汽車空調器發(fā)展概述.doc

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現如今我們的生活水平越來越高，中國社會急速發(fā)展，汽車的數量日益增多，呈指數式增長，汽車各項性能不斷提高，如經濟性、動力性、安全性等，當然也包括舒適性?？照{系統(tǒng)作為汽車的一部分，對汽車的舒適性有極大的影響，已經成為汽車不可缺少的重要組成系統(tǒng)。汽車空調系統(tǒng)主要的作用就是調節(jié)車內的空氣，提高清新度，提高車內的濕度，調節(jié)溫度還有流速等等參數，以此來營造出好的環(huán)境從而給駕駛員和乘客提供良好的舒適度，緩解疲勞和壓力，同時還能夠清除車窗上面的一些水蒸氣、霧氣、霜等，提高能見度，從而確保行車的安全性[1]。對于汽車好壞的評判，汽車空調已經成為不可或缺的一部分，成為一個非常重要的標準了。汽車空調已經成為影響汽車競爭的重要組成部分。全世界的汽車工業(yè)現在都在迅猛發(fā)展中，隨著人們對生活的要求越來越高，汽車的舒適性、安全性等越來越受到大眾的重視，汽車的生產需求越來越大，所以，對空調的研究變得非常重要。 1.2 汽車空調器發(fā)展概述 汽車工業(yè)的在我國的迅速崛起，帶動了空調行業(yè)的迅猛發(fā)展，非常的有全景。汽車空調的作用非常大，對汽車的各項性能影響很大，能夠提供舒適性，保持車內各項性能指標在正常范圍內，如空氣的流速、空氣濕度、空調的溫度、車內的大氣壓力使乘車人員身心保持健康，提高他們行車過程的舒適性，還對行車安全提供了顯著的作用。 從全世界范圍來看，空調的發(fā)展時間不久，卻發(fā)展得非?？?，速度令人吃驚。最原始的空調裝置剛開始只用來為乘客和駕駛員提供暖氣和除霜，在1927年出現的。在1940年的時候第一部有制冷機的車子被美國的packard公司生產成功。1954年才有真正安裝在汽車上的空調冷暖一體式設備。在1964年的時候，裝有溫度自動控制的空調開始裝在Cadillac小車上。1979年的時候，空調隨著微機控制的出現，日趨成熟，發(fā)展開始進入第四代產品的制造階段。汽車空調技術的發(fā)展越來越好，基本功能都已經可以實現，如制冷，換氣，凈化等功能。我國對空調技術的掌握還處在開發(fā)階段。 1.2.1汽車空調的發(fā)展歷程 汽車空調從最初只能用于加熱到現在的可以采用微機控制裝置，也經歷了幾十年的蛻變過程。汽車空調開始走進人類的生活，用于各式各樣的汽車上。發(fā)展可以分為以下幾個階段[4,5]: 第一階段：單單用于提供暖氣，最開始出現在美國隨后開始在歐洲普及?，F在，很多北歐的比較寒冷的地區(qū)仍然在使用這種汽車空調。 第二階段：單單用于制冷的階段，主要用在比較炎熱的地區(qū)，赤道附近的熱帶地區(qū)，很多地方現在仍舊在繼續(xù)使用這樣的空調。 第三階段：可以制冷，也能制熱的階段，這種空調第一次出現在美國，隨后開始廣泛普及，基本功能如通風、除濕等都可以實現，很多價格便宜的車子現在仍在使用。 第四階段：可以自動控制的空調階段，最早由通用公司研發(fā)生產，空調通過一些傳感器自動調節(jié)車內的溫度，不需要手動去調節(jié)，增加行車安全性和舒適性，主要用于高級一點的車輛上。 第五階段：微機控制階段，通過計算機的精確計算和控制，調節(jié)車內溫度，各項指數，保證車輛的行車安全和乘客的舒適性，空調技術從此走上更加成熟的階段。 1.2.2我國汽車空調的發(fā)展與現狀 我國汽車空調的發(fā)展十分緩慢，因為我們國家的工業(yè)發(fā)展較其他國家如美國差距較大，還在初級階段，發(fā)展不夠成熟，從上世紀60年代開始才真正開始進入發(fā)展階段，可分為以下幾個階段[6]： 第一階段：處在研發(fā)的階段，空調最先的發(fā)展是在長春一汽汽車廠，技術人員研發(fā)出了能在紅旗車上使用的空調，并開始投入生產，主要是通過循環(huán)水來為車內降溫，或者引用發(fā)動機的熱氣體為車內提供暖氣。 第二階段：起步階段，我國開始應用世界上其他發(fā)達國家的空調技術并加以改進，開始在國產車輛上進行使用和研究。