汽車空調選型計算論文

導語：汽車空調選型計算論文一文來源于網友上傳，不代表本站觀點，若需要原創文章可咨詢客服老師，歡迎參考。

目前已知進口干度為0.3，出口過熱，因此平均干度

χdo=（0.3+1.0）/2=0.65

由此，可計算其余參數的平均值。動力黏度μcore的平均值為

μcore=[χ/μr+（1-χ）/μ1]-1=[0.65/11.446+（1-0.65）/266.78]-1=17.212kg/（m·s）

每一散熱板制冷劑質量流量

qmr,eq''''=qmr/11=0.042/11=3.8182×10-3kg/s

散熱板內孔的制冷劑質量流速qmr,A為

qmr,A=qmr,eq''''/（1/4·π·D2h，r）=0.0038182/[3.1416/4×

（3.7265×10-3）2]kg/（m2·s）=350.077kg/（m2·s）

雷諾數Recore為

Recore=qmr,A·Dh，r/μcore=350.077×3.7265×10-3/（17.212×10-6）=75794

干度平均值為

χdo=0.49+627Recore-0.83=0.49+627×75794-0.83=0.54587

由上面的計算可以看到，制冷劑干度從0.3～0.54587～1變化，后還有過熱蒸氣區。因此很難準確估計每一階段所占的百分比，只能憑經驗估計。在此，取過熱蒸氣區為20%，于是可以計算出干燥點之前的兩相區約為28%，干燥點之后的兩相區約占52%。

（1）干燥點之前的兩相區，取χ=0.417，則在散熱板內孔內，制冷劑氣液兩相均勻紊流工況的Lockhart-Martinelli數Xtt和關聯系數F（Xtt）分別為

Xtt=[（1-χ）/χ]1-W/2（ρl/ρv）0.5（μv/μl）n/2

=[（1-0.417）/0.417]1-0.3/2（1285.86/15.712）0.5（11.446/266.78）0.3/2=7.5

F（Xtt）=（1+2.30/Xtt2）0.374=（1+2.30/7.5）0.374=1.0151

制冷劑兩相流折算成全液相時，在折算流速下的表面傳熱系數αl為

αL=A[qmr，A（1-χ）Dh/μl]-hqmr，A（1-χ）cP1

=0.341[350.077（1-0.417）3.7265×10-3/266.78×10-6]-0.3×350.07×（1-0.417）13532.2W/（m2·s）

=7966.028W/（m2·s）

制冷劑兩相流的表面傳熱系數αr為

αr=αLPRl0.296F（Xtt）

=7966.028×3.9680.296×1.0151W/（m2·s）=12160

（2）過熱區制冷劑側的雷諾數Reeq，r，普朗特數Prv，努塞爾數Nu，表面傳熱系數av分別為

Reeq，r=（qmr，ADh，r）/μv=（350.077×3.7265×10-3）/（11.446×10-6）=113950

Prv=0.8471

av=（Nu×λv）/Dh，r=（50722×12.034×10-3）W/（m3·k）=1638W/（m3·k）

（3）干燥點之后的兩相區取χ=0.766，則把Xd0=0.5458帶入干燥點之前的兩相換熱公式，計算得ad0=11165W/（m2·s），于是ar為

ar=av+{1-[（X-Xd0）/（1-Xd0）]1.5}×（ad0-av）

=1638+{1-[（0.766-0.54587）/（1-0.54587）]1.5}×（11165-1638）W/（m3·k）=7950W/（m3·k）

最后，平均表面傳熱系數可為

ār=（12160×28%+7950×52%+1638×20%）W/（m3·k）=7866W/（m3·k）

5.3.7計算總傳熱系數及傳熱面積

如忽略管壁熱阻及接觸熱阻，忽略制冷劑側污垢熱阻取空氣側污垢熱阻ra=0.0003（m3·k）/W，則傳熱系數k為

k=1/[（1/ār）Aa/Ar+ra+1/aeq，a]=1/[（1/7866）0.706555/0.113+0.0003+1/323.3]W/（m3·k）=238.777W/（m3·k）

對于對數平均溫差為

∆tm=（Tal-Ta2）/ln{（Ta1-Te）/（Ta2-Te）}=（27-7.25）/ln{（27-2）/（7.25-2）}℃=12.655℃

由于板翅式蒸發器的流程較少，而且在流道轉彎處制冷劑與空氣成順流流動形式，因此按純逆流方式計算的對數平均溫差偏大。另外，濕工況在增大空氣側表面傳熱系數的同時也增加了液膜熱阻，因此空氣側的實際表面系數低于計算結果。綜合兩個方面的考慮，傳熱系數與對數平均溫差之積預乘上一個修整因子，ψ=0.65，則所需總傳熱面積（以外表面為基準）A0為

