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车用蒸汽压缩式制冷循环的热力计算
在进行制冷循环的热力计算之前，首先需要了解系统中各设备内功和热量的变化情况，然后再对循环的性能指标进行分析和计算。
当完成一个蒸汽压缩循环时，在压缩机中外界对制冷剂作功。而热量的传递情况则因设备而异，在冷凝器中热量由制冷剂传给外界冷却介质，在蒸发器中热量由被冷却物体传给制冷剂。
蒸发器中单位时间内向制冷剂传递的热量称为循环的制冷量，用符号Q0表示。压缩机中因压缩制冷剂所消耗的功率用符号N0表示，它是保持循环运动所必须付出的代价。这两者的比?0 = Q0 / N0定义为制冷系数。
根据热力学第一定理，如果忽略位能和动能的变化，稳定流动的能量方程可表示为 Q + N = m ( h2 - h1 ) （1-1）
式中：Q---单位时间内加给系统的热量（kW）；
N---单位时间内加给系统的功（kW）；
m---流进或流出该系统的稳定质量流量（kg/s）；
h---比焓（kj/kg）;
下标1、2---流体流进系统和离开系统的状态点。
当热量和功朝向系统时，Q和N取正值。该方程可单独适用于制冷系统的每一个设备。
① 节流机构
制冷剂液体通过节流孔口时绝热膨胀，对外不作功，Q = 0，N = 0。故方程（1-1）变为0 = m ( h3 - h4 )
h3 = h4
因此，可以认为节流前后其焓值不变。节流阀出口处（点4）为两相混合物，它的焓值也可由下式表示：
h4=（1- x4）hf0 + x4 hg0 (1-2)
式中：hf0---蒸发压力p0下的饱和液体焓值；
hg0---蒸发压力p0下的饱和蒸汽的焓值。
将上式移项并整理，得到
x4=（h4 - hf0）/（h g0- hf0） (1-3)
点4的比容为：
v4 = (1-x4) vf0 + x4 vg0 (1-4)
式中：vf0---蒸发温度t0下饱和液体的比容(m3/kg);
vg0---蒸发温度t0下饱和蒸汽的比容(m3/kg);
② 压缩机
如果忽略压缩机与外界环境所交换的热量，由式（1-1）得
N0 = m ( h2 - h1) （kW） （1-5）
式中：( h2 - h1)表示压缩机每压缩并输送1kg 制冷剂所消耗的功，称为理论比功，用w0表示。由于节留过程中制冷剂对外不作功，因此循环的比功与压缩机的比功相等。
③ 蒸发器
被冷却物体通过蒸发器向制冷剂传递热量Q0，因蒸发器不作功故方程（1-1）变成 Q0 = m ( h1 – h4 ) = m ( h1 – h3 ) （kw） （1-6）
由上式可以看出，制冷量与两个因素有关，即制冷剂的质量流量 m和制冷剂进出蒸发器的焓差( h1 – h4 )。前者与压缩机的尺寸和转速有关，后者与制冷剂的种类和工作条件有关。( h1 – h4 )称为单位质量制冷量（简称单位制冷量），它表示每千克制冷剂在蒸发器内从被冷却物体中吸取的热量，用 q0表示。
质量流量m和容积V有关，
V = m v (m3/s) (1-7)
式中：v为制冷剂的比容。在压缩过程中它是一个变量，由于压缩机进口处的比容v1和压缩机的尺寸紧密相关，因此我们用v1代入方程式（1-7），则有：
V1 = m v1或m = V1 / v1 (1-8)
将方程式（1-8）代入方程式（1-6），得到
Q0 =V1（h1 - h4）/ v1
由上式可以看出，制冷量也可以用另外两个因子来表示：压缩机进口处蒸汽的容积流量V1和（h1 - h4）/ v1。前者取决于压缩机的尺寸和转速，后者取决于制冷剂的种类和工作条件。（h1 - h4）/ v1称为单位容积制冷量，用qv表示。它表示压缩机每吸入1m 3制冷剂蒸汽（按吸气状态记）所制取的冷量。
④ 冷凝器
假设制冷剂在冷凝器中向外界放出的热量为Qk，那么
Qk = m ( h2 - h3 ) (1-10)
式中( h2 - h3 )称为冷凝器单位热负荷，用qk表示. 它表示每千克制冷剂蒸汽在冷凝器中放出的热量。
⑤ 制冷系数
按定义，在理论循环中 ?0 = q0/w0 = (h1-h4)/(h2-h1)

汽车空调热负荷设计计算
理想的车内温度夏季为25℃~27℃，冬季为16℃~25℃，相对湿度为45%~60%时，人体感觉舒适。
一、 车内设计参数的选择
车内设计参数可以遵循以下原则：
（1） 夏季车内温度应取在25℃~27℃，最高不超过28℃，冬季可取为16℃~22℃。
