空调系统设计计算书Word文档格式.docx
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5人
设计计算条件:
(夏季制冷)
室外温度:
38℃(汽车空调行业标准为38℃,此计算书取38℃)
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:
24℃(行业经验公式:
T内=20+0.5(T外-20)=29℃,此处取24℃)
车速:
40km/h
(冬季制热)
-25℃(GB/T12782-1991标准要求)
20℃(GB/T12782-1991标准要求为15℃以上,此处取20℃)
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)
一、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。
在此次计算中,认为日射得热全部变成空调系统的瞬态热负荷。
故Q玻=QG1+QG2
QG1:
为由于车内外温差而传入的热量
QG2:
为由于太阳辐射而传热的热量。
QG1=K玻A玻△t
=6.4×
3.59×
(38℃-24℃)
=322(W)
K玻:
综合传热系数,取值为6.4w/m2.℃
A玻:
玻璃总面积3.59m2
QG2=(η+ραB/α)U×
S
η:
太阳辐射通过玻璃的透入系数,此处取0.56
ρ:
玻璃对太阳辐射热的吸收系数,此处取0.34
αB:
内表面放热系数,一般取16.7w/m2.℃
αH-车外空气与日照表面的对流放热系数,与车速有关,一般取40km/h时的对流放热系数为40.6w/m2.℃
U:
车窗的太阳辐射量
S:
遮阳修正系数,此处取0.46
U=A玻’IG+(A玻-A玻’)×
IS
=2.23×
1000+(3.59-2.23)×
41.7
=2287(W)
A玻’:
玻璃阳面投影总面积,A玻’=0.52+0.83+0.49+0.39=2.23m2
IG:
车窗外表面的太阳辐射强度,取1000W/m2
IS:
车窗外表面的太阳散射辐射强度,取41.7W/m2
QG2=(η+ραB/αH)U×
=(0.56+0.34×
16.7/40.6)×
2287×
0.46
=736
故Q玻=QG1+QG2
=322+736
=1058
2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量
Q新=
-乘员人数,n=5
-新风量/人.小时,取值11m3/h.人(最小不小于10m3/h.人)
-空气密度,取1.14kg/m3
-室外空气的焓值
-车室内空气的焓值
此工况下,车室内空气的相对湿度为50%,车室外相对湿度为50%,由H-D图可以查得hi=47.8kJ/kg,h0=92.4kJ/kg,
Q新=
=11×
5×
1.1×
[(92.4-47.8)×
1000]/3600
=749(W)
3、车身传热量
Q车身=KF(tm-ti)
其中:
K-车身各部分的综合传热系数,参考其它资料,取K=4.8w/m2.℃
tm,ti-tm车身表面的当量温度,ti车室内的空气温度
其中
-室外温度
,
-太阳的直射强度和散射强度
-表面吸收系数,它与车身的颜色有关,
现取车身表面颜色为黑色,故取
=0.9
-室外空气的对流换热系数:
40.6w/m2.℃
(1)、车顶
表面综合温度
=38+
=58.7(℃)
Q车顶=KF(tm-ti)
=4.8×
3.46×
(58.7-24)
=576(W)
(2)、侧面
散射强度为水平表面的一半;
直射强度取水平表面直射强度的一半
t侧=
=38+
×
0.5=48.4(℃)
Q侧=KF△t
=4.8×
4.6×
(48.4-24)
=539(W)
(3)、车地板热负荷
取地表面温度为60℃,计算出地表面的热辐射,取I底板=200W
故
=
=42(℃)
Q底=KF△t
=4.8×
3.92×
(42-24)
=339(W)
(4)发动机舱的传热
参考其它的资料,取发动机舱的前围板表面温度为80℃,故
Q前围=KF△t
1.507×
(80-24)
=405(W)
综上所述,整个车身的传热量为
Q车身=Q车顶+Q侧+Q底+Q前围
=259+249+393+405
=1306(W)
4、人体的热负荷