為我國之后空調技術的發(fā)展起到不能替代的作用。 第三階段：開始規(guī)模發(fā)展的階段，由于我國社會的迅速發(fā)展，和國家工業(yè)的崛起，汽車產量開始呈指數式的增長，空調技術越來越成熟，追趕其他國家，但是要實現車內的舒適性還有些路要走[1]。 1.2.3汽車空調發(fā)展方向 隨著社會的進步，空調的使用基本普遍，未來的空調發(fā)展在向更加經濟性邁進，空調成本應進一步降低，應該更好的提高空調的設計結構和效率，進一步提高車內的舒適性，提高行車安全，同時也應該加強空調使用過程中的環(huán)保性，操作也應該進一步簡化，變得更加智能合理。同時可以使用全年的季節(jié)溫度和天氣[5]。 伴隨著全球工業(yè)技術越來越成熟，汽車空調技術將向著這些方面繼續(xù)邁向一個新高度：全智能化、環(huán)保節(jié)能化、更加輕量化等。 1.3選題依據與背景 裝有電磁離合器來控制開關的空調是現在市場上主要的產品。渦旋式壓縮機現在是我國未來發(fā)展的重點空調類型，這種機型有很多優(yōu)點，沒有氣閥，工作效率更高，使用壽命更長，更加穩(wěn)定，但是這種壓縮機加工難度巨大，成本較高，目前還不適用，我們主要采用的是往復式活塞壓縮機，目前的電動空調，主要是安裝在電動汽車和電動客車上面，一般通過電機來帶動壓縮機運行，從而帶動空調的運行，從而提供制冷或制熱的基本功能。一般來說傳統(tǒng)客車上面主要安裝的是傳統(tǒng)空調。因此想要在傳統(tǒng)客車上安裝電動空調是一次全新的嘗試，該課題非常有價值和意義。 目前的傳統(tǒng)空調，都是由發(fā)動機來傳輸動力，會隨著發(fā)動機轉速改變，壓縮機轉速也發(fā)生改變。因此發(fā)動機的轉速時間在影響著空調的各項運行功能，這使空調的使用十分不穩(wěn)定，并且在發(fā)動機的沒有運行的狀態(tài)下，空調系統(tǒng)也無法運行，如在停車的時候，嚴重影響乘員的舒適性。 并且發(fā)動機由于要在行車過程中，帶動空調壓縮機的運行，且空調壓縮機的能耗相當巨大，因此也會影響到整車的動力性[7]。會增加汽車的整車油耗[2]。 同時，由于天氣原因，如夏天的時候需要空調在行車或者停車過程中保持在正常的工作狀態(tài)。停車狀態(tài)下開啟空調會嚴重增加燃油損耗并且生成尾氣，嚴重污染大氣環(huán)境，環(huán)?，F在已經成為一個更加重要的問題。 由于汽車產量急速增長，汽車已經開始走進千家萬戶，客車的也是越來越變得越來越重要，到2013為止，已經登記的汽車已經達到了驚人的1.4億輛。汽車的尾氣排放已經開始成為了城市污染的主要污染源之一[3]，我們的空氣在不斷惡化。因此較少汽車尾氣排放的工作變得越來越重要，采用電動空調代替?zhèn)鹘y(tǒng)空調在汽車上使用，已經成為一項極受重視的技術。 由于人類已經開始認識到環(huán)保的重要性，認識到節(jié)能減排的重要性，因此在這樣是社會背景下，研究在燃油汽車上使用電動空調，具體極高的研究價值和意義。 1.4.課題研究目的及主要工作 汽車空調系統(tǒng)作為汽車不可分割的一部分，對于汽車的整車安全性、舒適性扮演著十分重要的角色。。本課題重點探究汽車空調壓縮機的另外一種驅動方式，以客車為研究對象，在燃油客車基礎上，將發(fā)動機驅動的傳統(tǒng)空調系統(tǒng)改進為電驅動的電動空調系統(tǒng)，主要是通過采用獨立的蓄電池為其提供能量，由電機帶動空調壓縮機進行制冷。 圖1.1空調系統(tǒng)的能量轉換過程 在圖中我們能夠很清楚地看到兩種空調系統(tǒng)的能量轉換過程，雖然改進后的電動空調系統(tǒng)相對傳統(tǒng)空調系統(tǒng)，能量轉換的整個過程變得復雜了一點，但空調系統(tǒng)的效率會得到明顯的提高。研究改進后的電動空調系統(tǒng)的主要目的具體表現在以下五個方面： ①空調系統(tǒng)中壓縮機與發(fā)動機相對獨立運轉，因此在確保制冷需求的同時，還能夠使壓縮機工作性能更加穩(wěn)定，而且空調的運轉將不會再影響汽車的行駛性能。 ②即使發(fā)動機停止運轉，電動空調也能夠發(fā)揮最大的效率，且整個過程無需消耗燃油。當汽車正常運行時候，通過發(fā)電機為蓄電池充電，這樣停車過程中便可用其為空調系統(tǒng)供能。大大降低了同等條件下的能源消耗，也減少了怠速尾氣的排放，從而提高了電動空調的使用效率。 ③能夠改善制冷壓縮機的使用效率，從前面的介紹中我們已經了解到傳統(tǒng)的空調系統(tǒng)中壓縮機工作穩(wěn)定性差，導致其效率降低，所以為了達到轉速低時候的制冷要求，就需要排量大的壓縮機。在電動空調中壓縮機的轉速不隨發(fā)動機轉速的變化而變化，所以相同的制冷需求下，電動空調系統(tǒng)中壓縮機的排量約可降低70%[11]。 ④可以使損耗下降，在傳統(tǒng)空調中制冷壓縮機不得不放在發(fā)動機的周圍，又處在較高的溫度中工作，所以會增加制冷劑的管路耗損與結點的數量。擁有獨立能源的電動空調系統(tǒng)中的壓縮機便可以在與蒸發(fā)器靠近的任意位置去安裝，從而改善了壓縮機的工作環(huán)境，減少了損耗。 ⑤可以通過變頻控制，在開啟電動空調初期使壓縮機高速運轉以便可以快速降溫，當溫度達到設置要求后保持低速的持續(xù)運行，維持車內的溫度，這個過程中可減少一部分能源消耗[11]。 第二章熱負荷計算 汽車整車熱負荷就是為了將車廂內多余熱量除去而提供的冷量。確定汽車空調的熱負荷是合理匹配空調系統(tǒng)的關鍵。 2.1空調計算參數的確定 2.1.1車內設計參數的選擇 車內設計參數可以遵循以下原則： （1）夏季車內溫度應取在25℃~27℃，最高不超過28℃，冬季可取為16℃~22℃。 （2）在夏季，考慮到車內外溫差過大時容易引起“熱沖擊”，應對車內外溫差有一定的限制，一般以℃5~7℃為宜，最大不要超過10℃。因此，建議夏季車內空調溫度按下式選?。? tn = 20 + 1/2 ( tw – 20 ) (1) 式子中：tn ----車內空調溫度（℃） tw----車外環(huán)境空氣溫度（℃） （3）車內相對濕度在45%~60%之間比較適宜。 （4）車內氣流速度以0.3 m/s~0.5m/s為宜。 （5）根據“頭冷腳涼”的原則，車內垂直方向溫差應控制在頭部溫度比腳部溫度低3℃左右。 （6）考慮到人的生理衛(wèi)生要求，車內應引進一定量的新空氣。由于車內新鮮空氣引入量過大時會顯著增加空調熱負荷，應以最低標準保證11m3/人*h的新鮮空氣補充量。 2.1.2車外設計參數的選擇 為了使空調熱負荷設計計算結果有利于為制冷系統(tǒng)的設計提供參考依據，一般是把設計地的夏至這一天作為設計日，并以當天的逐時氣溫作為設計溫度。相對濕度的選取可參考設計地夏季平均相對濕度。一般情況下，車外設計溫度在36℃~38℃之間，相對濕度為50%~70%。 2.1.3汽車空調熱負荷的組成 下圖2.1是以穩(wěn)態(tài)傳熱為基礎建立的小轎車汽車空調系統(tǒng)的熱平衡模型。 圖2.1熱平衡模型 三個假設：①車身熱傳遞為一維穩(wěn)態(tài)導熱；②車廂內的熱負荷只使車內空氣和部件的溫度升高；③車內各部件的溫度與車內空氣的溫度均勻一致。 建立熱平衡方程如下： Q=Q+Q+Q+Q+Q+Q+Q+Q （1-2） 式中：Q—空調熱負荷（W） Q—通過車門與車頂傳導進入車內的熱負荷（W） Q—通過各玻璃表面以對流方式進入車內的熱負荷（W） Q—通過各玻璃表面以輻射方式進入車內的熱負荷（W） Q—從發(fā)動機室一側傳導進入車內的熱負荷（W） Q—從行李箱及車廂地板處傳導進入車內的熱負荷（W） Q—空調風機造成的熱負荷（W） Q—車內駕駛人員及乘客散發(fā)的熱負荷（W） Q—密封處泄漏及補充新風進入車內的熱負荷（W） 2.2汽車空調熱負荷計算 2.2.1各部分熱負荷計算 （一）通過車頂與車門傳導進入車內的熱負荷 （1）通過車頂與車門傳導進入車內的熱負荷Q 在夏季，由于太陽輻射作用，使車體表面溫度升高，外表面吸收的太陽輻射能量一方面通過對流方式與外界空氣進行熱交換，另一方面通過熱傳導傳至車體內表面，再以對流方式傳給車內空氣構成熱負荷。