A0=Qe/（4k）=29311/（4×238.777×12.6555）m2=14.9m2

與前面計算出15.167m2的相對誤差不大

5.3.8計算空氣側阻力損失∆Pa

空氣側摩擦阻力因子ƒ為

ƒ=5.47RePL0.72hL0.37（lL/hF）0.89PL0.2hF0.23

=5.47×4300.72×0.4144550.37×（6.8/7.9）0.891.10.27.90.23

=71.98×10-3

則空氣側阻力損失∆Pa為

∆Pa=4ƒ·WF/Dh，a·ρ·v2a，max

=4×71.98×10-3×0.065/（2.792×10-3）×1.1025×5.872Pa

=278.313Pa

最后根據空氣阻力和風量選擇風機。

5.4膨脹閥

丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨脹閥適用于HFC134a制冷劑。其選型方法是根據給定的工況，膨脹閥兩端的壓力降和蒸發器的負荷，經制冷劑液體過冷度修正后，查該型號的技術手冊。

5.4.1確定TDEN型熱力膨脹閥兩端的壓力降根據所給定的工況

系統中制冷劑液體流經管路、管彎頭、干燥過濾器、視液鏡、電磁閥等部件，其壓降之和設為∆P1=66kPa多流程供液的蒸發器前需安裝液體分配器，其壓降設為∆P2=65.67kPa。由于整個系統壓力平衡，則有

Pe=Pc-∆PTXV-∆P1-∆P2

于是，熱力膨脹閥端的壓力降∆PTXV為

∆PTXV=Pc-Pe-∆P1-∆P2=1681-349.63-66-65.67=1200kPa=12bar

5.4.2蒸發器負荷的過冷修正

根據丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨脹閥的技術手冊規定，當熱力膨脹閥前的制冷劑液體過冷度偏離4k時，蒸發器的制冷量必須進行修正。修正方法是將所需制冷量除以下表所給的修正系數得到修正的蒸發器制冷量。

在閥前的制冷劑液體過冷度為∆tsc=5℃，修正系數為1.013，則修正蒸發器制冷量Qe，s''''為

Qe，s''''=29.311kw/1.013=28.9kw

則每只蒸發器的修正制冷量Qe，s″為Qe，s″=28.9kw/2=14.52kw

5.4.3根據∆PTXV、te、Qe，s″確定應匹配的熱力膨脹閥容量

由于熱力膨脹閥的制冷量，必須等于或稍大于修正后的蒸發器制冷量，因而可按∆PTXV=12bar，te=5℃，Qe，s″=16.8kw＞14.52kw，在丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨脹閥的技術手冊的有關參數中，查到TDEN5.8能夠滿足整個制冷系統匹配的要求，因此，選用兩個TDEN5.8型。

第6章空調系統的性能匹配

汽車空調系統的性能匹配所要解決的問題，是在成本經濟預算與運行經濟預算，以及汽車動力配置方案允許的條件下，如何使汽車空調系統各組成部件，特別是對系統性能起主要決定作用的壓縮機，膨脹閥，冷凝器總成及管系等部件，在額定運行工況（設計工況）匹配得最合理，以使各部件性能以至系統性能，在該工況得以最大限度地發揮，工作最可靠，并且還具有一定的適應最大負荷工況和惡劣運行工況運行能力。

汽車空調系統圖

1壓縮機；2高壓軟管；3冷凝器；4冷卻風扇；5干燥儲液器；

6高壓軟管；7膨脹閥；8蒸發器；9風機；10吸氣管。

6.1壓縮機的匹配

從系統匹配和成本經濟、運行經濟角度考慮，車用空調系統在額定運行工況（通常把該工況作為設計工況）應選配多大容量，多少輸入功率，多高轉速的車用空調壓縮機，這是汽車空調系統設計在完成空調負荷計算后首要解決的問題為此，必須進行車用空調壓縮機的選型計算，包括設計工況計算和變負荷工況計算。

6.1.1車用空調壓縮機選配的依據

當車身結構確定后，車用空調系統設計的第一個任務，就是進行車廂空調負荷的設計計算。一般空調負荷計算，包括額定工況和最大負荷工況的負荷計算空調負荷計算的結果是車用空調壓縮機選配的依據。

額定工況是指有關行業標準所規定的車用空調系統運行工況。如CJ/T134—2001《城市公交空調系統技術條件》規定，城市公交空調客車空調系統的額定運行條件是：冷凝器總成的環境溫度為35℃，相對濕度為60%；蒸發器總成進風的干球溫度為≤28℃，濕球溫度為19.5℃。有時，設計工況也可以按所設計車輛在當地經常運行的條件綜合考慮來確定，但須按有關行業標準所規定的車用空調系統運行工況加以校核。額定工況必須確定的參數有：冷凝器總成環境氣象參數，蒸發器出口制冷劑過熱度，壓縮機吸氣管路的壓力降等。

最大負荷工況是指車用空調系統按額定工況設計好后，在特定運行條件下，所能達到的具有最大制冷能力的運行工況。一般當汽車在環境溫度較高的烈日下長時間暴曬后，車用空調系統剛起動時刻的運行工況，就屬這一特定運行工況。最大負荷工況的參數也包括上述額定工況的各項參數。

