整车空调系统冷负荷计算书.doc
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B项目空调系统设计计算报告
编制:
批准:
日期:
06.12.30
目录
一、汽车空调热负荷计算………………………………………………….………..…..2
1.空调系统原理图………………………………………………….………….…2
2.汽车空调热负荷………………………………………………….………….…3
2.1边界条件的确定……………………………………………….………….….…3
2.2热平衡关系的建立………………………………………………………….…..4
2.3空调热负荷计算…………………………………………………………….…..5
2.4空调系统制冷量的确定………………………………………...………………11
二、制冷剂循环流量……………………………………………………………..….…..11
1.压焓图状态点的确定……………………………………………………….….11
2.制冷剂循环流量…………………………………………………………….….12
三、所选压缩机与汽车动力匹配计算……………………………………………....….12
四、冷凝器能力计算…………………………………………………………………….14
五、蒸发器能力计算…………………………………………………………………….14
六、送风量的计算………………………………………………………………….……15
B22空调计算报告
一、汽车空调热负荷计算
1.空调系统原理图
汽车空调系统采用蒸汽压缩式制冷原理。
B22空调系统主要由压缩机、冷凝器、贮液干燥器、热力膨胀阀、蒸发器、高低压管组成,其原理为:
低温低压液态制冷剂进入蒸发器,在一定压力下吸热气化,变成低温低压气态制冷剂,然后被压缩机抽吸压缩,成为高温高压气态制冷剂,再经过冷凝器放热,冷凝成低温高压液态制冷剂,然后经过热力膨胀阀,制冷剂恢复到低温低压状态,重新流入蒸发器吸热气化,从而完成一个制冷循环。
制冷循环示意图如下:
图1制冷循环示意图
根据奇瑞企业标准Q/SQR.04.072-2005《整车空调系统环境实验及其评估方法》,对汽车空调系统进行环境模拟试验,试验结果应满足以下要求:
1)怠速工况:
环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH、日照1KW/m²、迎面风速10km/h、空档位/P档、鼓风机最大档、全冷(LO)、吹面方向、内循环、测试时间45min、车内无人,满足条件后开始试验,车内平均温度(室内头部温度点)不高于38℃;
2)40km/h工况:
环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH、日照1KW/m²、迎面风速40km/h、4档位/D档、鼓风机最大档、全冷(LO)、吹面方向、内循环、测试时间45min、车内1人,满足条件后开始试验,车内平均温度(室内头部温度点)不高于28℃;
3)90km/h工况:
环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH、日照1KW/m²、迎面风速90km/h、5档位/D档、鼓风机最大档、全冷(LO)、吹面方向、内循环、测试时间45min、车内驾驶员位置乘坐1人,满足条件后开始试验,车内平均温度(室内头部温度点)不高于25℃;
4)120km/h工况:
环境温度40℃±1℃、相对湿度50%±2RH、日照1KW/m²、迎面风速120km/h、5档位/D档、鼓风机最大档、全冷(LO)、吹面方向、内循环、测试时间45min、车内车内驾驶员位置乘坐1人,满足条件后开始试验,车内平均温度(室内头部温度点)不高于25℃。
2.汽车空调热负荷
B22空调热负荷计算设定条件为:
所有传热件面积B22M0数据为参照;所有传热件厚度以B22初版断面厚度为参照;在汽车行驶速度时,对应的压缩机转速以B22发动机3.0L款为参照。
汽车空调热负荷主要包括新风(或漏风)热、车厢壁传热、乘员散热、设备照明放热、发动机传热等形成的负荷。
2.1边界条件的确定
2.1.1车内条件的确定
由试验分析可知,夏季人体感到舒适的温度是24~26℃,由舒适转为不太舒适的分界线是28℃左右;故定义室内空气温度:
;
车内相对湿度小于30%或大于70%都将使人感到不舒服,在45~60%之间比较适宜;故定义车室内相对湿度:
;
根据人体卫生要求,每人应有的新鲜空气量。
考虑到汽车经常会停车开门,新鲜空气得到补充,在此定义换气量:
(按计)。
2.1.2车外条件的确定
综合考虑夏季的高温酷暑和车用冷气系统经常使用的环境,结合有关资料,将该车的车外边界条件确定为:
日照强度:
;;;
环境温度:
;相对湿度:
。