环境模拟试验条件中乘坐人员为1人,实际乘坐人员为5人其中1人为司机,其余4人为乘客,参考相关资料,综合不同肤色人种,取司机的热负荷Q司机=170w,成年男子乘员为Q乘员=108W,考虑到乘坐的人群,取群集系数
=0.89
故:
Q人=Q司机+n
Q乘员
=170+4×
0.89×
108
=554(w)
二、整车湿负荷
在空调系统的制冷的过程中,在降低车室内空气的温度的同时,一部分空气中水蒸汽也被冷却下来,形成冷却水。
(1)在24℃的环境条件下,人体的散湿量约为d0=56g/h,故总散湿量为D0=nd0=5×
56=280g/h
(2)车室内总质量为:
M=
v=1.14×
3.5=4.0(Kg)
在24℃,相对湿度为50%的环境条件下,其含湿量为d1=9.3g/Kg,h1=47.8kJ/kg,设蒸发器表面空气温度8℃,此处相对湿度为100%的湿空气,在24℃环境时,相对湿度为36%,含湿量为d2=6.7g/Kg,h2=41kJ/kg。
(3)假设风机在整车上的风量为L0=480m3/h,故由于人体散湿而产生的含湿量的增加为:
d=D0×
(V/L0)÷
m
=280×
(3.5/480)÷
4
=0.51(g/Kg)
由H-D图可知,△H=1kJ/kg
=1×
103×
480×
1.14÷
3600
=152(W)
三、空调系统的总负荷
Q=Q玻+Q新+Q车身+Q人+
=1058+749+1859+554+152
=3834
根椐计算结果,在实际选用汽车空调时还应有5%~15%的余量,此处取10%。
因此:
Q=3834×
1.1=4217(W)
四、空调系统的性能计算
空调系统制冷量应和空调系统的总符合相等,即Q冷=Q=4217W
(注:
标杆车空调系统制冷量为4329W。
)
因该计算值稍低于标杆车空调系统制冷量,因此CP2空调系统制冷量的设计目标可按标杆车样件设定,即:
Q冷=4329W≈4330W
按照汽车空调行业标准QC/T656-2000规定,设定系统工作状态如下:
蒸发器进风干球温度:
27℃
蒸发器进风湿球温度:
19.5℃
蒸发风机端电压:
13.5V
冷凝器进风干球温度:
35℃
冷凝器迎面风速:
4.5m/s
压缩机转速:
1800rpm
HVAC装置:
制冷、吹面、内循环模式
1、空调送风量的确定
HB-蒸发器进风口空气焓值,HB=55.5KJ/kg
HN-蒸发器出风口空气焓值,设蒸发器出风干球温度9℃,湿度95%,则其空气焓值HN=25.2KJ/kg
△H-蒸发器进出口空气焓差
△H=HB-HN=55.5-26.1=30.3KJ/kg
ρ-蒸发器室内空气密度1.156kg/m3
空调送风量:
即HVAC状态下蒸发风机送风量应达到:
V风=Q空/(ρ×
△H)
=4330×
3600/(1.156×
30.3×
1000)
=445(m3/h)
标杆车空调送风量约为440m3/h。
2、蒸发器的设计
蒸发器制冷量:
Q蒸=Q冷=4330W
按照协众公司L235×
W60规格的层叠式蒸发器的换热效率性能特性,蒸发器芯体迎风面积预算为:
S蒸=Q蒸/β蒸=4330/8=541(cm2)
β蒸-协众L235×
W60规格层叠式蒸发器芯体的单位迎风面积换热性能系数,此处取β蒸=8W/cm2。
蒸发器芯体高度H蒸=S蒸/235=230mm,(实际蒸发器芯体高度只能按板片模具的叠片自由高度确定,此处计算值可作为设计叠片高度的指导)
因此,蒸发器芯体尺寸规格为:
L235×
W60×
H226
标杆车蒸发器芯体尺寸规格为:
L225×
H228,制冷量为4330W。
3、膨胀阀的选配
膨胀阀的制冷容量:
Q膨=mQ蒸=1.25×
4330=5413W
m-比例因子,取值范围1.2~1.3,此处取1.25
因此可选用膨胀阀规格为:
1.5T
标杆车空调系统采用CCOT方式,即采用集流管控制,无膨胀阀。
4、压缩机排量的确定
Q蒸=G(Ha-H5)
其中:
G-压缩机实际排气的质量流量
Ha-蒸发器出口制冷剂的焓值,设蒸发器出口压力0.196MPa,蒸发
器出口过热度取5℃,则蒸发器出口制冷剂状态为过热气体,其
焓值Ha=396.1KJ/kg。
H5-膨胀阀入口制冷剂的焓值,设膨胀阀入口压力1.47MPa,冷凝器过冷度取5℃,则膨胀阀入口制冷剂状态为过冷液体,其焓值H5=271KJ/kg。
G=Q蒸/(Ha-H5)=4330/(396.1-271)=124.6(Kg/h)
n-压缩机工作转速,n=1800rpm
υa-压缩机吸气状态点的比容,取υa=0.074m3/kg
