解法在計算通過圍護結構的負荷時，其共同的缺點是對得熱量和冷負荷不加區(qū)分，

16、認為兩者是一回事。所以空調冷負荷量往往偏大。.1968年加拿大提出了反應系數(shù)法，其基本特點是把得熱量和冷負荷的區(qū)別在計算方法中體現(xiàn)出來?？照{負荷計算的反應系數(shù)法又稱傳遞系數(shù)法，此方法把研究對象當作線性的熱力系統(tǒng)，利用線性熱力系統(tǒng)的傳遞函數(shù)得出某種單位擾量下的各種反應系數(shù)，然后利用反應系數(shù)求解得熱和冷負荷。它不要求擾量是連續(xù)函數(shù)或周期函數(shù)，適用于任意擾量。，但是，其傳遞矩陣過于復雜。1971年用Z傳遞函數(shù)改進了反應系數(shù)法，并提出了適合手算的冷負荷系數(shù)法。冷負荷系數(shù)法是建立在Z傳遞函數(shù)基礎上的一種簡化手算方法。對于車體、車頂和車窗的傳導得熱引起的冷負荷，通過冷負荷溫差CLTD使計算簡化；對于車窗日

17、射得熱和照明、人體及設備得熱引起的冷負荷通過冷負荷系數(shù)CLF;使計算簡化，因此它特別適合于手算。但是它的冷負荷溫差和冷負荷系數(shù)以及其他許多參數(shù)都是通過查取經驗值來確定的，而對于動態(tài)計算汽車空調負荷來說，顯然它不是一種最好的方法。我國在70到80年代發(fā)展了一種新的計算方法：諧波反應法。諧波反應法以諧波法為基礎，從根本上分清了得熱和冷負荷兩個不同的概念。它將車外空氣綜合溫度視為一周期性外擾，考慮了溫度的衰減和相位的延遲，將溫度和傳熱的動態(tài)變化完全體現(xiàn)出來，是一種較好的動態(tài)計算方法。所以我們選定諧波反應法計算汽車空調夏季冷負荷。1.諧波反應法簡介諧波反應法是一種非穩(wěn)定傳熱計算方法，其思路是：1）將車