在太陽輻射作用下單位面積車體外表面吸收的熱量Q如方程（1-3）所示： Q=A（+ I） （1-3） 式中：Q—單位面積車體表面吸收的熱量（W/㎡）；A—車體外表面對太陽輻射的吸收率； —太陽輻射直射強度在車體外表面法線方向的分量（W/㎡）；—車體 外表面接受的太陽輻射散射強度（W/㎡）。 通過車體外表面與車門的進入車內的熱負荷可以由建立車體表面的熱平衡方程得到。對于穩(wěn)態(tài)過程，其熱平衡方程如下： Q=A（t-t）+A（t-t） （1-4） 式中：A—車體內表面放熱系數（W/㎡·℃）；t—車體內表面溫度（℃）；A—車體外表面放熱系數（W/㎡·℃）；t—車體外表面溫度（℃）；t—車外環(huán)境溫度（℃）；t—車內環(huán)境溫度（℃）。 由式（1-4）即可得出通過單位面積車體表面?zhèn)鲗нM入車內的熱量為： Q= A（t-t）= Q- A（t-t） （1-5） 在穩(wěn)態(tài)情況下，通過車體外表面?zhèn)鲗е羶缺砻娴臒崃康扔谲圀w內表面向車內空氣的對流換熱量，即： A（t-t）= （t- t）/R （1-6） 式（1-6）中，R為車體材料的熱阻，單位為：㎡·℃/W。 1.在車子運行條件下，A只是運行速度的函數，而與t無關，因此可以由方程（1-4）～（1-6）聯(lián)立求得Q的計算式，即： Q= Q- （1-7） 式中：R=1/ A,為車體外表面換熱熱阻（㎡·℃/W）；R=1/ A,為車體內表面換熱熱阻（㎡·℃/W）。 2.在停車條件下，可由方程（1-4）～（1-6）聯(lián)立解得： A（t-t）+A（t-t）+ A=0 （1-8） 式中：A，A，A為A，A，Q的函數，n為指數。 在已知A，A，Q表達式的情況下，即可確定方程（1-8）中各項系數及指數，由迭代法可求得（t-t）。A，A的表達式可參考下面給出的推薦式，Q可由式（1-3）計算，這樣便可由式（1-5）求得Q。 3. 停車條件下的放熱系數 a. 車頂與車門內表面放熱系數表達式為： A=5.6782（2.0+1.03V） （1-9） 式中：V—車內空氣流動速度（m/s） b.車頂與車門外表面放熱系數表達式為： 車門：A=2.63（t-t） （1-10） 車頂：A=1.98(t-t) （1-11） 4. 在運行條件下，車頂與車門內表面放熱系數仍如式（1-9）所示。車頂與車門外表面放熱系數表達式為： A=4.41×V （1-12） 式中： V—汽車運行速度（m/s） 對各傳熱表面，在運動狀態(tài)下，將A，A，Q代入方程（1-7）中；在停車狀態(tài)下，將A，Q，（t-t）代入方程（1-5）中，即可求得運動和停車兩種情況下通過單位面積車頂或車門進入車內的熱負荷Q，再乘以各傳熱面積F，即可求得Q。即： Q=·F （1-13） 式中：Q、F分別為通過某單位面積車門或車頂的熱負荷和傳熱面積。 （二）通過車窗玻璃進入車內的熱負荷Q及 Q。 由于太陽輻射對玻璃具有一定的穿透性，因此，當太陽輻射作用在玻璃表面時有一部分能量透過玻璃以短波輻射的形式直接進入車內，另一部分能量被玻璃吸收后使玻璃表面溫度升高，然后以對流的方式與車內外空氣進行熱交換，其余的能量則反射回外界空間。這里先考慮以對流方式進入車內的熱負荷Q。 在太陽輻射作用下，單位面積玻璃吸收的熱量Q為： Q=A·I+A·I （1-14） 式中：Q—單位面積玻璃吸收的太陽輻射熱（W/㎡）；A—入射角為i時的直射吸收率；A—玻璃的散射吸收率。 利用與推導式（1-4）—式（1-8）相同的方法可得到通過單位面積玻璃表面以對流方式進入車內的熱負荷Q計算式： Q=A（T-T）=Q-A（T-T） （1-15） 以及： Q= Q- （1-16） 式中：R=1/A，玻璃內表面的換熱熱阻（㎡·℃/W）；R=1/A,玻璃外表面的換熱熱阻（㎡·℃/W）；R—玻璃材料的熱阻（㎡·℃/W）；A—玻璃內表面的換熱系數（W/㎡·℃）；A—玻璃外表面的換熱系數（W/㎡·℃）。 