压缩机理论所需排气量:
Vs=Gυa×
106/(60n)=85.4(ml/r)
压缩机标称排气量:
Vb=Vs/η
η-压缩机容积效率。
不同形式压缩机η值大不相同,η值应根据实际所选
压缩机结构及型号确定。
综合台架性能、市场质量表现、成本等因素,首选压缩机为重庆建设JSS系列旋叶式压缩机。
其η值约为75%~80%左右。
Vb=Vs/η=85.4/0.75~85.4/0.8=107~114(ml/r)
按照上述压缩机排量范围,确定首选压缩机具体型号为:
JSS-120。
该压缩机标称排量:
120cc。
标杆车压缩机型号为DKS-15,标称排量为147ml/r,容积效率约为60%~65%。
5、冷凝器的设计
冷凝器的热负荷确定:
Q冷凝=nQ蒸或Q冷凝=Q蒸+Q压
n-比例因子,一般家用空调选用n=1.2,因为汽车空调上的冷凝器工作条件恶劣,通常选用n=1.4
Q冷凝=nQ蒸=1.4×
4330=6062(W)
按照协众公司W16规格平行流冷凝器的换热效率性能特性,冷凝器芯体迎风面积预算为:
S冷凝=Q冷凝/β冷=6062/6=1010(cm2)
β蒸-协众W16规格平行流冷凝器芯体的单位迎风面积换热性能系数,此处取6W/cm2。
为保证空调系统制冷效果良好及系统工作稳定,冷凝器散热性能设计通常都是最大化原则,冷凝器的迎风面积应尽可能大。
因此,冷凝器芯体的最终迎风面积应至少但不限于达到1010cm2。
标杆车冷凝器芯体尺寸规格为:
L650×
W12×
H370,即芯体迎风面积为2300cm2,其换热量为11136W。
第三部分制热系统设计计算(冬季)
一、空调的热负荷
QG1,=K玻A玻△t
3.435×
(-25℃-20℃)
=-989(W)
由于无太阳辐射,因此QG2,=0
故Q玻,=QG1,+QG2,
=-989+0
=-989(W)
2、新风产生的热负荷及门窗的漏热量
-乘员人数,n=2+3
-室外空气的焓值,
=-24.7kJ/kg
-车室内空气的焓值,
=38.6kJ/kg
故Q新,=
5/3600×
1.14×
[(-24.7-38.6)×
1000]
=-1102(W)
3、车身传热量
Q车顶,=KF△t
1.556×
(-25-20)
=-336(W)
Q侧,=KF△t
2.123×
=-459(W)
Q底,=KF△t
4.551×
=-983(W)
发动机为发热体,取Q前围,=0
Q车身,=Q车顶,+Q侧,+Q底,+Q前围,
=-336-459-983+0
=-1778(W)
4、人体的热负荷
由于人体是发热体,因此取Q人,=0
故:
冬季空调系统的总负荷为:
Q,=Q玻,+Q新,+Q车身,+Q人,
=-989-1102-1778+0
=-3869(W)
Q,=3869×
1.1=4256(W)取Q,=4260W
二、空调系统的性能确定
空调系统制热量应和冬季空调系统的总符合相等,即Q热=Q,=4260W
标杆车空调系统吹面模式下制热量为5692W。
因该计算值低于标杆车空调系统制热量,因此CP2空调系统制热量的设计目标可按高水平值(即标杆车样件水平)设定:
Q热=5692W≈5700W
设定系统工作状态如下:
HVAC进风干球温度:
20℃
暖风芯体进水温度:
85℃
暖风芯体进水流量:
10L/min
制热、吹面、外循环模式
HB-HVAC进风口空气焓值,HB=38.6KJ/kg
HN-HVAC出风口空气焓值,设蒸发器出风干球温度70℃,湿度5%,则其空气焓值HN=96KJ/kg
△H-HVAC进出口空气焓差
△H=HB-HN=96-38.6=57.4KJ/kg
ρ-蒸发器室内空气密度1.01kg/m3
V风=Q空/(ρ×
=5700×
3600/(1.01×
57.4×
=354(m3/h)
标杆车空调送风量为338m3/h。
2、暖风芯体的设计
暖风芯体制冷量:
Q暖芯=Q热=5700W
按照协众公司W25规格的铝钎焊式暖风芯体的换热效率性能特性,暖风芯体芯体迎风面积预算为:
S暖芯=Q热/β暖芯=5700/17=335(cm2)
β暖芯-协众W25规格铝钎焊式暖风芯体的单位迎风面积换热性能系数,此处取β暖芯=17W/cm2。
标杆车暖风芯体尺寸规格L190×
W42×
H180,迎风面积350cm2,制热量5801W。
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