6.1.2壓縮機與發動機的傳動比及壓縮機轉速的確定

在非獨立式車用空調系統中，壓縮機都是由主發動機通過離合器的吸合和帶傳動系統來驅動。壓縮機的轉速與主發動機的直接有關，兩者之間的傳動比除與主發動機的轉速有關外，主要取決于壓縮機的最高連續轉速。傳動比的確定，對于非獨立式車用空調系統制冷性能的發揮和壓縮機工作的可靠性至關重要。汽車發動機的轉速范圍比較寬，一般在700～2400r/min之間，汽車在停駛（發動機怠速傳動）和低速狀態時，發動機轉速低空調的轉速也低會造成空調系統的制冷能力不足。汽車高速行駛時，發動機和壓縮機的轉速較高、空調制冷能力強勁、壓縮機的耗能也高，對于安排非獨立車用空調機組的城市公交空調客車，采用循環離合器控制制冷系統運行時，這一影響尤其明顯。因為這類空調客車需要的制冷量較大，一般都是安裝一臺活塞式車用空調壓縮機，由于它受到往復運動結構特點的限制，只能以較大的傳動比來提高其轉速，主要是防止發動機一旦高速運轉時，導致壓縮機因轉速超出極限范圍而損壞。

由上述可知，采用循環離合器控制方式控制制冷系統運行的非獨立式車用空調系統，其壓縮機在額定空調工況轉速的確定，須考慮發動機與壓縮機之間的傳動方式和它們的傳動比。比如，汽車在正常行駛狀態下，當發動機轉速為1440r/min時，若傳動比為1：1.25，則壓縮機的轉速就可達到1800r/min。

6.1.3壓縮機與冷凝器、蒸發器的性能匹配

壓縮機作為制冷系統的一個組成部件，其上游部件是蒸發器總成。下游部件是冷凝器總成。它們之間的性能是相互影響的，當蒸發器內制冷劑蒸發溫度Te（或壓縮機吸氣壓力Ps）變化時，壓縮機的輸氣量會變化，而壓縮機制冷量Qe，c、制冷劑冷凝溫度tc都會變化。因此，在選配或設計冷凝器和蒸發器時，應當與所選配的壓縮機性能相匹配，并且三者性能要綜合考慮，才能充分發揮各個部件的作用。

6.2冷凝器總成的匹配

冷凝器總成，從系統匹配角度來講，所關心的是冷凝器總成的整個性能，不僅包含冷凝器的換熱性能，而且包括冷凝器與冷凝器風機、風道的空氣流來匹配性能，冷凝器總成與壓縮機、蒸發器總成的匹配性能。

6.3蒸發器總成的匹配

蒸發器總成，從系統匹配角度來講，所關心的是蒸發器總成的整個性能，不僅包含蒸發器的換熱性能，而且包括蒸發器與蒸發器風機、風道的空氣流來匹配性能，蒸發器總成與壓縮機、冷凝器總成的匹配性能與接流機構（如熱力膨脹閥）。制冷劑分配器的匹配性能，從整車空調效果的角度來考慮，甚至還包括蒸發器總成與車室內風道設計，風口布置的匹配性能。這就需要在蒸發器總成的風機選配時，風機的風量確定，不僅要考慮蒸發器總成中風道的阻力特性，好要考慮車室內風道的阻力特性。

6.4熱力膨脹閥與壓縮機、冷凝器、蒸發器組成的匹配

上面討論壓縮機、冷凝器總成、蒸發器總成三部件匹配時有一個前提條件，即假定熱力膨脹閥的容量適應系統在規定工況范圍內的運行需要，能夠調節進入蒸發器的制冷劑流量所潤濕，但若熱力膨脹閥的容量匹配不合理的，比如配置的熱力膨脹閥容量偏小時，就會出現熱力膨脹閥對蒸發器總成的供液不足，此時換熱器的總傳熱系數將下降，除了配置的熱力膨脹閥容量偏小這一情況以外，還可能由于充注入系統的制冷劑量太少，或由于液體管道內摩擦產生的壓力降過高，或由于膨脹閥閥門和蒸發器的位置比冷凝器高（如在內置式非獨立車用空調系統中），使進入膨脹閥的液體中含有制冷劑蒸氣而導致對蒸發器的供液不足。當冷凝器的環境溫度較低時，也很容易發生車用空調冷凝器中制冷劑冷凝溫度下降得很低，致使膨脹閥兩端的壓差不夠大，導致蒸發器供液不足。這些情況最終導致蒸發溫度和蒸發壓力過低，制冷劑流量大為減小。

由此可知，熱力膨脹閥的容量匹配不可忽視，而且熱力膨脹閥的容量除與壓縮機、冷凝器、蒸發器三部件匹配情況有關外，還與系統中管系的配置，蒸發器的位置等情況密切相關。制冷劑在管路系統與干燥過濾器、視液鏡、電磁閥、液體分配器等配件和換熱器中的流動阻力，一定要估算得符合實際，才能使熱力膨脹閥的容量匹配得合理。

