毕业设计（论文）-ZK6118客车空调系统设计.doc

全套图纸加扣 3012250582前 言客车空调系统的意义在于“使客室内空气达到所要求的状态”或“使空气处于正常状态”。据此，一个内部受控的空气环境，一般是指在某一特定空间内，对空气温度、湿度、空气流动及清洁度进行人工调节，以满足人体舒适的要求。采用技术手段创造并保持满足一定要求的空气环境，乃是空气调节的任务。随着经济的发展，人民生活水平的不断提高，客车空调系统正在快速发展，日后必定会成为人们日常出行的主要方式，因此该类型客车不仅要有传统的运输功能，而且还应该具备温湿度宜人的乘坐环境。在客车车室内设置一套合理的空调、通风系统是提高乘坐舒适性必不可少的。城市客车有其运行特点的特殊性。虽然在空调技术中以数值的方式规定了乘客舒适范围，但舒适的感觉是人体生理及心理条件决定的。所以在设计过程中要充分考虑去运行特点。客车车辆制冷量决定着空调机组的功率、设备噪声和尺寸、辅助供电量等。它的计算主要取决于外气和湿度、车体计算传热系数、车内设计定员及新风量，并因各城市大气和车辆运行条件、车型等具体情况而不同。设计中必须确定好这些参数，避免因设计参数不合理而导致机组设计制冷量过高或不足。客车通风系统要求提高风速的均匀性、并可适当提高平均微风速，但又要控制好主风道的风速，避免风速过高带来的噪声，因此必须优化通风系统，提高客车车室内的空气品质和乘坐的舒适性，同时还应考虑车辆运营的长远性，设计中应采取可能的方式来降低空调机组的能耗。达到运营节能的目的，同时应设有紧急通风和火灾防烟等措施来保证各种突发事件下的运营安全性。因此从总体设计、运用来看，各城市应结合当地环境参数、车辆结构、客车时速要求等，通过模拟计算来确定温度、湿度参数，使之接近实际运用情况，为空调机组的设计提供合理的设计参数。目 录摘要.ABSTRACT.第1章 绪论.11.1设计概况.11.2室外气象参数.21.3室内计算参数.21.3.1选取原则.21.3.2规范要求.21.3.3取值.21.4车体计算参数.3第2章 负荷计算.42.1热负荷计算.42.1.1车体传热量.42.1.2太阳辐射得热量.52.1.3计算车内人员散热量.62.1.1计算设备散热量.62.2湿负荷计算.7第3章 空调方案的确定.83.1确定空调方案.8第4章 确定送风温差、送风状态，计算送风量.104.1确定送风温差.104.2新风量计算.104.3夏季送风状态和送风量.124.4新风负荷计算.124.5送风量、新风量及新风负荷、总负荷.13第5章 空调设备的布置和选型.145.1空调设备的主要功能.145.2空调设备的选择.14第6章 气流组织设计计算.166.1送风系统设计原则.166.2气流组织方式.186.3风口的选择.186.4气流组织计算.196.5排风系统设计.21第7章 水力计算.227.1风系统水力计算.227.2风系统水力计算的校核.25第8章 空调系统的消声和隔振.268.1空调系统的噪声源.268.2空调系统的消声设计.268.3空调系统的振源.288.4空调系统的隔振设计.28第9章 空调系统的保温、防腐设计.299.1空调系统的保温.299.2空调系统的防腐.29结论.31参考文献.32致谢.33全套图纸加扣 3012250582摘 要I二0一0届城市轨道交通与车辆专业毕业设计（论文）本设计的对象是ZK6118客车空调系统。针对重庆的气候特征、车辆结构和乘客的特点，设计出符合实际运行情况的客车空调系统。针对该类型客车运营的特点，本设计进行了一整套空调系统设计，对空调系统的负荷计算、空调方式、设备选型、气流组织计算等设计计算方法作了详细的介绍。根据重庆当地的气候参数和该型客车运行的特点，用稳态的方法计算出热负荷，然后按照计算出来的热负荷大小选择合适的空调机组。在车顶前端安装1台顶式单元空调机组。