對于各玻璃內表面，其表面換熱系數表達式分別為： 前窗：A=5.6782（0.9+1.03V） （W/㎡·℃） （1-17） 側窗：A=5.6782（1.10+1.03V） （W/㎡·℃） （1-18） 后窗：A=5.6782（1.10+1.03V） （W/㎡·℃） （1-19） 對于各玻璃內表面，其表面換熱系數表達式分別為： 停車條件下： A=1.98（W/㎡·℃） （1-20） 式中：——玻璃表面與水平之間的夾角 運行條件下： 前窗：A=3.79V （W/㎡·℃） (1-21) 側窗：A=7.21 V （W/㎡·℃） (1-22) 后窗：A=4.65 V （W/㎡·℃） （1-23） 將A，A，Q，（T-T）分別代入方程（1-15）、（1-16）中，即可分別求得運動和停車兩種情況下通過各單位面積玻璃表面以對流方式進入車內的熱負荷Q。于是，通過各玻璃表面以對流方式進入車內的熱負荷Q為： Q= （1-24） 式中：F分別是各部分車窗玻璃的面積；Q分別是對應的車窗單位面積玻璃表面以對流方式直接進入車內的熱量。 ②通過各玻璃表面以輻射方式直接進入車內的的熱負荷Q 透過單位面積玻璃直接進入車廂內的太陽輻射熱量為： Q=T·I+T·I （1-25） 式中：Q—透過單位面積玻璃直接輻射進入車廂內的太陽輻射熱量（W/㎡）；T—入射角為i時的直射透過率；T—玻璃的散射透過率。 若車廂內部裝置表面的吸收系數為A，則在穩(wěn)態(tài)條件下，透過單位面積玻璃進入車廂內被單位面積表面吸收的太陽輻射熱全部散發(fā)給車內空氣成為熱負荷Q,即： Q= Q·A （1-26） 式中：A——車內裝置表面的吸收系數 則通過各玻璃表面直接輻射進入車內的熱負荷Q為： Q= （1-27） 式中：Q分別為通過各部分車窗單位面積玻璃直接輻射進入車內的熱負荷，F分別是對應的車窗玻璃面積。 （三）其它部分形成的熱負荷 ①密封處泄露及引入新風進入車內的熱負荷Q 由于車體密封性問題及為了滿足車內人員生理衛(wèi)生要求而引入新風，需要考慮這部分熱負荷。若按照11m/人·時為最低新風引入標準，即v=11m/人·時,則總的新風量為V=n·v（n為乘員人數），若換算成空氣的質量流速，則為G=· V（為空氣的密度）。于是，總的新風熱負荷Q可按照下式計算： Q=G（h-h） （1-28） 式中：G—進入車內新風的質量流速（kg/s）；h—車外大氣的焓值（KJ/kg）； h—車內大氣的焓值（KJ/kg）。 ②從發(fā)動機一側傳導進入車廂內的熱負荷Q 假定從發(fā)動機一側傳導進入車內的熱負荷Q與發(fā)動機一側和車內空氣溫差成比例，則Q可用下式表示： Q=K·F（t-t） （1-29） 式中：t—發(fā)動機一側的空氣平均溫度（℃）；t—乘客車廂的空氣平均溫度（℃）；K—傳熱系數（W/m·℃）；F—傳熱面積（m）。 ③從行李箱及車廂地板處傳入車廂的熱負荷Q 與Q的分析方法相同，Q可用下式表示 Q=K·F（t-t） （1-30） 式中：t—行李箱及地板處空氣平均溫度（℃）；K—傳熱系數（W/m·℃）； F—傳熱面積（m）。 實際計算中，常通過實驗求得K·F，K·F的經驗值。 對于小轎車可取8 W/m·℃～10 W/m·℃，對于大中型客車可取20 W/m·℃～30 W/m·℃。 ④車內駕駛人員及乘客散發(fā)的熱量Q 對于駕駛人員可取Q=220W,對于車內乘客可取Q=102W。設有一個駕駛人員和n個乘客，則有： Q= Q +n·Q （1-31） ⑤ 空調風機造成的熱負荷Q 由于空調風機產生的熱量將隨空氣進入車內，因此，一般電機的功耗Q也成為熱負荷。 2.2.2太陽輻射特性計算 由前所述，在計算各部分熱負荷時需要知道太陽輻射的有關參數。討論這部分內容的主要目的是為了計算太陽輻射在各表面上的直射輻射強度、散射輻射強度、地面反射強度，以及玻璃表面對太陽輻射的透射強度、吸收強度等有關參數。為此首先計算太陽輻射入射角i。 1.太陽入射角i。經推導，太陽輻射入射角i可用下式表示： cosi=sin·cos+sin·cos·cos(ant) （1-32） 式中：i—太陽光線入射角，為太陽入射光線與表面法線之間的夾角。 —太陽高度角，為太陽直射光線與它在水平面上的投影之間的夾角，隨地點和時間而異。 —墻面法線方位角，為墻面法線在水平面上的投影與正南方向之間的夾角。 ant—太陽-墻面方位角，為太陽光線水平投影與墻面法線之間的夾 圖2.2太陽輻射特性示意圖 2.