ρ —空气密度
（kg/m3） 1.2×103 kg/m3
hW—车外新风状态比焓（kJ/kg） 95 kJ/kg（查图附图二）
hn—车内空气状态比焓（kJ/kg） 53 kJ/kg（查图附图二）
3.2车身壁面的传热过程
空调汽车的车身壁面除门窗玻璃以外，一般由外板，隔热层，内饰板组成，壁面传热的基本公式如下： Q=KF ?T
式中：K—壁面传热系数；F—传热面积；?T—传热温差 3.3车身壁面传热系数K值
具有关资料显示：利用圆热流法和热场畸变法计算，后者（热场畸变法）更接近实际，圆热流计算结果略偏小，偏差不大于10%。 具有关试验和计算表明：轿车的传热系数K一般在（16.3～17.1）kJ/（m2·h·℃）；对于隔热较好的大客车，K值一般在（16.3～17.1）kJ/（m2·h·℃）。
所以，我们取K=13 kJ/（m2·h·℃）。 3.4日照表面综合温度
前面提到车身传热过程是不太考虑太阳辐射热的影响，传热温差?T仅仅是车外气温与车内温度之差。事实上由于太阳辐射，将使车身壁面温度升高很多，此部分热量也将传入车内，构成车身热负荷的一部分。
（1）由于车内外空气温差，通过车身外表面以对流换热方式从大气中所得的热量： Q1=FK（TH-TB）。
（2）车身外表面从太阳辐射中吸收的热量：Q2=FK（TC-TH）。 总热量为Q=Q1+Q2=FK（TC-TB） 3.5通过车身壁面传入的热量
车身结构各部分不同，实际计算是分别进行的； QC+QB=（Q顶+Q侧+Q地）α Q顶=F顶K顶（TC顶-TB） Q侧=F侧K侧（TC侧-TB）
=（F′侧K′侧+F门窗框K门窗框+F前围K前围+…）（TC侧-TB）
Q地=F地K地（TC地-TB）=QC
式中：α —修正系数，根据简化过程度取α =1.2～1.4。 3.6通过门窗玻璃传入的热量
考虑到太阳辐射，传入热量由两部分组成： QG=QG1+QG2 （1）由于车内外温差而传入的热量（QG1）； QG1=K玻F玻（TH-TB）
（2）由于太阳辐射通过玻璃传入热量（QG2） QG2=（?ν+ραBU/αH）S， U=F′玻I+（F玻-F′玻）IS
式中：? —太阳辐射通过玻璃的透入导数（一般取?=0.84）；K玻—玻璃窗的传热系数（一般 取K玻=5.5）；ρ —玻璃对太阳辐射热的吸收系数（一般取ρ=0.08）；S—遮阳修正系数；I—车窗外表面的太阳辐射强度；IS—车窗外表面的太阳散射辐射强度，IS=30～40×4.18kJ/（m2·h）；U —车窗的太阳辐射量；F′玻阳面车窗面积；F玻—车窗总面积。 3.7新风热
在汽车空调设计及其热负荷计算中，新风量的确定是比较困难的，新风的传入有两个途径，一是门窗缝隙，二是新风系统。门窗缝隙实际上每辆车子都不同，只能通过大量的实验才能确定。不同的缝隙位置，由于其所处的风压不同进风量是不同的。对于没有换气机构的车子，车身缝隙起到了部分自然换气的作用。
（1）新风量的确定：由实验测的新风量11m3/h； （2）新风热QV的计算：QV=Vρ（iH-iB）
式中：ρ —空气的密度；TH=35℃时，ρ=1.146kg/m3 iH、iB—车内外空气的焓值。 3.8乘员人体散发的热量
一般资料介绍司机可按522.5kJ/（人·h）计，乘员按418 kJ/（人·h）计
QP=100N N —乘员总数 3.9发动机传入的热量
QE=KFFF1（TF1-TB）
式中：F1—指主发动机，KF—按多层均匀平面计算； KF=1/（1/ +∑δ/λ+1/αB）
式中：αF —发动机侧的壁面对流换热系数，一般取αF =10； TF —发动机室的空气温度。 3.10其它