送风管道布置在车顶中间及两端位置，空调机组向管道中间向两端送风，出风口型式采用圆形散流器，回风口采用百叶窗，不设回风管道，回风口直接与空调机组下部相连，采用上送上回的气流组织方式。这种气流方式的布置降低了初期投资成本。最后还对空调系统做了简单的消声减振设计、保温与防腐设计。关键词：客车，负荷，空调系统 ABSTRACTThis design is targeted at air conditioning system of zk6118 bus in Chongqing. according to Chongqings climate characteristics for the vehicle structure and characteristics of passengers, we will design the air conditioning system of monorail vehicle which will consistent with the actual operation .For the operational characteristics of rail vehicles, we do lots of work at the design about a set of air-conditioning system .It detailedly introduce the calculation methods of design, for example the load of air-conditioning system ,air conditioning mode, equipment selection and airflow organization etc.According to the local climate and the bus operation parameters, calculate summers cooling load with the method of steady-state, and then follow the calculated cooling load to choose the right size air conditioning units. In the roof front-end installation 1 top type unit air conditioning units supply piping layout in roof from the middle to the end, air conditioning units to pipe to the outlet air supply, among both ends by circular scattered flow device type，Outlet type with diffuser and return air type with blinds but there are no air ducts, blinds is connected with the air conditioning unit, the air organization is that the air is sent through the Diffusers and back from the blinds. This layout reduces the cost of initial investment.Finally, a simple design of muffler vibration, thermal insulation and anti-corrosion design have been done for the air-conditioning systems.Key words:Bus, Loads, the Air conditioning system12010届城市轨道交通与车辆专业毕业设计（论文）1全套图纸加扣 3012250582第1章 绪 论1.1 设计概况本设计的主要内容就是以重庆当地的气候因素和地理环境，以及车辆实际运行的状况为依据，设计出比较符合实际情况的客车空调系统。