2.1.3汽车行驶速度及压缩机转速的确定
行驶速度:
压缩机皮带轮直径:
发动机皮带轮直径:
发动机/压缩机传动比:
变速箱主减速比
变速箱3档减速比
轮胎滚动半径
对应发动机转速
压缩机转速
变速箱4档减速比
对应发动机转速
压缩机转速
压缩机平均转速
发动机在1140rpm时的输出功率:
20Kw(待定)
2.2热平衡关系的建立
传入车厢内的各种热负荷的总和即构成了该车的热负荷,为简化计算,采用了稳定传热的近似计算法,由热平衡关系可得:
式中:
——空调热负荷;
——通过车顶和车门等车身外构件传入车厢内的热负荷;
——通过发动机舱传入车厢的热负荷;
——通过地板传入车厢的热负荷;
——通过挡风玻璃及各门窗玻璃传入车厢的热负荷;
——换气新风带入车厢的热负荷;
——车内电机及照明灯的热负荷;
——乘员人体散发的热负荷及车内零件散热量;
图2B22空调热负荷示意图
2.3空调热负荷计算
2.3.1通过车顶和车门等车身外构件传入车厢的热负荷
由于太阳辐射的影响,车身外构件的表面温度会比环境温度高出许多,为了简化这一部分热负荷的计算,需要引入日照表面温度概念。
日照表面温度是指由于太阳辐射造成的车身表面实际温度。
由于车顶和车侧的日照强度和传热系数并不一样,和也不相同。
其中:
;
式中:
——车身外表面吸收系数,取0.9;(汽车长期使用后的经验值)
——车顶太阳辐射强度,
——车侧太阳辐射强度,
——车外空气与车外表面的对流放热系数
——车顶传热系数
——车侧传热系数
——环境温度
——行驶速度
壁面传热的基本公式为:
式中:
——传热系数;——传热面积;——传热温差;
显然有:
式中:
——车顶散热面积,测量得出约1.96m²
——车侧散热面积,测量得出约8.94(5.42)m²
——车内温度;
为简化计算,车身各部分均按照多层均匀平壁传热考虑,根据有关传热理论,有:
式中:
——内表面放热系数,车内空气按自然循环考虑,其值取为15;
——各层绝热材料的厚度;
——各层绝热材料的导热系数;
车顶部分,由外板(钢板)0.8mm、空气间隙80mm、内饰板6mm组成,导热系数分别为51.63,5.5,0.028,单位为。
车侧部分,其结构是由钢板0.8mm、空气间隙47mm和内饰板6mm组成,导热系数分别为51.63,5.5,0.05,单位为。
在确定了各部分的传热系数后,就可以计算出各部分的日照表面综合温度:
所以:
2.3.2通过发动机舱传入车厢的热负荷
发动机舱温度在规定的外部条件下约为90℃,发动机舱壁面积约为0.6m²,由钢板0.8mm、隔热垫3mm及成型地毯6mm组成,导热系数分别为51.63,0.055,0.055,单位为。
发动机舱侧的表面放热系数按强制循环考虑,取。
所以其传热系数为:
所以:
2.3.3通过地板传入车厢的热负荷
地板的面积约为4.24m²,其外侧温度推荐取38℃,外侧放热系数取,地板由地毯、钢板及一层沥青板构成,其厚度分别为5mm,1.2mm,5mm,地毯和沥青板的导热系数分别为0.05和0.04,单位为。
通过地板传入车厢的热负荷按多层均匀平壁传热计算。
其中地板传热系数为:
所以:
2.3.4通过挡风玻璃及各门窗玻璃传入车厢的热负荷
经测量,前风挡玻璃厚度5mm,面积1.249㎡;其它玻璃厚度4.0mm,面积1.632㎡。
其导热系数取0.65。
该部分的热负荷包括两部分,一部分是车内外的温差而传入的热量,另一部分是太阳辐射热。
式中:
——太阳辐射通过玻璃的透入系数,取;
——太阳辐射热量,由于挡风玻璃不是垂直安装,前风挡面积约为1.249m²,与水平夹角约29.482度。
经计算,垂直方向的投影面积约为0.6㎡,水平方向的投影约为1.1㎡,门窗玻璃垂直面积约为1.632㎡。
——玻璃对太阳辐射的吸收系数,取0.08;
——遮阳修正系数,取1;
所以:
2.3.5换气新风带入车厢的热负荷
式中:
——换气量;
——空气密度,在40℃时为1.128kg/m³;
——40℃时车外新风状态比焓100.5KJ/Kg;
——25℃时车内空气状态比焓55.5KJ/Kg;
2.3.6车内电机及照明灯的热负荷
主要考虑风机电机传热(约300W)、音响传热(按高音或中音25W/个、低音50W/个计)及顶灯传热(约40W)等。
B22扬声器布置:
前门4个(2个高音,2个低音),后门2个(低音),IP上2个(中音)。
据经验,此热负荷值按总功耗的15%计算:
故:
2.3.7乘员人体散发的热负荷及车内零件散热量
2.3.7.1乘员人体散发热量
根据一般人体散热资料,司机人体散热按148W计,乘员(男性)人体散热按118.4W计。
根据经验公式:
式中,---司机人体散热量;
---男性成人乘员散热量;
---车室内乘员数;
所以:
2.3.7.2车内零件散热量
考虑车内零件散热量,可按以下公式计算:
式中:
--车内零件热传导率;
