汽車冷負荷計算方法

1、汽車空調(diào)的計算溫度選擇按表1數(shù)據(jù)作為微型汽車空調(diào)系統(tǒng)的計算溫度(即車內(nèi)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，般大中型客車定為27C28C，可看到微型車車內(nèi)溫差都比它干n融工時強摩(W/niT)干內(nèi)枕計 曲度七窖凋吐能理L JXEMk/mjn.十度(%)mVh)352750 601420噸無38IIMM)24-276020-30.農(nóng)1曲牟咤口敲們要高，這其實是綜合了多種因 素并經(jīng)過很多次試驗得出的較經(jīng) 濟合理的車內(nèi)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

2、得過低，勢必需 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，否則又很可能無法實 現(xiàn)。2計算方法微型車車內(nèi)與外界熱交換示意圖 為便于分析，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BB1汽車與外界熱交換示電腑考慮到汽車空調(diào)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(nèi)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=kQT=k(QB + Q g + Q f+Q + Q a +Qe + Q s) )(1)式中：Q0汽車空調(diào)設計制冷量，單位為 W ;IC-QQQQQQQQ修正

3、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(jié)構(gòu)傳入的熱量，單位為W ; 通過各玻璃表面以對流方式傳入的熱量，單位為W ; 通過各玻璃表面以輻射方式直接傳入的熱量，單位為W ; 乘員散發(fā)的熱量，單位為W ;由通風和密封性泄露進入車內(nèi)的熱量，單位為W ; 發(fā)動機室傳入的熱量，單位為W ;-車內(nèi)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(diào)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陽直射輻射強度分別為Js,z

4、=843W/mf2Jc,z=138 W/m ;水平面和垂直面的天空 射輻射強度分別為Jp,s=46W/mf和 Jc,s=23W/mf;環(huán)境溫度tw =35C，相對濕度75% ;車 設計溫度tn=27 C，相對濕度50% ; 假設汽車向正南方以v =40km/h的速度 駛；車內(nèi)空氣平均流速w 3m/s;(6)車內(nèi)容積V 1 "XX = m ,玻璃窗總面S=o夷3戡計玉件柯1況村料2眠N H氈嗎0.78店窗紹k036MOT 負*0.95車恥網(wǎng)<£有) Sn321-JXF甘禺SqL22鋼腋+內(nèi)悅地貶Kg413和 散內(nèi)行積按公式的常規(guī)計算Q:3.1.1計算通過車體圍護結(jié)構(gòu)傳入

5、的熱量QB=Q頂 + Q側(cè) + Q地Q頂=Kk S頂(t Z頂-t n)C側(cè)= K® S®0 ( t Z側(cè)-t n)Qfi = K& S地 ( t Z地-t n)式中：K頂、K側(cè)、Kfe分別為車頂、車身側(cè)面、車地板的傳熱系數(shù)，單位為W(/卅 K)；S頁、S(ra、S地分別為車頂、車身側(cè)面、車地板的傳熱面積，單位為川；tz頂、tz側(cè)、tz地分別為車頂、車身側(cè)面、車地板的室外綜合空氣溫度，單位為°C;tn 車內(nèi)空氣溫度，單位為C；3.1.1.1求車體各部分的傳熱系數(shù)：故KkK»11i 1awi an15120.229awian1i11I 0.1551

6、.210.075awian=W (/y = W( / 卅.K)291= W"K)51.2293.1.1.2求車外綜合空氣溫度tZ: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（/卅.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 / a w=C4°C,這里取°C .垂直面 R =0； 水平面上，I s= J s,z+ J p

7、 ,s =843+46=889W /吊； 垂直面上，IC= Jc,z+ Jc,s=138+23=161W/m 2;故tz頂=twR=350.92 8893.8 = 47 Cawaw51.2IR0.92 161t Z 側(cè)=tw3538 Cawaw51.2t z 底=w+2=35+2=37C3.1.1.3 結(jié)果Q頂=Kh S頂（ t z頂-t n） = XX（ 47-27 ） =304WQy=Krn S« （ t zw-t n） =XX 2X （38-27）=345WQ地=K& S地 （ t z地-t n） = XX （37-27）=Q=C頂 + Q側(cè) + Q 地=304+345

8、+=3.1.2計算通過各玻璃表面以對流方式傳入的熱量 Q G;QG= Qg前+Q側(cè)+Q后已知玻璃的傳熱系數(shù)入g= W（/川.K）,厚度S =5mm玻璃對太陽輻射的吸收系數(shù)p g=， 車內(nèi)空氣平均流速Va= /s ;玻璃內(nèi)表面換熱系數(shù)為：前窗：an=X + ）= W （/ 卅.K）側(cè)窗：an=X + ）= W （/ 卅.K）后窗：a n =x + ）= W （/ 卅 K）V =40km /h= /s 運行時,玻璃外表面換熱系數(shù)為：前窗：aw =11.1 0.8 =26 W （/ 卅.K）側(cè)窗：aw =11.1 0.8 =49 W （/ 卅.K）后窗：aw=11.10.8 =32 W （/ 卅.K

9、）故各處玻璃的K值分別為：前窗：Kg前=11=10W( / 卅.K)1i110.0051awGan260.75419.7側(cè)窗：Kgw=11i1110.0051:W(/ 卅.K)awGan490.75420.9后窗：Kg后=11=11 3W (/曠K)1i110.005111 O V Vy /awGan320.75417.9各處玻璃表面的綜合溫度分別為前窗：t G2= twG|350.08(13823)=35.5 Caw26側(cè)窗：t gZ= twg|350.08(13823)=35.5 Caw49后窗：t gZ= twG|350.08(13823)=35.4 Caw32從計算結(jié)果可以看出，由于玻