太陽高度角的計算： sin=sin（F）×sin(D)+cos(F)×cos(D)×cos(H) （1-33） 式中：F—所計算位置的緯度。 —太陽赤緯（太陽傾角），為太陽光線與地球赤道之間的夾角。 H—時角，從太陽時中午算起的太陽角位移。 H=15 （1-34） —太陽時，根據太陽位置確定的時間。 =地方平時+S （1-35） T=地方平時=北京時間+△T △T=（地方經度-北京時間所在位置經度）/15 式中：S—時差，對鐘表表示值的修正，這是由于地球自轉不均勻，使日晷儀與鐘表所表示的平時有差異而引起的修正值。 ant=Z- 式中：Z—太陽方位角，為太陽光線水平投影與正南方向間的夾角。 tan(Z)=sin(H)/ （1-36） 利用上述各式求得Z及ant后，便可求得太陽輻射的入射角i。 3.太陽輻射的直射強度I的計算 設太陽在地球大氣層外的平均輻射強度為I（W/m），則太陽輻射穿過大氣層的直射輻射強度I可用下式計算： I= I·P （1-37） 式中：P—大氣透過率。于是太陽輻射直射強度在某表面法線方向上的投影為： I= I·cosi （1-38） 4.太陽輻射散射強度I的計算： I=I+I （1-39） 式中：I—天空輻射強度（W/m）；I—地面反射輻射強度（W/m）。 I可用下式計算： I=0.5·I·sin （1-40） I可用下式計算： I=·I·F （1-41） 式中：—地面反射率；C—天空散射輻射強度與到達地面的直射輻射強度之比；F—某表面與地面間的輻射角系數。 5.不透明表面對太陽輻射的吸收 某不透明表面對太陽輻射的吸收可用下式計算： B=A（I+I） （1-42） 式中：A—不透明表面對太陽輻射的吸收率 6.透明表面對太陽輻射的吸收與穿透 a.每平方米玻璃表面的太陽輻射透射量為： Q=T·I+T·I （1-43） 式中：T—玻璃對太陽輻射直射強度的透射率；T—玻璃對太陽輻射散射強度的透射率。 b.每平方米玻璃表面對太陽輻射吸收量為： Q=A·I+A·I （1-44） 式中：A—玻璃對太陽輻射直射強度的吸收率；A—玻璃對太陽輻射散射強度的吸收率。 表1.1標準玻璃的太陽光學性能 L，mm 入射角I° 0° 15° 30° 45° 60° 70° 80° 90° 3 81.1 80.9 80.2 78.1 71.3 59.5 35.4 0.0 5 74.6 74.3 73.4 71.0 64.3 53.2 31.0 0.0 6 71.5 71.2 70.2 67.7 61.1 50.4 29.0 0.0 3 7.2 7.2 7.4 8.8 14.8 26.2 50.7 100.0 5 6.7 6.8 6.9 8.2 13.7 24.5 48.2 100.0 6 6.5 6.6 6.7 7.9 13.3 23.7 47.2 100.0 T 3 11.7 11.9 12.4 13.1 13.9 14.3 13.9 0.0 5 18.7 18.9 19.7 20.8 22.0 22.3 20.8 0.0 6 22.0 22.2 23.1 24.4 25.6 25.9 23.8 0.0 2.3空調熱負荷設計計算與分析 在前幾部分，討論了汽車空調熱負荷的設計工況、熱平衡方程、計算方法和計算公式等項內容。根據這些方法和計算公式，再結合所設計的汽車本身的結構參數和計算條件就可以進行汽車空調熱負荷計算了。雖然不同車型的汽車，其結構參數、乘員人數、空調布置方式不盡相同，但空調熱負荷的計算方法是一致的。 一、設計條件與設計工況 1．設計條件： 客車乘員（含駕駛人員）共43人，客車各部分尺寸參數如下表所示： 表1-2參數表 位置 面積（㎡） 玻璃材料 與水平面夾角 前窗 1.89 鋼化玻璃 90 后窗 1.76 標準玻璃 90 側窗 7 標準玻璃 90 車頂 30.6 0 左（右）側 32 90 前（后）側 6.4（6.5） 90 b.設計日選為5月3日； c.以廈門市為設計地點，廈門市地理位置：北緯24.26、東經118（北京時間地理位置為北緯39、東經120）； d.假設汽車以40km/時正南方向行駛。 2.設計工況 a.車內空調溫度t選為27℃，相對濕度=50%； b.