--车内零件表面积;
--车内零件表面温度。
这里取;
--车内空气温度。
这里取。
由于车内零件表面积不易求得,可用试验测得的值。
日本丰田公司测得轿车。
这里取此经验数据。
则
计算车身热负荷时,取上述两组数值中较大的一组列入热负荷范畴。
这里取209W。
综上所述:
2.3.8汽车空调热负荷
2.3.9各部分热负荷所占比重
序号
分热负荷名称
分负荷值
总热负荷值
所占比例
1
--车顶、车门等车身外构件传入车厢内的热负荷
867W
19.2%
2
--通过发动机舱传入车厢的热负荷
159W
3.5%
3
--通过地板传入车厢的热负荷
189W
4.2%
4
--通过挡风玻璃及各门窗玻璃传入车厢的热负荷
1604.3W
35.5%
5
--换气新风带入车厢的热负荷
775.5W
17.2%
6
--车内电机及照明灯的热负荷
96W
2.1%
7
--乘员人体散发的热负荷及车内零件散热量
830.6W
18.4%
表1热负荷分布表
由上表可知,热负荷分布以换气新风(约15%)、车身围护结构(约20%)及风挡玻璃(约35%)为主,故若减少热负荷应以改善车身隔热及车窗玻璃材料为主。
2.4空调系统制冷量的确定
制冷量与热负荷的关系一般为:
式中,----储备系数,可取1~1.2;随着新车使用时期的加长,车身表面光亮程度降低,表面粗糙度增大,尘土污垢附着量增加,车身外表面对太阳辐射量的吸收系数增大,再加上新车长期使用后,冷凝器外表面会积灰也会使换热能力下降。
综合考虑以上因素,对储备系数加以修正。
取值为1.02。
所以:
即:
在40km/h车速时系统制冷量应达到4611.8W左右。
二、制冷剂循环流量
1.压焓图状态点的确定
图3空调系统工作压焓图
1.1设计状态参数的选定
为等比熵压缩过程;为等压冷凝过程;
为等比焓节流过程;为等压蒸发过程;
冷凝压力;蒸发压力;
吸气温度;排气温度;
蒸发器过热度;冷凝器过冷度;
1.2各状态点参数的确定
第1点(压缩机吸气点):
蒸发压力;
焓值;比容
第2点(压缩机排气点):
冷凝压力;
焓值
第3点:
;焓值
第4点:
;焓值
2.制冷剂循环流量
质量流量
式中:
--系统制冷量
--单位质量制冷量,
所以
体积流量:
三、压缩机排量计算
1.所需压缩机排量
---体积流量,如上计算,取;
----压缩机转速,取;
---压缩机容积效率;涡旋式压缩机取0.98,旋叶式压缩机取0.8,活塞式压缩机取0.6;
故
2.所选压缩机与汽车的动力匹配计算
通过汽车空调热负荷计算,了解所选的压缩机制冷能力是否与系统匹配、压缩机传动比是否合适、所需消耗功率是否与发动机功率相匹配。
以下为B23车DKS17压缩机性能曲线图,在此选用此款压缩机进行匹配计算:
图4所选压缩机性能曲线
项目
单位
数值
压缩机皮带轮直径
mm
120
发动机皮带轮直径
mm
137.4
发动机/压缩机传动比
1.145
汽车行驶速度
Km/h
40
主减速比
3.978
车轮滚动半径
m
0.319
三档变速器速比
1.0
发动机转速(三档)
rpm
1324
压缩机转速
rpm
1516
四档变速器速比
0.72
发动机转速(四档)
rpm
952
压缩机转速
rpm
1090
压缩机平均转速
rpm
1303
发动机1140rpm时的输出功率
Kw
20
表2压缩机与发动机动力匹配表
根据上述压缩机性能曲线图,查得:
压缩机转速时,制冷能力;输出功率。
压缩机指示效率
式中:
-----蒸发温度的绝对温标
-----冷凝温度的绝对温标
-----常数,取0.0025
-----蒸发温度的摄氏温标
所以:
压缩机实际功耗
压缩机功耗占发动机输出功率比2.93/20=14.7%,此功耗比是允许的,可以匹配。
四、冷凝器能力计算
冷凝器换热能力
换热器负荷比:
计算所得换热器负荷比为1:
1.14,由于计算时忽略工质沿程阻力损失、局部阻力损失、外表面污垢热阻等因素,故轿车上一般换热器负荷比选1:
1.5~1:
2左右,即冷凝器换热能力。
五、蒸发器能力计算
蒸发器制冷量与系统制冷量应是一致的,所以。
六、送风量的确定
风机的送风量:
式中:
---蒸发器制冷量;
--蒸发器入口空气焓值;
—蒸发器出口空气焓值;
考虑蒸发器入口处有新风进入,新风与车内空气的比例一般按1:
4计算;
则蒸发器入口的空气状态是:
入口温度
入口空气相对湿度
出口空气状态取为:
出口温度
出口空气相对湿度
蒸发器进出口空气状态确定后,就可以通过查湿空气焓湿图确定各参数值:
所以,风机的送风量:
即蒸发器总的送风量应控制在左右。
送风量设计得太大会造成成本增加、带来噪声问题并使得风机难以布置,送风量设计得太小会影响车内湿度分布的均匀性和稳定性。
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