考虑到车体预冷、冷风管道渗入热，车内零件吸热，车内电机等发热元件的热量等消耗的冷量。 QM=3594.89（kJ/h） QT=KUL（T1-T3） QBi=aBiFBi（TBi-TB） FBiaBi=376.2kJ/（h·℃）
BBi=∑CG 求得。
主要零部件的比热容与重量G之乘积，
第4章 系统形式及隔热材料
4.1制冷剂循环控制系统
按制冷剂循环控制系统有三种形式，即离合器热力膨胀阀系统（CCTXV系统），膨胀阀 — 吸气节流阀系统（TXV—STV系统），离合器节流管系统（CCOT系统）。后两种只用于轿车，所以我们选用离合器热力膨胀阀系统（CCTXV系统）。
离合器热力膨胀阀系统（CCTXV系统）。大多数车型都采用这种方式。它由热力膨胀阀控制蒸发压力，当蒸发器热负荷增加或蒸发压力增加时，膨胀阀开度增大，使流量增加，制冷量也增加。当流量过多，蒸发压力过低，使蒸发器表面结霜时，通过恒温器使离合器脱开，压缩机停转，待结霜融化，蒸发器温度升高时，离合器又接通，压缩机重新运转。这种系统由压缩机，冷凝器，贮液器，膨胀阀，蒸发器组成。膨胀阀有F型和H型两种，如下图所示。
4.2送风方式的确定 （1）直吹式
空调风（冷或热）直接空调器吹出，其结构比较简单，风阻损失小，但送风不均匀。一般轿车、货车、中小型汽车常采用这种方式； （2）风道式
空调风通过车内风道送出。这种方式比较均匀，风可送至重要的部分（如头部、足部），但零件增加，风道阻力增加，因此送风机功率要加大。主要用于大中型客车。
风道送风口布置的原则冷风出口布置在上面（尽可能在车顶下），暖风出口布置在下面（尽量在地板上），以满足“头凉足暖”的要求，即要有上、下两层风道。
风道式又可分为两侧送风道和中央送风道两种。两侧风道布置在车顶转角处，一般不占用有效空间，对乘员起立和行走影响不大，但要求车窗框离车顶有一定距离。对于车窗框离车顶距离很近的车辆不
宜采用紧贴车壁的侧风道。中央送风道的优点正好相反，为不影响乘员行走，必须做得很扁。
所以我们采用两侧式风道送风，本次主要考虑制冷系统。 4.3车内的气流组织
车内气流组织除与送风口的位置有关外，还与送风口的构造形式、尺寸、送风温度、速度和气流方向有关。按送、回风口的相互关系和气流组织形式一般有以下几种：上送风下回风；上送风上回风；中送风中回风及下送风下回风。 各种气流流型的特点如下： （1）上送风下回风气流流型 用于独立整体型，独立式分散型和非独立式底置型制冷设备的客车。此方式的送风较容易与室内空气充分混合，易于形成均匀的温度场和速度场、能够采用较大的温差、从而降低送风量，有实践经验知，送风速度可取2～
5m/s。 （2）中送风中回风气流流型
适用于轿车、小型客车。因为这些发动机前置，制冷设备大多安装在发动机处和驾驶区仪表台处，此方式具有明显的节能效果。 上送风上回风气流流型。适用顶置型和内装型空调设备的客车。顶置型的冷凝器，蒸发器是安装在车顶外部，内装型的蒸发器是安装在车顶的内部，因此需要采用上送风和上回风的气流组织形式。 4.4隔热保温材料
汽车的空调性能（效果）好坏主要由两个因素决定：
（1） 空调装置的性能（制冷或采暖能力、气流组织）； （2） 汽车车体的隔热保温及密封性。
由此可见车体的隔热保温性能对空调效果有一定影响。除玻璃的隔热性能外，金属壳体部分的隔热保温效果主要靠隔热保温材料解决对置于车体外的热交换器（主要指蒸发器箱体）及送风管道，隔热保温材料也是很重要的，车内的送风管道，尤其是布置在汽车顶部的冷管道
指金属管），若没有隔热层，则容易在管外凝露滴水，弄脏乘员衣物，而且由于风到阻力将产生明显噪音。