（2） 在夏季，考虑到车内外温差过大时容易引起“热冲击”，应对车内外温差有一定的限制，一般以℃5~7℃为宜，最大不要超过10℃。因此，建议夏季车内空调温度按下式选取：
tn = 20 + 1/2 ( tw – 20 ) (1)
式子中：tn ----车内空调温度（℃）
tw----车外环境空气温度（℃）
（3） 车内相对湿度在45%~60%之间比较适宜。
（4） 车内气流速度以0.3 m/s~0.5m/s为宜。
（5） 根据“头冷脚凉”的原则，车内垂直方向温差应控制在头部温度比脚部温度低3℃左右。
（6） 考虑到人的生理卫生要求，车内应引进一定量的新空气。由于车内新鲜空气引入量过大时会显著增加空调热负荷，应以最低标准保证11m3/人*h的新鲜空气补充量。
二、 车外设计参数的选择
为了使空调热负荷设计计算结果有利于为制冷系统的设计提供参考依据，一般是把设计地的夏至这一天作为设计日，并以当天的逐时气温作为设计温度。相对湿度的选取可参考设计地夏季平均相对湿度。一般情况下，车外设计温度在36℃~38℃之间，相对湿度为50%~70%。
三、 汽车空调热负荷的组成
（三个假设：①车身热传递为一维稳态导热；②车厢内的热负荷只使车内空气和部件的温度升高；③车内各部件的温度与车内空气的温度均匀一致。）
建立热平衡方程如下：
QW=QWB+QWG+QWBI+QE+QC+QM+QP+QV （2）
式中：QW ----空调热负荷（W）
QWB ----通过车顶与车门传导进入车内的热负荷（W）
QWG ----通过各玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷（W）
QWBI ---通过各玻璃表面以辐射方式直接进入车内的热负荷（W）
QE ---从发动机室一侧传导进入车内的热符合（W）
QC ---从行李厢及车厢地板处传导进入车内的热负荷（W）
QM ----空调风机造成的热负荷（W）
QP ---车内驾驶人员及乘客散发的热负荷（W）
QV ---密封处泄露及补充新风进入车内的热负荷（W）
1、 通过车顶与车门传导进入车内的热负荷
Qba = Ab (Idv + Id ) （3）
式中：Qba ----单位面积车体表面吸收的热量（W/m2）
Ab ----车体外表面对太阳辐射的吸收率
Idv ---太阳辐射直射强度在车体外表面法线方向的分量（W/m2）
Id ----车体外表面接受的太阳辐射散射强度（W/m2）
通过车体外表面与车门进入车内的热负荷可以由建立车体表面的热平衡方程而得到。对于稳态过程，其热平衡方程如下：
Qba = An(tb2 - tn) + Aw(tb1 – tw ) （4）
式中：An ----车体内表面的换热系数（W/m2℃）
tb2----车体内表面温度（℃）
Aw ----车体外表面放热系数（W/m2℃）
tb1----车体外表面温度（℃）
tw ----车外环境温度（℃）
tn ----车内空调温度（℃）
由式子（4）即可得出通过单位面积车体表面传导进入车内的热量为：
Qb=An(tb2-tn)=Qba-Aw(tb1-tw) (5)
在稳态情况下，通过车体外表面传导至内表面的热量等于车体内表面向车内空气的对流换热量，即：An(tb2-tn)=（tb1-tb2）/Rs （6）
式子（6）中，Rs为车体外表面换热热阻，单位为m2℃/W 。
① 在车子运行的情况下，Aw只是运行速度的函数，而于Tb1无关，因此可以由方程（4）~（6）联立求得 Qb的计算式，既
Qb=Qba-[Qba（Rs+Rn）-（Tw-Tn）]/(Rw+Rs+Rn) (7)
式子中Rw=1/Aw,为车体外表面换热热阻（m2℃/W）
Rn=1/An,为车体内表面换热热阻（m2℃/W）
② 在停车条件下，可由方程（4）~（6）联立解得：
A1(Tb1-Tw)n+A2(Tb1-Tw)+A3=0 (8)
式子中：A1,A2,A3为An,Aw,Qba的函数， n 为指数。
在已经知道An,Aw,Qba表达式的情况下，即可确定方程（8）中的各项系数及指数，由迭代法可以求得（Tb1-Tw）. An,Aw 的表达式可参考下面给出的推荐式， Qba可由（3）式计算，这样可由式子（5）求得Qb。
③ 停车条件下的放热系数
a、 车顶与车门内表面的放热系数表达式为：
An=5.6782(2.0+1.03 Va) (9)
式子中：Va----车内空气流动速度（m/s）