熱力膨脹閥容量的匹配方法，須根據有關的標準和所選熱力膨脹閥產品的技術要求而定。

第7章風道設計、風機選型及降噪技術

7.1風道設計

經過處理的送風和回風都必須通過風道才能進入和離開車室，而且車內的送、回風量能否達到要求，則完全取決于風道系統的壓力分布以及風機在該系統中的平衡工作點。所以風道布置將直接影響車內的氣流組織和空調效果。同時，空氣在風道內流動所損失的能量，是靠風機消耗電能予以補償的，所以風到布置也直接影響汽車空調系（如下圖和附圖一所示）

7.1.1車空調風管的選擇

（1）風管材料及斷面選擇

風管用材料應表面光潔，質量輕，安裝方便，并有足夠的強度、剛度、且抗腐蝕、壽命長、價格低廉。

一般汽車空調多用厚度為0.75～1.2mm的薄鋼板，鋁合金，鍍鋅薄鋼板或塑料（聚氯乙烯）板制造。新型汽車空調系統還有采用玻璃纖維板風道。它對空調管道保溫、消聲起到良好的效果。

汽車空調系統選用的風管，主要有矩形和圓形兩種截面。矩形風管高度低，容易與汽車構造配合安裝，但加工制作和保溫較困難。圓形風管管道阻力小，保溫方便。隨著城市公交車的大力發展，對城市公交車的要求越來越高。

（3）汽車空調風管的風速選擇

汽車空調風管的風速應根據系統布置、送風量、風管結構及送風噪聲要求等因素而定。表所示為汽車空調風管的風速選擇。

汽車空調風管的風速選擇

7.1.2汽車風管的保溫

為了減小空氣在風道輸送過程中的冷、熱量損失以及防止低溫的風道表面溫度較高的環境下結露，汽車空調中的風管都要保溫。

保溫材料目前使用的種類很多。如聚苯乙烯泡沫塑料等，它們的導熱系數大多在0.12（W/m·℃）以內。通過保溫層管壁的傳熱系數與管壁間有空氣流動，影響保溫效果。

當風道布置在室外時，要做好防雨防潮措施，以及防止室外噪聲隨風道傳入車內的措施。

7.1.3阻力計算

本風道設計有關參數參照相似車型；風道內空氣的流動阻力包括摩擦阻力和局部阻力

（1）摩擦阻力

力系數λ為0.15，再計算風道的水利半徑Rs=A/P=ab/2（a+b）=0.05m，矩形風道當量直徑Dv=4Rs=0.2m。工程上用等流量當量直徑較為方便。工程設計手冊中有線算圖，計算時可為參考。

∆Pm=λ·l·ρ·v2/（8·Rs）=4.4Pa

（2）局部阻力

a、百葉窗口16個ZA=12.2Pa

b、變徑彎頭（90℃）2個局部阻力系數ξ為0.91

c、分叉三通（F2/F1=0.8），管段的局部阻力系數ξ為0.2，對應總流速4.5m/sZ=27.45Pa

管道總阻力大約為40Pa，考慮到安全因素，安全因素增加15%則風機所需要40×1.15=46Pa

再加上蒸發器所需278.313Pa的壓力，確定總的所需送風量為4000m3/h。

7.2降噪技術

7.2.1風管內的空氣阻力和改進風管結構

對一定的送風系統，風機轉速愈小、風壓愈低，則風機噪聲也愈低；在保證車室換氣量的條件下，總送風量不必選過大，以利于降低風管內空氣流速和減小風管空氣流動阻力，風管內空氣流動產生噪聲，主要由于邊界層產生渦流及其渦流區的壓力和流速的變化；另外，氣流遇到障礙物和風管內表面粗糙也引起氣流噪聲。因此，風管內的空氣流速不宜選擇過大；對風管彎頭、三通管接頭、變截面過度段、調節風門等應作成流線型、漸縮型或設置導流葉片，以減小氣流阻力和避免引起氣流的渦流。

7.2.2風管之間的連接結構

在通風系統的吸、排風口及空氣分配器與風管之間應設置適當長度的喇叭管，而在空氣分配器出風口盡可能增加出風格柵面積或裝置導風葉片等，以減小空氣動力噪聲。

由于風機的振動，當風速和風壓變化時，會引起風管振動而產生噪聲。為此，除了在風機進、出口設置減振軟管外，在風管穿過車壁的部位也應以軟管相連接，并避免風管與車壁直接剛性接觸，以減少風管振動傳給車壁。

7.3風機的選擇

第8章管道布置及要求

8.1管道的布置

當冷凝器位置高于壓縮機，而且冷凝器的環境溫度高于壓縮機的環境溫度時，排氣管在離開壓縮機后先下一段再向上，并且，在排氣管中設置單向閥當壓縮機的豎向長度超過8m時，應根據其排氣管的豎向長度，在靠近壓縮機的管段，則不允許出現呈下凹形狀的“液囊”彎管。

8.2管路的設計布置

高壓液體管應按可能遇到的最低冷凝壓力和相應的最大制冷量進行設計，選擇合適的管徑，以保證膨脹閥前后一定的壓力差。同時，還應避免在水平的管路上彎成向上凸起的“氣囊”，低壓液體管應能保證冷卻盤管各并聯通道供液均勻，并且能保證回油。