该空调系统不仅能够满足乘客的乘坐舒适性，而且具有一定的环保节能效果。1.2 室外气象参数室外气象参数包括室外大气压、温度、相对湿度、风速、风向及频率等。在空调设计中，室外计算参数的确定比较重要。确定过高，将增加设备投资和运行费用；确定过低，则满足不了工艺或使用的要求。根据文献可确定重庆市的各项室外气象参数，重庆室外气象参数见表1.1和1.2：表1.1 重庆室外气象参数地名北纬东经海拔（m）大气压（hPa）年平均温度（C）冬季夏季重庆2910628259.1991.2973.218.3 室外计算干球温度（C）夏季空气调节室外计算湿球温度（C）冬季夏季采暖空气调节最低日平均通风通风 空气调节最低日平均计算日较差420.973336.532.57.727.3表1.2 重庆室外气象参数 1.3 室内计算参数1.3.1 选取原则Zk6118客车车辆客室内的空气参数应该根据室外空气参数、冷源情况、经济条件和节能要求以及客室内参数综合作用下的舒适条件来选取。1.3.2规范要求 采暖通风与空气调节设计规范（GB50019-2003）规定：舒适性空气调节室内计算参数，应符合如下表1.3规定:表1.3 舒适性空气调节室内计算参数参数冬季夏季温度(C)18242228风速（m/s）0.20.3相对湿度（%）30604065工艺性空气调节室内温、湿度基数及其允许波动范围，应根据工艺需要及卫生要求确定；活动区的风速：冬季不宜大于0.3m/s,夏季宜采用0.20.5m/s;当室内温度高于30C时，可大于0.5m/s.1.3.3 取值重庆客车车辆空调采用的是冷暖机组，冬季和夏季都要使用。所以必须考虑夏季和冬季的客室内的计算参数。计算参数如下表1.4.表1.4 夏季室内计算参数夏季参数温度（C）相对湿度（%）客室内微风速（m/s）取值27600.3表1.5 冬季室内计算参数冬季参数温度（C）相对湿度（%）客室内微风速（m/s）取值20500.2 1.4车体计算参数宇通牌zk6118hg客车由郑州宇通客车股份有限公司生产制造。车辆长度为9000mm，车体的宽度为2500mm,车辆高度为3200mm.该车有2对车门，两侧各开有5个玻璃窗，车体采用铝合金框架结构及板料制造。各基本尺寸如下表：表1.6 车体的基本尺寸车体长度（mm）车体宽度（mm）车体高度（mm）车门对数车窗数900025003200210表1.7 车门的基本尺寸车门宽(mm)车门高(mm)车门玻璃窗长（mm）车门玻璃窗宽(mm)10002200700600 车窗长度（mm）车窗宽度(mm)1483800表1.8 车窗的基本尺寸 表1.9 挡风玻璃的基本尺寸长度（mm）高度（mm）25001200注意事项：1.夏季空调新风的计算温度，应采用夏季空调室外计算干球温度。2.自然通风、机械通风，应采用夏季通风的室外计算温度和室外计算相对湿度。第2章 负荷计算为了保持室内的热湿环境，在单位时间内需向室内供应的冷量称为冷负荷；相反，为了补偿室内失热在单位时间内需要向室内供应的热量称为热负荷；为了维持室内相对湿度，在单位时间内需要从室内去除的湿量成为湿负荷。热负荷、冷负荷与湿负荷是暖通空调工程设计的基本依据，暖通空调设备容量的大小主要取决于热负荷、冷负荷与湿负荷的大小。目前，在我国常用冷负荷系数法计算空调负荷。冷负荷系数法是建立在传递函数法的基础上，是便于手算的一种简化计算方法。夏季车辆的围护结构的冷负荷是指由于室内外温差和太阳辐射作用，通过围护结构传入室内的热量形成的冷负荷。2.1 热负荷计算本设计中围护结构的冷负荷采用冷负荷系数法。夏季车体围护结构的冷负荷是指由于室内外温差和太阳辐射的作用，通过车体围护结构传入室内热量形成的冷负荷。