車內氣流速度v=0.5m/s； c.車外設計溫度為逐時氣溫t，相對濕度=75%。 車外設計日逐時氣溫t的計算可采用下式： t=t-△t （1-45） 式中：t—設計日第時刻車外氣溫（℃）； t—設計日最高氣溫（℃）; t—日較差； —模比系數。 對廈門地區(qū)：t=36.2℃， △t=8.5℃， 設計日逐時氣溫如下表所示： 表1-3 逐時氣溫 T/h 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 0.7 0.54 0.38 0.25 0.14 0.07 0.02 0.00 0.03 0.10 t/℃ 30.25 31.61 32.97 34.08 35.01 35.61 36.03 36.2 35.95 35.35 二、太陽輻射特性的計算 太陽輻射特性計算的主要目的是計算有關太陽輻射的一些參數，如太陽的入射角及太陽輻射強度。根據本章1.1中提供的計算公式可求得各個時刻太陽入射角及太陽輻射強度，如下表所示： 表1-4 太陽輻射強度 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 T/ 7.54 8.54 9.54 10.54 11.54 12.54 13.54 14.54 15.54 16.54 T 7.44 8.44 9.44 10.44 11.44 12.44 13.44 14.44 15.44 16.44 T// 4.56 3.56 2.56 1.56 0.56 -0.44 -1.44 -2.44 -3.44 -4.44 H 68.4 53.4 38.4 23.4 8.4 -6.6 -21.6 -36.6 -51.6 -66.6 28.06 41.17 53.38 67.45 79.30 80.33 68.97 55.97 42.76 29.62 Z 99.62 93.62 86.52 75.72 47.09 -40.30 -73.82 -85.51 -92.84 -98.96 Idn 523.6 687.3 782.0 834.8 858.7 871.4 838.8 789.6 701.2 548.5 Idv 455.5 605.3 454.6 311.1 116.7 94.7 289.6 440.5 512.9 471.0 表中：—太陽時；T/—地方平時；T—北京時間；T//—所計算時刻離開中午的小時數；H—時角，從太陽時中午算起的太陽角位移；—太陽高度角；Z—太陽方位角。 三、各部分熱負荷的計算 ①通過車體傳導進入車內的熱負荷Q。 由前述部分的（1-3）、（1-7）、（1-13）作為理論依據可得： a.通過車頂進入車內的熱量。查閱文獻：C=0.136（C為一無量綱量，其物理意義為天空散射強度與達到地面的直射強度之比），=℃。 故F=1.0，F=0.0，A=0.7 R===0.033（㎡·℃/W） R===0.078（㎡·℃/W） 鋼板：=48.15 W/m·℃ 軟木：=0.058 W/m·℃ 對于空氣層，取R=0.10㎡·℃/W 這里所指的空氣層熱阻不是單指空氣層，而是由某些車體結構附加材料及空氣間隙等折合而成的熱阻。 由上可得總熱阻R= R+ R+ R=0.317㎡·℃/W，此為總熱阻。但考慮到立柱的存在，作為一個傳遞熱量的“熱橋”加速了車體的熱量傳遞，故取總熱阻為： R=0.3㎡·℃/W 對于車頂，F=30.6㎡, t=27℃ 由 Q=A（I+ I）=0.7（I+ I） Q= Q- = Q- （1-46） 由此可求得車頂熱負荷，如下表所示 表1-5 通過車頂傳導進入車內的熱負荷 （F=30.6㎡） 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 n 90 90 90 90 90 90 90 90 90 90 i 61.94 48.83 35.62 22.55 10.70 9.67 21.03 34.03 47.24 60.04 Idv 246.3 452.4 635.7 771.0 843.8 859.0 782.9 654.4 476.1 273.9 Ids 71.2 93.5 