8.3吸氣管

在頂置式大客車非獨立空調中，吸氣管路都比較長，有的達8m，如果不注意吸氣管路的阻力特性影響，使制冷系統的制冷量明顯下降。難以達到設計所預期的效果。

由此可知，有的車用空調制造商為了節省吸氣管路的制造成本采用較小直徑的吸氣管道，致使其中制冷劑流動阻力增大，是得不償失的，也是不可取得，一般來說，在壓縮機選型時，壓縮機制造商都在壓縮機的產品使用說明書中指明了壓縮機的吸、排氣接管的尺寸，按照其規定設計吸、排氣接管比較合理。

在管路設計方面，還要注意系統中的回油，這也是影響系統運行安全可靠方面的問題。除了應嚴格按照壓縮機產品說明書要求的潤滑油加注量，加注與制冷劑相匹配的潤滑油外在管路設計和布置時，應考慮如何使制冷劑中攜帶的冷凍油容易返回到壓縮機中來。

吸氣管路布置的注意事項如下：

（1）在車用空調系統中，一般蒸發器的安排位置都在壓縮機之上，應在蒸發器的上部設計成一個倒U形彎，以防壓縮機停車時流體流入壓縮機而引起壓縮機再起動時的液擊。

（2）為防止由于潤滑油加注過多所造成的液擊事故，對這類車用空調系統，可在吸氣管道出口段安裝—油分離器讓多余的潤滑油留在油分離器中，不至于進入壓縮機造成液擊。

（3）在系統中只有單臺壓縮機時，其吸氣管道入口處不能裝設U形集油彎管，因有了集油彎管，停機后再起動時，會有大量的油進入壓縮機，可能產生液擊現象。

第9章空調系統的配置要求和試驗規范與標準

城市公交客車空調的試驗規范與標準，可參考中華人民共和國建設部2001年4月20日，2001年10月1日開始實施的中華人民共和國城鎮建設行業標準：CJ/T134—2001《城市公交空調客車空調系統技術條件》，國家機械工業局在2000年11月6日的汽車空調行業標準：QC/T658—2000《汽車空調整車降溫性能試驗方法》。

9.1城市公交空調客車的運行特點

城市公交空調客車與城鎮間長途運輸空調客車相比，有如下不同的運行特點：

（1）城市公交空調客車的車速較慢，一般在20km/h左右。

（2）車站距離較短，車速變化頻繁，怠速狀態較多。

（3）車門開啟頻繁，車內乘員的密度和流動性較大。

（4）運行環境惡劣，運行時間較長，有的達18h。

9.2城市公交空調客車制冷系統的配置及其與車身結構匹配的要求

城市公交空調客車的運行特點，要求其制冷系統具有車速慢時，仍有較大的能滿足乘員舒適性需求的空調制冷量，因此，CJ/T134—2001《城市公交空調客車空調系統技術條件》對其制冷系統的工作，要求在制冷系統運行后的30min內，能達到如下性能：

（1）出廠新客車的車內外平均溫度差必須大于7℃,在用車的車內外平均溫度差必須大于5℃，而且當車廂外環境溫度部高于38℃時，車廂內的最高溫度不允許超過30℃。

（2）在車輛縱向軸線上，距車輛前、后擋風玻璃各1.5m和車輛中部三個離地板上方1.2m處的位置，所測的溫度最大溫差不超過3℃。

（3）出廠新客車，在單人與二人座椅縱向中心和多人座椅均分兩點所處的縱向垂直截面上，沿垂直方向距坐墊表面上方635mm處與沿水平方向距靠背250mm的交點處，以及同一縱向垂直截面內，距地板上方50mm處，所測定的乘員頭部溫度應低于其足部溫度2～5℃。

（4）風道各出風口的風量應基本均勻，風速應不大于6m/s，也不小于3m/s。為達到上述制冷效果，必須對城市公交空調客車的空調系統配置及車廂圍護結構的隔熱性能與密封性能提出更高要求。

在制冷系統配置方面，標準規定必須按照兩種計算方法計算，結果中的大值作為配置依據，選擇制冷設備的容量。其一時按單位車廂容積裝機制冷量計算，非獨立式機組每1m3車廂容積需590～630W制冷量，獨立式機組每1m3車廂容積需550～590W制冷量;其二是按額定乘員數人均裝機制冷量計算，每個額定乘員需530W制冷量。額定乘員數按車廂內座位數加上每1m3走道面積站3個乘員計算。蒸發器風機風量匹配則按額定乘員數人均裝機冷風量80m3/h計算。必須注意的是，鑒于各國制冷設備標定容量依據的測試條件不一致，所選擇的制冷設備，其標定的容量最大值應不低于按QC/T656—2000《汽車空調制冷裝置性能要求》行業標準測定的額定制冷量的93％，否則仍會達不到制冷系統配置的要求。