围护结构冷负荷值是相对确定的。但内部热源却很难计算，因为客车车辆的乘客上下车频繁，车内人员数量变化很大，其计算结果必存在一定的误差。因此，在这种情况下对人员的散热用稳态计算法进行简化计算，同时考虑一定的修正因素是合理的。下面根据提供的基础计算参数，如气候条件、zk6118客车载客量、运行速度、车体几何尺寸、车体传热系数、太阳辐射等进行空调负荷计算。2.1.1车体传热量 一、车体传热量Q可按下面公式进行计算：Q=t 式（2.1） 式中： K传热系数； F车体各面的面积； t车体对应的内外温差；二、计算过程：铝合金的传热系数取3.13W/mC,玻璃传热系数取3.15 W/mC.客室内外温差t为9.5C。由表1.5、1.6、1.7、1.8、1.9的有关参数可计算出车体侧墙及前后面的面积为54.735 m；车顶的面积为28 m；车窗面积为20.02 m；车门玻璃窗面积为2.66m；挡风玻璃面积为5.5 m所以，可知材料为铝合金的面积为82.735 m；材料为玻璃的面积为26.18 m。车体的热量计算可按材料为铝合金和玻璃来计算：1、材料为铝合金的传热量Q可按2.1公式计算为：Q=3.1382.7359.5=2460.1W 2、材料为玻璃的传热量Q按2.1公式计算为：Q=3.1526.189.5=783.4W所以，车体的传热量 Q为Q和Q之和，即：Q= Q+ Q=2460.1+783.4=3243.5W2.1.2太阳辐射得热量一、太阳辐射热量的一部分可以计算在窗的传热中，另一部分计算在车窗的透射中。车窗的太阳辐射透射作用引起的得热量Q可按下面公式进行计算： Q=IFS 式(2.2)I辐射强度，单位为W/m；透光系数；F车窗的面积； S遮阳系数；二、计算过程： 重庆夏季的辐射强度I为46.7 W/m；透光系数取1；车窗面积前面已经计算出来，F为26.18m；无遮阳时，遮阳系数S取1； 上面这些参数，代入公式2.2便可以计算出太阳辐射得热量Q，即：Q=46.7126.181=1222.6W2.1.3计算车内人员散热量一、车内人员的散热量可按下面公式来计算： Q=qnc 式(2.3)q成年男子散热量；n车厢的人员数；c群集系数；二、计算过程：由UIC553-2004客车通风、取暖与空调可得，车内温度为27C时，成年男子的散热量q=115W；zk6118客车的载客量为2475，根据重庆实际情况取60；群集系数c取0.955； 由上面各参数按公式2.3可计算出车内人员散热量，即：Q=115600.955=6589.5W2.1.4计算设备散热量车内主要散热设备有发动机和蒸发风机，分别计算两者的散热量：发动机的散热量可按下面公式计算：Q= KF（t- t） 式（2.4）式中 t发动机室的空气温度，一般比室外空气高20C，最好进行实测；K传热系数，其中用到发动机侧的壁面对流放热系数为为Ke，可取Ke=10W/( mK)； F发动机室散热与车室壁面（维护结构）可传热的壁面积； Q=1029.55=1475W蒸发风机散热量可按下面公式来计算：Q=N 式（2.5）系数；N电机的有效功率，即蒸发风机的轴功率；二、计算过程：系数取0.8；蒸发风机的轴功率取1100W;把这两个参数代入公式2.4就可以得到：Q=0.81100=880WQ= Q+ Q=1475W+880W=2355WQ= Q+ Q+ Q+ Q=3243.5+1222.6+6589.5+2355=13409.6W三、各种计算热量值统计如下表2.1：车体传热量Q(W)辐射得热量Q(W)人体散热量Q(W)设备散热量Q(W)总热量Q(W)3243.51222.66589.5235513409.6表2.1 热量汇总表2.2湿负荷计算湿负荷是指空调车厢内的湿源（主要指人体散湿、食品或其他物料的散湿、室外空气带入的湿量等）向室内的散湿量，也就是维持室内含湿量恒定需从车厢内除去的湿量。本设计只考虑车室内乘员的散湿量。