106.4 113.5 116.8 118.5 114.1 107.4 95.4 74.6 Idg 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 Id 71.2 93.5 106.4 113.5 116.8 118.5 114.1 107.4 95.4 74.6 Qba 222.3 545.9 740.1 884.5 959.6 977.5 897.0 761.8 571.5 348.6 Qb 35.6 76.2 102.3 122.1 134.3 137.6 130.1 115.6 93.6 66.8 QWB1 1089.36 2331.72 3130.38 2050.2 4109.58 4210.56 3981.06 3519 2864.16 2044.08 b.通過車體左側進入車內的熱量。C=0.136， =900，=900，F=F=0.5，A=0.7。車體總熱阻與a.相同：R=0.3㎡·℃/W，F=9.15㎡, t=27℃，Q及Q計算與a.相同，結果詳見下表： 表1-6 通過車體左側傳導進入車內的負荷 （F=32㎡） 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 n 9.62 3.62 -3.48 -14.22 -42.91 -130.3 -163.8 -175.5 -182.8 -188.9 i 29.55 28.27 54.46 68.12 82.18 96.24 110.2 123.91 137.01 149.17 Idn 523.6 687.3 782.0 834.8 858.7 0 0 0 0 0 Idv 455.5 605.3 454.6 311.1 116.7 0 0 0 0 0 Ids 35.6 46.7 53.1 56.8 58.4 59.3 57.1 53.7 47.7 37．3 Idg 34.9 60.1 85.3 106.1 120.1 122.2 112.1 95.2 71.4 43.2 Qba 368.2 498.5 415.2 331.2 206.6 127.1 118.4 104.2 83.6 56.4 Qb 51.9 70.9 66.2 60.8 49.9 43.1 43.6 42.6 39.4 34.4 QWB2 1660.8 2268.8 2118.4 1945.6 1596.8 1379.2 398.9 1395.2 1260.8 1100.8 c.通過車體右側進入車內的熱負荷。各參數值與左側相同，即C=0.136，=900，=900，F=F=0.5，A=0.7，R=0.3㎡·℃/W，F=9.15㎡, t=27℃。結果詳見下表： 表1-7通過車體右側傳導進入車內的熱負荷 （F=32㎡） 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 n 189.62 183.62 176.52 165.78 137.09 49.70 16.18 4.49 -2.84 -8.96 i 150.45 151.73 125.54 111.88 97.82 83.76 69.80 56.09 42.99 30.83 Idn 0 0 0 0 0 871.4 838.8 789.6 701.2 548.5 Idv 0 0 0 0 0 94.7 289.6 440.5 512.9 471.0 Ids 35.6 46.7 53.2 56.8 58.4 59.3 57.1 53.7 47.7 37.7 Idg 34.9 60.1 85.3 106.1 120.1 122.2 112.1 95.2 71.4 43.2 Qba 49.4 74.8 97.0 114.0 124.9 193.3 321.2 412.6 442.6 386.1 Qb 16.4 23.8 30.9 36.5 40.8 50.5 66.1 76.8 79.3 71.0 QWB3 524.8 761.6 988.8 1168 1305.6 1616 2115.2 2457.6 2537.6 2272 20