所有上述制冷系統的配置還須受以下噪音指標的約束：

（1）在怠速狀態時

車內輔助發動機或汽車發動機與壓縮機安裝處的上方，以及車頂回風口或換氣設備處的噪音不大于74dB(A)；車外輔助發動機或汽車發動機處的噪音不大于84dB(A)。

（2）在車速為30時

獨立機組的車內噪音不大于80dB(A)；非獨立機組的車內噪音不大于84dB(A)。在車廂圍護結構的隔熱性能方面，空調車的車身結構應采取有效可靠的隔熱保溫措施，必須選擇熱導率小[小于0.038W/(m·k)]的隔熱材料和隔熱結構，在車廂體的關鍵部位，如車廂頂部（尤其時車廂左右兩側的頂部）、車廂地板（尤其是發動機頂部的地板）和熱橋部位等處，加強隔熱保溫。衡量車廂圍護結構隔熱保溫能力的標準是：在夏季，降溫能力達到30min關閉制冷裝置后，客車保持原30km/h的車速繼續運動，車廂內氣溫上升到與外界氣溫相差1℃的時間不小于10min

在車廂圍護結構的密封性能方面，必須注意車門門縫、車窗門縫、地板上維護與檢查孔板的接縫，以及前圍板的接縫等處的密封結構，保證其密封的質量。密封性能應符合國家標準GB/T12478—1990《客車防塵密封性試驗方法》、GB/T12480—1990《客車防雨密封性試驗方法》的規定。

9.3城市公交空調客車采暖系統的配置及其車身結構匹配的要求

在采暖系統的配置方面，要求暖風裝置提供的采暖熱量，必須使溫帶型空調客車的車內溫度，在升溫能力測試開始后30min內達到15℃以上；亞熱帶型空調客車在升溫能力測試開始后30min內車內溫度達到12℃以上、駕駛員足下溫度達到15℃以上。為此溫帶型空調客車應按額定乘員數人均采暖熱量520W以上來選擇采暖設備的容量，按額定乘員數人均暖風量不小于20m3/h來選擇暖風機的容量；亞熱帶型空調客車，應按額定乘員數人均采暖熱量460W以上來選擇采暖設備的容量，按額定乘員數人均暖風量不小于15m3/h來選擇暖風機的容量。所有采用加熱器的采暖系統，都應符合有關的規定，如QC/T634—2000《汽車水暖式暖風裝置》等規定。

對于暖風管道布置及其雨車身結構的匹配，則應達到以下要求：

（1）采暖系統啟動后的30min內在車輛縱向軸線上，距車輛前、后的擋風玻璃各1.5m和車輛中部三個離地板上方400mm處的位置，所測得的最大溫差不得超過5℃。

（2）出廠新客車，在單人與二人座椅縱向中心和多人座椅均分兩點所處的縱向垂直截面上，沿垂直方向距坐墊表面上方635mm與沿水平方向距靠背250mm的交點處，以及同一縱向垂直截面內，及地板上方50mm處，采暖系統啟動后30min內，所測定的乘員頭部溫度應低于足部溫度2～5℃。

（3）暖風管道出風口的風量應基本均勻，最大風量不大于4m/s，且不能直接吹向乘員的身體部位。暖風管道應有隔熱層，凡乘員容易觸到的暖風管道表面溫度和暖風出口溫度不得大于50℃。

采暖系統對車身結構隔熱保溫性能與密封性能的要求，與制冷系統的要求相同。衡量車身圍護結構隔熱保溫能力的標準是：在冬季，升溫能力試驗進行到第30min，關閉暖風裝置后，客車保持原車速（20km/h）繼續運行，車廂內溫度下降到與外界氣溫相差1℃的時間不小于10min。

采暖系統所有設備的配置還應受其工作噪音的制約，即在客車停駛、僅采暖系統和通風裝置工作時，工作噪音不得大于75dB（A）。

9.4城市公交空調客車通風換氣裝置的配置

城市公交空調客車由于密封性能較好，為保證車廂內的空氣的潔凈度和舒適度，在制冷系統和采暖系統都不工作的季節，能向車廂內不斷輸送新鮮空氣，應設置通風換氣裝置。它可以由安裝在車廂頂部的兩臺通風換氣扇組成，也可以通過空調系統中，具有蒸發器風機轉速單獨控制功能和新風門調節功能的控制系統，與調節機構跟風道系統聯合組成。不管哪一種通風換氣裝置，其配置都應達到如下性能要求：最大裝機通風換氣量，應大于按額定乘員數人均新風量10m3/h的計算結果。而且在通風換氣設備滿負荷工作時，車內氣流速度不能大于0.5m/s。在停車及發動機不工作時，通風換氣裝置處的車內噪音不能大于65dB（A）。