一、人体散湿量可按下式计算： W=0.278ncg10-6 式（2.5）式中：W人体散湿量, g/s；g成年男子的小时散湿量，g/h；n车厢内的定员数； c群集系数；二、计算过程： 经查表得到成年男子的小时散湿量g为75g/h；车厢的人员数n为60；群集系数c为0.955； 将上述参数代入公式2.5即可得人体散湿量:W=0.278600.9557510-6 =1.2g/s第3章 空调方案的确定3.1确定空调方案 随着空气调节技术的普遍应用和乘客对乘车环境舒适性要求的不断提高，近几十年来，在客车上大部分都安装了空气调节设备，不少国家在这方面上已经全部实现空调化。近年来，越来越多的客车上基本都安装了空调系统。一、ZK6118客车空调系统方案1、ZK6118客车乘坐环境的特点：车厢内乘客密度大、人均占有空间小，车厢内的空气质量较差，需要空气调节系统来改善车内的乘坐环境，达到令乘客满意的乘坐舒适性要求。在影响舒适性因素中温度、湿度、清洁度和新鲜空气量等对乘客的影响最大。2、 空调设计方案ZK6118客车可采用全空气定风量一次回风系统。3、 方案论证全空气系统是完全由空气来负担客室内的冷热负荷的系统。全空气系统对空气的冷却、去湿或加热、加湿处理完全由集中于空调机组内的空气处理机来完成，此系统的优点是通风换气的次数大，人体的舒适性较好。同时由于只有风道，其检修工作量极小，也便于修改变动。其缺点是风道占用空间大，输送空气的能耗高。适用于本设计中冷负荷密度大、潜热负荷大、空气质量较差的客车空调系统。定风量系统在运行过程中，风量始终保持不变，不随其他参数的改变而改变。因此，空气处理机组内的风机能耗在运行过程中也始终处于恒定状态，每个风口的风量在运行过程中也始终保持不变。在空调系统每个送风口或每隔几个送风口装设一个变风量装置，根据室内温度来控制送风量的空调系统统称为变风量系统。这种方式是用风量的变化来适应和满足负荷的变化，没有再热损失，也由于非峰值负荷时的送风量的减少而使动力消耗得以节省，但是其系统较复杂，初投资高，风量减小时，会影响室内气流的分布，使得室内温度的均匀性和稳定性差。新风量减小时，还会影响室内空气品质，且不易使风管平衡。所以本设计采用定风量系统。一次回风系统综合了直流式系统和循环系统的特点，其基本出发点有两点：为满足车内乘客所必需的卫生标准，系统向车厢内提供一定量的新鲜空气；为了减少采用全新风带来的能量损失，采用了部分回风来调节能源。很显然，这一系统是对前述两种系统的一个综合方式，是一种平衡使用标准与经济效益相结合的综合考虑。4、空气处理过程全空气系统空气处理流程见图3.1:图3.1 全空气系统空气处理流程图 第4章 确定送风温差、送风状态，计算送风量4.1 确定送风温差送风温差是根据室温允许波动范围（即恒温精度）选取的，由参考文献可得送风温差与室温允许波动范围之间的关系，见表4.1.表4.1 送风温差室内允许波动范围送风温差0.1-0.22-30.53-61.06-101.0人工冷源：15天然冷源：可能的最大值 本设计中对空调精度要求不高，所以对送风温差也无严格控制，为减少能耗，采用露点送风方式。4.2 新风量计算一、新风量通常应满足下面三个条件：1、卫生要求；2、补充局部排风量；3、保证车内的正压；在全空气系统中，通常取上述要求计算出新风量中的最大值做为系统的最小新风量。如果计算所得的新风量不足系统送风量的10，则取系统送风量的10。