b、 车顶与车门外表面的放热系数表达式为：
车门：Aw=2.63(Tb1-Tw)0.25 (10)
车顶：Aw=1.98(Tb1-Tw)0.25 (11)
④ 在运行条件下，车顶与车门外表面的放热系数为：
Aw=4.41×V0.8
式子中： V----汽车的运行速度（m/s）(12)
此时，车顶与车门内表面放热系数仍如（9）式所示。
对各传热表面，在运动状态下，将An,Aw,Qba代入方程（7）中；在停车状态下，将Aw,Qba,(Tb1-Tw)代入方程式（5）中，即可求得运动和停车两种情况下通过单位面积车顶或车门进入车内的热负荷Qbi，再乘以各种传热面积Fbi，即可求得QWB。即：QWB=∑QbiFbi (13)
式子中：Qbi，Fbi分别为通过某单位面积车门或车顶的热负荷和各传热面积。
2 通过车窗玻璃进入车内的热负荷QWG及QWBI
① 通过各玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷QWG
由于太阳辐射对玻璃具有一定的穿透性，因此，当太阳辐射作用在玻璃表面时有一部分能量透过玻璃以短波辐射的形式直接进入车内，另一部分能量被玻璃吸收后使玻璃表面温度升高，然后以对流的方式与车内外空气进行热交换，其余的能量则反射回外界空间。这里先考虑以对流方式进入车内的热负荷QWG。
在太阳辐射作用下，单位面积玻璃吸收的热量Qga为；
Qga=AdiIdv+AdId (14)
式子中：----单位面积玻璃吸收的太阳辐射热（W/m2）
----入射角为I时玻璃的直射吸收率
----玻璃的散射吸收率
利用与推导式（4）-（8）相同的方法可得通过单位面积玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷Qg的计算式：
Qg=Agn(Tg2-Tn)=Qga-Agw(Tg1-Tn) (15)
以及；Qg = Qga –[Qga (Rgs+Rgn)-(Tw-Tn)]/(Rgw+Rgs+Rgn) （16）
式子中：Rgn =1/Agn,玻璃内表面的换热热阻（m2℃ /W）
Rgw =1/Agw, 玻璃外表面的换热热阻（m2℃ /W）
Rgs ----玻璃材料的热阻（m2℃ /W）
Agn ----玻璃内表面的换热系数（W/m2℃）
Agw ----玻璃外表面的换热系数（W/m2℃）
对于各玻璃内表面，其表面换热系数表达式分别为；
前窗：Agn=5.6782（0.9+1.03 Va） （W/m2℃）（17）
侧窗：Agn =5.6782（1.10+1.03 Va） （W/m2℃）（18）
后窗：Agn =5.6782（0.9+1.03 Va） （W/m2℃）（19）
对于各玻璃外表面，其换热系数表达式为：
停车条件下：Agw=1.98[(Tg1-Tw)cos(θ-90)]0.25 （W/m2℃）（20）
式中：θ-----玻璃表面与水平面之间的夹角
运行条件下：
前窗：Agw =3.79 V0.8 （21）
侧窗：Agw =7.21 V0.8 （22）
后窗：Agw =4.65 V0.8 （23）
将Agn,Agw,Aga,(Tg1-Tw)分别代入到方程(16)(15)中，即可分别求得运动和停止两种情况下通过各单位面积玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷Qg。于是通过各玻璃表面以对流方式进入车内的热负荷QWG为：
QWG=∑FgiQgi (24)
式中：Fgi分别是各部分车窗玻璃的表面积；Qgi分别是对应的车窗单位面积玻璃表面以对流方式直接进入车内的热量。
② 通过各玻璃表面以辐射的方式直接进入车内的热负荷QWBI
通过单位面积玻璃直接进入车厢内的太阳辐射热量为：
Qta=Ti Idv+Tdi Id （25）
式子中：Qta ----透过单位面积玻璃直接辐射进入车内的太阳辐射热量（W/m2）
Ti ----入射角为I时的直射透过率
Tdi ----玻璃的散射透过率
若车厢内部装置表面的吸收系数为Abi，则在稳态条件下，通过单位面积玻璃进入车内被单位面积表面吸收的太阳辐射热全部散发给车内空气成为热负荷QBI,即： QBI=QtaAbi (26)
式子中：Abi ----车内装置表面的吸收系数
则通过各玻璃表面直接辐射进入车内的热负荷QWBI为：
QWBI=∑QBIFgi (27)