9.5城市公交空調客車空調系統的整車性能試驗，包括制冷系統、采暖系統、通風換氣裝置和除霜系統實驗。

（1）制冷系統性能試驗

試驗應在晴天少云、有日光直射、氣溫不低于30℃、風速小于5m/s的氣候條件下進行，在用車（出廠新車使用一年后的城市公交空調客車）可以空車進行試驗，出廠新車則應乘坐不小于額定乘員數80％的乘員，并使城市公交空調客車保持在30km/h的速度行駛才能進行。不管新車還是在用車，車輛在試驗前都必須在日光下停車，門窗全開，使車內外溫度平衡后才可進行試驗。試驗開始后，要求車輛必須全部關閉門窗，開啟空調機，并全部打開各出風口，獨立式空調制冷裝置開至最高檔，非獨立式空調裝置的壓縮機轉速穩定在最高（1800±100）r/min,風機開最高檔，所有可調風口處于最大出風位置。

風量與風速可用帶集風罩的風速儀進行測量，應在開機10min后的5min內，記錄所有風口的平均出風口風速并計算總出風量。

噪音的測量應在無頂棚的空曠場地上進行，在測量中心點25m半徑范圍內不應有較大的反射物，測量場地本底噪聲不得大于65dB（A）。車外噪聲測量中心點距壓縮機組中心點5m，距車廂地板高度1m，測點與機組間除本車車身外應無其他遮擋物。車內噪聲測試點有三點：在壓縮機組中心位置的地板上方1.2m處，回風口中心的車廂地板上方1.2處，客車縱向對稱中心平面內的地板上方1.2m處。車內外的測量點重復測量兩遍，記錄每次測量的結果，取平均值。

降溫能力試驗時，按前述要求的測點位置布置溫度與濕度測點。在空調運轉后的前10min，每隔2min記錄一次，以后每隔5min記錄一次車內各點及回風口溫度，直至30min結束。與此同時，測量空調機組出風口（最靠近機組出風口的風道出風口）及回風口（距回風口平面距離200mm的縱、橫向軸線中心）的干、濕球溫度，記錄在數據記錄表中。

保溫能力試驗，按前述是在降溫能力進行到第30min時關閉制冷裝置，并使汽車繼續保持原速（30km/h）運動的條件下進行的，每隔2min測量記錄一次車內溫度，至第40min為止。

（2）采暖系統性能試驗

試驗應在環境溫度－15～－5℃、風速不得大于5m/s、晴天或陰天的氣候條件下進行。試驗前汽車必須露天停放，并且門窗全開，使車內外溫度平衡。試驗時，新車乘員不少于額定乘員數的80％，在用車可以空車進行試驗。

風速與風量測量時，應關閉客車門窗，暖風裝置開最高檔（對于余熱式暖風裝置，發動機在額定轉速下），開機10min后的5min內，記錄所有出風口的平均速度，并計算總出風量。

噪聲測量時，應停駛客車、關閉所有門窗、暖風裝置開最高檔（對于余熱式暖風裝置，發動機在額定轉速下），在暖風裝置中心位置的地板上方1.2m處，客車縱向對稱中心平面內的地板上方1.2m處選擇三點，重復測量兩次，記錄平均值。

升溫測量時，應將測量點布置在車輛縱向軸線上，距車輛前、后擋風玻璃各1.5m和車輛中部三個離地板上方400m處的位置上。在用車的車輛處于怠速狀態，關閉所有的門窗和除霜門口，獨立式暖風裝置開至最高檔，非獨立式暖風裝置的發動機最高轉速穩定在1800r/min左右，暖風裝置也開至最高檔。出廠新車除滿足這些外，還應要求車內乘員數不少于額定乘員數的80％，并且客車應保持在201km/h的車速狀態下行駛。試驗時，在暖風裝置運行后的前10min，每隔2min記錄一次，以后每隔5min記錄一次車內各點的溫度，直至30min結束。

新車保溫能力測量，緊接在升溫能力測量后進行，即當升溫能力試驗進行到第30min時，將暖風裝置關閉，而客車仍繼續保持20km/h的車速行駛，每隔2min測量記錄一次車內溫度，至第40min為止。

（3）通風換氣性能試驗

通風換氣性能試驗主要是測定通風換氣量、車內氣流速度和通風換氣裝置除的噪聲。通風皇權測量時，應把測定布置在換氣扇出風口三個面積相等的同心圓環各自的面積等分線，與相互垂直的兩條直徑線的交點上，總共有12個測點（圖12-5）在緊貼換氣扇出風口的平面上，或在換氣扇出風口臨時安裝的、斷面尺寸與風口相同、長度為500～1000m的短管出口平面上，用風速儀測出各點的風速。然后，取各測點測試數據的算術平均值，作為換氣扇的出口風速。單臺換氣扇的送風量即可由下式求出：

qv=3600pR2qP

式中qv—單臺換氣扇的送風量（m3/h）

R—換氣扇出風口半徑（m）

qP—各測點風速的算術平均值（m/s）

對于空調系統中具有蒸發器風機轉速單獨控制功能和新風門調節功能的通風換氣裝置，其通風換氣量的測量方法，與制冷系統性能測試時風量與風速的測量方法相同。

車內氣流速度測量時，應關閉客車門窗，當換氣扇啟動第10min時，在車輛縱向軸線上，距車輛前、后擋風玻璃各1.5m和車輛中部三個離地板上方1.2m時，開始測量各點車內氣流速度，但不要直接接受換氣扇出風的影響。