二、新风量计算公式： Gx=ngx 式(4.1)式中：Gx新风量m3/h； n人数；gx人员所需最小新风量m/h人；三、计算过程 车厢内的定员人数为60人；查找有关图表，取最小风量为20m/h人；将数值代入公式(4.1)就可以得出新风量：Gx=6020=1200m/h4.3 夏季送风状态和送风量一、具体步骤：1、在h-d图上找出夏季室内空气状态点N；2、根据计算出的夏季室内冷负荷Q和湿负荷W计算出热湿比=Q/ W，再通过N点画出过程线；3、确定夏季室外状态点W ；4、采用露点送风，过程线与=90%线的交点s即为送风状态点；5、按下式计算送风量： kg/s 式（4.2）6、根据新风量的确定原则，求出新风量Gx；7、求出回风量Gh，Gh=Gs-Gx；8、求出新、回风的混合点M，它应在W与N的连线上，M点焓值计算公式如下：；9、计算新风负荷：Qx=Gx(hW-hN)；10、空调机的总耗冷量：Q总=Q+Qx；二、计算的具体过程： 确定全空气系统夏季送风状态和送风量。室内冷负荷Q=13.41kw,湿负荷Wx=1.2g/s；1、在图4-1中，根据根据tn=27及n=60%确定室内状态点N，hN=61.8kJ/kg；2、热湿比=Q/W=13.411000/1.2=11175；3、根据夏季空调室外计算干球温度td=36.5和夏季空调室外计算湿球温度ts=27.3,确定室外状态点W ,hw=85kJ/kg；4、过N点画出过程线=6913与=90% 的相对湿度线相交于s点,s点即为送风状态点得ts=19.2,hs=50.3kJ/kg；5、送风量 MS=Q/（hN-hs）=13.41/（61.8-50.3）=1.166kg/s；换算一下，取此时空气的密度为1.29kg/m，则MS=1.1661.293600=5415m/h；图4.1 全空气夏季空气处理h-d图 4.4 新风负荷计算一、夏季空调新风冷负荷计算公式：Q5=Gx(hw-hn) 式(4.3) 式中：Q5夏季新风冷负荷kw； Gx新风量 kg/s； hw室外空气焓值 kJ/kg； hn室内空气焓值 kJ/kg：二、计算过程： 新风量前面已经计算出来为1200m/h，换算一下为0.429kg/s；室外和室内空气焓值前面已经通过计算和查表得出为：hw = 85kJ/kg，hN=61.8kJ/kg；将数值代入公式4.3，便可以得到：Q5=0.429（85-61.8）=9.95kw.三、回风量的计算：回风量的计算公式为Gh= MS-Gx；则回风量Gh= MS-Gx=5415-1200=4215m3/h四、求混合点M的比焓值 kJ/kg4.5 送风量、新风量及新风负荷、总负荷汇总前面已经计算出送风量M=5415m3/h；新风量Gx=1200m3/h；新风负荷Q=9.95 KW；总负荷Q =Q+Q=13.41+9.95=23.36kw；制成表格如下表4.2：表4.2 风量以及负荷总汇送风量（m3/h）新风量（m3/h）新风负荷（KW）总负荷（KW）541512009.39523.36第5章 空调设备的布置形式及选型5.1空调设备的主要性能一、 冷量 空调系统的冷量，应根据所服务空间的同时使用情况、系统的类型及调节方式，按客室逐时冷负荷的综合最大值和客室夏季负荷的累积值确定，并应计入新风冷负荷以及风管引起的附加冷负荷。二、风量 满足根据设计计算得出的送风量和送风状态，此外，还要满足对新风量的要求。三、机外余压 机组的机外余压应能满足克服风管的沿程阻力损失，局部阻力损失以及出口动压损失之和的要求。在考虑了设计计算和安装过程中可能造成的、漏风所形成的附加压力损失等因素，因此在一般的通风空调工程中，机组的机外余压宜考虑10%15%的附加值。5.2 空调设备的布置形式选取车顶式非独立空调，与其他形式相比，车顶式空调器有下列优点：（1） 不占用汽车有效空间。载货车的驾驶室尺寸小，蒸发器位置很难合理安排，用车顶式空调器，不需要占用驾驶室内位置，而且冷风从车顶直接吹下，取得良好的“头凉足暖”的空调效果。（2） 有良好的冷凝效果。由于冷凝器远离地面，不易受地面泥浆的腐蚀和飞石的击伤，路面的尘土不易进入冷凝器，从而提高了冷凝器的冷却效果。（3） 安装维修方便。如果车顶准备就绪，只需很短的时间即可完成安装任务，只要打开箱盖，空调器的全部内容便暴露无遗，从这一点考虑，维修较方便。（4） 可根据需要将不同的蒸发器、冷凝器、加热器组合在一起，以满足不同的使用要求，便于系列化。