10、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：QG前=K Sg,q ( t Gz-t n) =10XX (35.5-27)=QG)w=Kw 2Sg,c ( t Gz-t n) = X 2 X X =Q后=Kt Sg,h ( t GZ-t n) =XX =53WQG= Qg前+QG側(cè)+QG后=+53 331W3.1.3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(cè)窗為朝陽面，查文獻1 ,右側(cè)窗按可能的最大值l=688W/m計算，前窗l(fā)=550W/m,左側(cè)窗和后窗按l=182W/m計算。QF= Qf前 +Q右+Q

11、F左+Q后(=n + p G aJa w) J C式中：n太陽輻射通過玻璃的透入系數(shù)，一般取n =;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(cè)窗，J=I Sg ,c =688X =前風窗，J=l Sg ,q =550X =429W左側(cè)窗，j=i Sg,c=182X =173W后 窗，J=l Sg ,h=182X =102W故qf右=+X 49) XX =537WQF前=+X 26) X 429 X =363WQF左=+X 49) X 173X =142WQF后=+X 32) X 102X =85W最后，QF=537+363+142+85=1127W3.1.4乘員散發(fā)的熱量

12、Q;QP= 116 N- n式中：QP車內(nèi)人體散熱量，單位為 W ;N車內(nèi)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=116X 7X =723W3.1.5密封性泄漏進入車內(nèi)的熱量Q A;無新風導入，但微型車的密封性一般都不由于五菱之光開空調(diào)時都處于內(nèi)循環(huán)位置,是太好，取Q A=300W。3.1.6發(fā)動機室傳入的熱量Q ;QE=Ke Sf (t e - tn)aei an由于汽車行駛時發(fā)動機罩蓋發(fā)動機側(cè)表面的風速一般僅有外面的2/3左右，故ae=x(4+12 X .11.1 0.67 )= (/卅.K)另外，整個發(fā)動機的隔熱除了有與地板同樣的內(nèi)裝飾外還有一層

13、5mm厚的隔熱墊，其傳熱系數(shù)為 W(/ m2- K)， 故藝S i/入i=+=1可得到Ke= W( /K)110.118 42.729夏季時一般發(fā)動機倉溫度要達到70E ,故取te =70 C最后 QE = XX (70-27)=319W3.1.7車內(nèi)電器散發(fā)的熱量Qs ;車內(nèi)電器散發(fā)的熱量Qs 100W 由以上計算可得整車制冷量Q= k Qi=k(QE+Q+Q+Q+Q+Q+Q) =X +1127+723+300+319+100)=目前對汽車空調(diào)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(nèi)外對流換熱系數(shù)、太陽直射、散射強度等數(shù)據(jù)取為經(jīng)驗值，作為穩(wěn)態(tài)傳熱過程處理。

14、這種方法在一定程度上簡化了汽車空調(diào)負荷計算過程的復雜性，有一定的實用價值。但汽車空調(diào)負荷具有自身的特 點。如車體維護結(jié)構(gòu)中存在空氣層。這種薄而內(nèi)空的結(jié)構(gòu)，質(zhì)量輕，蓄熱系數(shù)小?？照{(diào)過程中，存在外 界干擾時，車廂內(nèi)表面的響應快；在汽車維護結(jié)構(gòu)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(nèi)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(nèi)外側(cè)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(jié)果表明，汽車車體傳熱形成的冷負荷是空調(diào)負荷的主要部分，

15、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(diào)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際。冷負荷與得熱量有時相等，有時不等。圍護結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(diào)負荷時，必須考慮圍護結(jié)構(gòu)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

16、的冷量及空調(diào)制冷量。1946年美國提岀的當量溫差法和 50年代初前蘇聯(lián)學者提岀的諧波分解法在計算通過圍護結(jié)構(gòu)的負荷時， 其共同的缺點是對得熱量和冷負荷不加區(qū)分，認為兩者是一回事。所以空調(diào)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{(diào)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，并提岀了適合

17、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(jīng)驗值來確定的，而對于動態(tài)計算汽車 空調(diào)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，

18、將溫度和傳熱的動態(tài)變化完全體現(xiàn)岀來，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(diào)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 ）將車外空氣溫度波的平均值通過穩(wěn)定傳熱公式與車體內(nèi)壁溫度的平均值聯(lián)系起來，這種平均的穩(wěn)定狀態(tài)符合穩(wěn)定傳熱規(guī)律的條件；然后通過溫度諧 波分析可知車外溫度波經(jīng)車體壁時幅值衰減、相位延遲，由此得到車體壁內(nèi)表面的溫度波特性。車體壁 內(nèi)表面與車廂內(nèi)的空氣和設施之間的換熱就是通過車體壁進入車廂內(nèi)的得熱量，其中的對流成分直接構(gòu) 成冷負荷，輻射部分經(jīng)車廂內(nèi)表面或設施吸收后，再以對流形式放岀的熱量也構(gòu)成冷負荷。2）通過車窗進入車廂的得熱量有瞬變傳熱得熱和日射得熱兩部分，前者同車體壁傳熱得熱一樣形成相應的冷負荷， 后者經(jīng)蓄熱過程后，再以對流形式釋放岀來，形成冷負荷awi an式中：aw車身外表面與車外空氣的對流換熱系數(shù)，W(/卅.K)；an車內(nèi)表面與車內(nèi)空氣的對