通風換氣扇裝置除的噪聲的測量點，應在距離換氣裝置中心500m除，測量時，換氣裝置開最高檔。

（4）除霜系統性能試驗

除霜系統實驗的目的是檢查和測試空調客車在嚴寒條件下使用時，前擋風玻璃除霜裝置的技術性能。

除霜系統性能實驗應在無日光照射、氣溫為-15～-10℃、風速不大于5m/s的氣候條件下進行。實驗車輛應處于良好的技術狀態，其除霜裝置應調整到最大工作狀態，利用采暖熱風除霜的暖風裝置應工作正常。實驗道路應是平坦、硬實、無積雪、車流少的公路。實驗儀器除測量范圍為-50～50℃、最小為0.5℃的多點溫度計、可暫停式秒表、綜合氣象儀、風速儀、發動機轉速表、照相機、描繪除霜圖形的特種筆外，還需要造霜用的噴槍、其噴嘴直徑為1.7mm、工作壓力為（350±20）kPa，液流量為395ml/min、距噴嘴200mm處形成噴射錐直徑為1.7mm、工作壓力為（300±50）mm。

實驗前后分別用綜合氣象儀測試大氣溫度、濕度、氣壓和風速、風向，取算術平均值作為外界環境平均氣候參數，并將數據記錄在表中。實驗前，需打開客車所有門窗，使車內外溫度平衡，還需用含甲醇的酒精或其他類似去污劑，清除前擋風玻璃內外表面上的油污，待干后用清洗劑進一步擦拭，最后再用干棉布擦凈。

實驗時，在規定的環境溫度下，關閉所有門窗，用噴槍以（350±20）kPa的工作壓力，使前擋風玻璃整個外表面生成0.44g/cm3的均勻冰霜融化至最低能見度時，客車開始行駛，隨著除霜面積的增大，逐步提高行駛速度。行駛過程中，每隔5min在前擋風玻璃內表面，描繪一次除霜面積蹤跡圖或拍攝照片，記錄駕駛區上、中、下部位溫度及駕駛員對視野的反應。與此同時，測量各除霜噴口的風速。實驗進行40min后或除霜面積達到穩定狀態時，即可結束實驗。

結論

在12m長的公交客車上本次只做了制冷系統的工作，采用了冷暖和一的結構，通過空氣混合來調整濕度，根據冷風量了熱風量的比例進行混合來達到冬暖夏涼的溫度、濕度及空氣新鮮度的調節。汽車空調系統大量采用工程塑料。以減輕自重，如加熱器殼體、風機殼體、風道等。蒸發器采用了管帶式、冷凝器用了平行流式結構，熱交換效率高、結構合理、性能先進，為駕駛員和乘員提供舒服的工作環境，能夠滿足使用要求。

制冷設備的與其采暖設備的相對安裝采用組合式，因為結構簡單、成本低。

制冷設備設計：a、壓縮機壓縮機型式分為曲柄連桿式、斜盤式、搖盤式、旋葉式、螺桿式、滾動活塞式、容積窩旋式等。曲柄連桿式壓縮機是開發應用最早的，結構可靠，維修方便。搖盤式壓縮機結構緊湊，外形尺寸小，質量輕，近年來被廣泛采用。本車選用BOCKFKX50/660K型壓縮機。b、冷凝器采用全鋁管管帶式冷凝器，散熱效果好、生產率高。c、蒸發器采用全鋁管管帶式蒸發器，工藝性好，能夠達到性能要求。d、膨脹閥為內均壓式溫式膨脹閥。e、保護裝置當制冷系統的工作出現不正常時，壓力、溫度過高或過低，為了不引起那個部件或設備發生損壞，就需要在系統中安裝保護裝置。（在本次設計中沒有具體選型）

汽車空調系統的性能匹配所要解決的問題，是在成本經濟預算與運行經濟預算，以及汽車動力配置方案允許的條件下，如何使汽車空調系統各組成部件，特別是對系統性能起主要決定作用的壓縮機，膨脹閥，冷凝器總成及管系等部件，在額定運行工況（設計工況）匹配得最合理，以使各部件性能以至系統性能，在該工況得以最大限度地發揮，工作最可靠，并且還具有一定的適應最大負荷工況和惡劣運行工況運行能力。

參考文獻

《汽車空調技術》方貴銀李輝1999機械工業出版社

《汽車空調》郝軍2001機械工業出版社

《制冷原理》吳業正2002西安交通大學出版社

《工程熱力學》何雅玲第三版西安交通大學出版社

《空氣調節》邢振禧2001中國商業出版社

《傳熱學》楊世銘陶文銓第三版高等教育出版社

《汽車空調實用技術》闕雄才陳江平2002機械工業出版社

《全國通用風道設計手冊》1995中國建筑工業出版社

《全國通用風道設計圖表》1995中國建筑工業出版社

《中型汽車空調設計》報告宋曉梅2003長春汽車研究所

《汽車空調原理與維修》2002西安交通大學出版社

《客車車身設計》2003機械工業出版社

中國汽車網站的有關信息2006網絡信息