（5） 可根据汽车最有利的轴荷分布选择安装位置，无须重新设计车架。（6） 在布置风道方面，与下置式相比，风道长度可以缩短。然而车顶式空调器也有下列不利之处：（1）空调器直接暴露在日晒和雨淋之下，需要良好的隔热密封措施，这样空调器的尺寸、重量和造价都要有所增加。（1） 空调器重量集中在车顶上，需要加强车顶构件。（2） 车顶开大孔，影响了车顶强度，在结构上需采取措施。（3） 车顶漏雨水和漏冷凝水问题需要采取措施。（4） 由于安装位置高，平时即使简单的维修工作也需要爬到车顶，从这点考虑，维修不方便。（5） 与整体式空调机组相比，其制冷管路长，压力损失增加：制冷管路要穿过车身，增加施工、安装和拆卸的困难。所以，基于以上缺点，在设计时需要充分考虑这些不利因素。 同时，基于设备成本和运行成本上的考虑，选取了非独立式空调系统，其缺点就是会影响汽车的动力性能。5.2空调设备的选型空调采用集中式系统,由通风系统（含幅流风机），制冷机组和自动控制系统组成。通风系统由新风、回风、送风三部分组成。新风经滤网过滤，由送风机负压吸入，再送入客室。新风量采用20m/h每人。送风部分由送风机，风道，送风口和幅流风机组成。送风机吸入回风和新风，通过吸收蒸发器冷却后，经主风道，送风口向客室送入冷风量。送风口采用散流器送风。幅流风机置于客室中间，起到加速客室内空气流动速度，利于超载客流时客室温度均匀。回风口置于车室前端顶部，回风口为百叶窗型式，且直接与空调机组相连接，这样就省去回风管道的布置，增大了室内的有效空间，减少了制造成本。此外，回风还对电器控制箱，逆变器进行冷却。回风滤网对客室回流的空气进行过滤。由前面的热负荷计算和送风量的计算如4.2表，并根据现有市场空调系统的产品，综合各种因素，选择上海松枝汽车空调有限公司生产的空调，其具体参数如下表5.1：表5.1 空调技术参数表 型号制冷量(kw)制热量(kw)通风量(m/h)新风量(m/h)长宽高(mm)3225206000150016001100450第6章 气流组织设计计算15大多数空调与通风系统都需向被控制区域送入或排出空气，不同的送风口和回风口布置形式、不同大小的送风量等都影响着客室内空气的流速分布、温湿度分布和污染物浓度分布。客室内气流速度、温湿度都是人体舒适的要素。因此，要使客室内人群的活动区域成为一个温湿度适宜、空气品质良好的环境，不仅要有合理的系统形式及对空气的处理方案，而且还必须有合理的气流组织。气流分布也称气流组织，就是设计者要组织空气合理的流动。工作区的风速也是影响舒适的一个重要因素。在温度较高的场所通常可以用提高风速的办法来改善热舒适环境。但是大风速通常是令人厌烦的，实验表明，风速在0.5m/s以下时，人没有太明显的感觉。各国的规范、标准或手册中对工作区的风速都有规定。我国规范规定：舒适性空调冬季室内风速不应大于0.2m/s，夏季不应大于0.3m/s；工艺性空调冬季室内风速不宜大于0.3m/s，夏季宜采用0.20.5m/s，当室内温度高于30时，可大于0.5m/s。6.1 送风系统设计原则在设计送风系统时，要注意送风温度与送风温差，送风方式和送风口型式的选取。具体要求如下：一、 送风温度与送风温差1、 送风温度：夏季为了防止送风口附近产生结露现象，一般应使送风干球温度高于室内空气的露点温度23.2、 送风温差：空调系统夏季的送风温差，应根据送风方式、风口类型、安装高度、气流路线长度、贴附情况等因素确定。在满足舒适或工艺要求的前提下，送风温差应尽量加大；工艺性空调的送风温差，一般按表6.1确定。一般舒适性空调的送风温差，宜根据以下原则确定：送风高度H5m时，送风温差t10；送风高度H5m时，送风温差t15；当送风高度大于10m时，应按计算确定。表6.1 工艺性空调的推荐送风温差表室内允许波动范围（）送风温差（）备注115控制区域处于下送气流的扩散区时，送风温差应通过计算确定16100.53610.10.223二、送风方式和送风口型式1、室内对温湿差的区域偏差无严格要求时，宜采用百叶风口或条缝型风口进行侧送；当室温允许波动范围1时，侧送气流宜贴附；当室温允许波动范围0.5时，侧送气流应贴附。