式子中：QBI分别为通过各部分车窗单位面积玻璃直接辐射进入车内的热负荷，Fgi分别是对应的车窗玻璃面积。
3 其他部分形成的热负荷
① 密封处泄露及引入新风进入车内的热负荷QV
由于车体密封性问题及为了满足车内人员生理卫生要求而引入新风，需要考虑这部分热负荷。若按照11 m3/人时为最低新风引入标准，即v1=11m3,则总的新风量为V=n v1(n为乘客人数)，若换算成空气的质量流率，则为Gv=ρV(ρ为空气的密度)。于是，总的新风热负荷QV可按下式计算：
QV=Gv（hw-hn） (28)
式子中：Gv ----进入车内新风的质量流量（kg/s）
hw ----车外大气的焓植（KJ/kg）
hn----车内空气的焓植（KJ/kg）
② 从发动机一侧传导进入车厢内的热符合QE。
假定从发动机一侧传导进入车内的热负荷QE与发动机一侧和车内空气温差成比例，则QE可用下式表示：QE=Ke Fe( te - tn ) (29)
式子中：te ----发动机一侧的空气平均温度（℃）
tn ----乘客车厢内的空气平均温度（℃）
Ke ----传热系数（W/m2℃）
Fe ----传热面积(m2)
③ 从行李厢及车厢地板处传入车厢的热负荷QC
与QE的分析方法相同，QC可用下式表示：
QC = Kc Fc (tc-tn) (30)
式子中：tc ----行李厢及地板处空气平均温度（℃）
Kc ----传热系数（W/m2℃）
Fc ----传热面积(m2)
实际计算中Ke ，Fe ，Kc，Fc，通常是用实验求得的经验值。
对于小轿车可取8~10 W/m2℃，对于中、大型客车可取20~30 W/m2℃
④ 车内驾驶人员及乘客散发的热量QP
对于驾驶人员可取QP1=220W，对于车内乘客可取QP2=102W。设有一个驾驶人员和n个乘客，则有：QP = QP1 + n QP2
⑤ 空调风机造成的热负荷QM
由于空调风机产生的热量将随空气进入车内，因此，一般电机的功耗即是热负荷。

不同车型推荐制冷能力
车型
豪华大型客车
(50~60座)
大客车
(40座左右)
中型客(20~25座)
中型客车
15座左右
小型客车
9座以下
大型货车
工程车
小轿车
普及型
小轿车
豪华型
制冷能力
(KW)
23.3~29
18.6~21
11.6
9.3
7
3.5~5.8
3.5~4.7
7

汽车空调制冷系统的热力计算
1、 制冷系统工况的确定
（1） 冷凝温度tk的确定
汽车空调系统由于运行条件的限制，均采用风冷式冷凝器。 车外环境温度tw（主要是指夏季环境温度）是影响tk的重要因素。考虑到汽车空调系统在不同地区的适应性，应选取最恶劣的工况，即取tk=43℃为宜。对于风冷式冷凝器，通常选取tk比冷凝器的进风温度高12~15℃。即
tk=tw+x (x=12,13,14,15)
对于空调系统，tk的确定尚需考虑下列因素：
① 由于风冷式冷凝器的传热系数较低，而且受汽车安装空间的限制，冷凝器不可能做的太大，一般采用增大传热温差的方法，即提高tk的办法来解决。
② 冷凝器的工作环境恶劣，很容易积灰和沾染其他杂质，使传热系数减小；
③ 受地面辐射的影响较大（对裙置式冷凝器）；
综合上述因素，建议冷凝器温度tk与外部环境温度的差值取为17℃。即：tk = tw +17=60℃
对于R134a为制冷剂的制冷系统，当tk取为60℃时，其对应的饱和蒸汽压力为16.812×105Pa。
（2） 蒸发温度 to
蒸发温度to取决于空调所要求的温度、蒸发器的形式、被冷却介质的种类和条件。
从理论上讲，蒸发温度to提高，可以提高制冷循环的制冷量，提高制冷系数和循环的经济性。但是to的提高，减少了蒸发器的传热温差，需要较大的蒸发器作为补偿。
随着to的降低，压缩机实际排量减小，制冷量降低。这时可以通过提高压缩机的转速，增加制冷剂循环量来补偿。经过综合考虑，蒸发温度to选为0℃是合适的。
对于R134a制冷剂to =0℃时，对应的蒸发压力为2.928×105Pa。
（3） 过冷度△tsc及过冷温度tsc
一般认为：过冷温度tsc较同压力下的tk低3~5℃。
过冷度△tsc=5~8℃
（4）过热度△tsh
汽车空调系统多采用热力膨胀阀供液，为了确保压缩机干冲程，充分发挥蒸发器的有效传惹面积，蒸发器出口过热度一般为5~7℃。对于汽车空调系统，压缩机吸气温度一般为15~18℃。当蒸发温度为0℃时，有效过热为5~7℃，无效过热为10~11℃，总的过热度△tsh =15~18℃。