2、当空调房间内的设备对侧送气流有一定阻挡或单位面积送风量过大，致使工作区的风速超出要求范围时，不宜采用侧送。3、当室内单位面积送风较大，且有吊平顶可供利用时，宜采用圆型、方型或条缝型散流器下送，或采用孔板下送。4、当单位面积送风量很大，而工作区又需要保持较低风速或对区域温差有严格要求时应采用孔板送风。5、室温允许波动范围等于或大于1时，宜采用喷口送风。喷口送风时的送风温差宜取812。6、当送风量很大，无法安排过多的送风口，或需要直接向工作区送风时，宜采用旋流风口送风。7、当室内的散热量较大时，且产热设备的上部带排热装置时，宜采用地板下送风。8、变风量空调系统的送风末端装置，在风量改变时应保证室内气流分布不受影响，并满足空调区的温度、风速的基本要求。9、选择低温送风口时，应使送风口表面温度高于室内空气露点温度12.10、侧送风口的设置，宜沿室内平面中的短边分布；当室内的进深很长时，宜采用双侧对送，或沿长边布置风口。11、设计贴附侧送流型时，应采用水平与垂直两个方向均能进行调节的双层百叶风口。6.2 气流组织方式 单轨车辆采用全空气系统，送风方式采用顶棚散流器送风，回风口也设置在顶棚上，这种气流布置方式即为上送上回方式。上送上回是一种广泛采用的空调气流组织方式。该方式的优点是送风管道均在车顶夹层上布置，基本上不占用车厢内有效空间；出风口的风速较小，气流组织均匀，气流覆盖面积广，提高了客室内舒适性；回风口安装在空调的下方，直接与空调机组相连接，不需要布置回风管道，减少了制造成本。通常其送风口采用散流器或条形风口，回风口则采用百叶式风口或条形风口。上送上回方式的室内气流组织分布如图6.1 6.1 客室内气流组织分布图6.3 风口的选择1、 送风口空调设计中，无论是供冷风还是供热风，最终都要用风口形式把冷（热）风送至被空气调节的区域。因此，正确选择风口是十分重要的。客车车辆中送风口的选择与布置受到车厢内的空间与视觉美观的限制，同时还要尽可能保证良好的气流组织。客车的送风口采用圆形散流器。通风口直接装于客室的顶上，是顶送风口。图6.2为圆形散流器， 图6.2 圆形散流器三、回风口厢内的气流影响相对于送风口来说比较小。因此回风口的形式也较为简单。一般采用双层百叶风口。百叶风口可绕铰链转动，便于在风口内装卸过滤器，适用于做顶棚回风口。本设计的回风口均采用双层百叶回风口。1、 回风口的选择前面已经选出了空调机组如表5.1，该机组的回风量为4500m/h。全空气系统的客室回风口大小按回风口的吸风风速进行选择，初步确定回风的速度为23m/s，百叶窗的个数为1个。通过估算选择百叶窗的尺寸为700600mm.百叶窗回风口的面积为0.42m,则回风速度v=（45003600）/0.42=2.98m/s.制成表格如下6.2：表6.2 回风口的基本参数回风口型式基本尺寸（mm）回风口个数回风速度(m/s)双层百叶窗70060012.986.4 气流组织计算一、 布置散流器散流器的布置采用对称布置，如图6.6的布置方式，共设40个散流器。每个散流器承担一定的送风区域，散流器的布置方式如下图所示。图6.3 客室内散流器布置二、 初选圆形散流器 假定散流器喉部风速v=3 m/s，每个风口送风量为：0.042 m3/s。选择的是圆形散流器，规格尺寸为R=30mm。散流器面积为0.0135 颈部风速：v=0.042/0.0135=3.1 m/s散流器实际出口面积约为喉部面积的90%，则散流器的有效流通面积A=0.013590%=0.0122m2散流器出口风速：vo =3.1/0.9=3.44m/s按式x=KvoA0.5/vx-xo计算射流末端速度为0.5m/s的射程： x=1.43.440.20.5/0.50.07=3.02 m按式v