大客车空调的选型与风道的匹配设计

1、 设计与计算 大客车空调的选型与风道的匹配设计 金华职业技术学院 龚永坚 摘要 本文分析了传统大客车空调选型和风道设计的缺陷 , 提出依据车厢内部热负荷的分布情况确定空调机组的参 数 、 设计空调风道及出风口的数量 。 根据空调风机的性能曲线及风道阻力匹配的原则调整风道截面尺寸 。叙词 :大客车空调匹配1 前言随着公路客运的发展以及人民群众生活水平的提 高 , 空调客车已成为公路客运的主流车型 。 但是 , 尽管目 前在许多国产豪华客车上装用进口汽车空调机组 , 然而 由于风道设计与空调机组不能很好地匹配 , 往往存在空 调制冷效果欠佳的现象 ;车厢内的热负荷状况 , , 影响乘坐的舒适性 。

2、2以往的大客车空调机组的选型 , 主要是根据经验 , 通过与同类车型的对比 , 选择较为合适的空调机组 ; 选 型中主要考虑的是空调机组的制冷量 , 通常按照每个乘 客 400kcal h 的制冷量估算空调机组所需的制冷量 , 并 选择接近该制冷量的空调机组 。 由于不同厂家生产的车 型存在内部布置的差异 , 即使所选用的空调机组相同也 会产生不同的制冷效果 , 甚至有时还会造成制冷量不 足 。 所以单单依靠制冷量来选取空调机组达不到良好的 制冷效果 。3 传统大客车风道的布置由于受到车厢内部结构以及车厢内部装饰效果的 限制 , 大客车空调风道通常布置在车顶的两侧 , 并按照 座位的排列在座位

3、上方均匀布置出风口 , 出风口的数 量 、 送风面积都没有经过仔细的计算 , 只是根据对出风 口气流速度的要求以及理论流量的要求确定 。 但是 , 出 风口的气流速度及流量受到许多因素的影响 , 用这种方 法确定的风道很难满足实际流速和流量的要求 (往往实 际流量要比预想的要小 , 影响制冷效果 。4足 因此 , 在大客车空调总体设计中应根据具体的车型 进行计算确定 。 可以从以下几个方面考虑 :(1 首先计算大客车车厢内热负荷的分布情况 确定大客车所需的理论送风量 (初选空调机组 初 选主风道的气流速度 结合车内装饰的总体要求确 定主风道的断面形状和各区域的出风口数量 。(2 计算空调送风系

4、统的总阻力 根据空调风机 的参数校核空调管路系统的阻力与空调机组是否匹配 根据结果调整风道的断面等 , 必要时需重新选择空 调机组 。5 大客车上热负荷的分布大客车车厢内的热负荷主要来自于以下几个方面 :通过车壁及门窗玻璃传入车内的外界热量及太阳的辐 射热量 ; 通过缝隙渗入车内的热空气 ; 人体散发的热量 ; 发动机室通过车壁传入的热量 ; 车厢内的零部件释放的 热量等 。由于车厢内各处热源分布的不均匀性 , 为使各区域 的温度场尽可能均匀 , 因此在风道设计时应首先计算各 区域的热负荷状况 , 确定各区域的所需送风量 , 据此确 定出风口的分布 , 安排出风口的数量 。通常可以将大客车车厢

5、分为 5个区域 , 以 JH 6110城市空调公交客车为例 , 如图 1所示 。 按照各个区域散41 汽车研究与开发设计与计算 发的热量计算各区域的热负荷 , 乘客数除按座位数计算 外 , 考虑到公交车的特点 , 适当考虑将车厢面积折算成 站立的乘客数 。 热负荷 、 理论送风量的计算方法见文献 【 1】 、 【 2】 、 【 3】。 图 1表 1大客车车厢内负荷情况区域热负荷 , W 理论送风量 , m 36 风道设计与空调机组的匹配6. 1 风道设计根据车厢内热负荷选择空调的制冷量 , JH 6110客 车所选择的空调制冷量为 28000W , 额定风量达到 5400m 3 h , 蒸发风

6、机为 ZH F 291双轴离心式 , 风机出口压力为 100Pa 。 大客车的主风道一般都设为独立的两 条风道 , 分别布置在车顶两侧 , 以免发生气流干涉 , 沿两 条风道分别均匀布置各有 19个出风口 。 将主风道的流 速 V d 选为 8m s , 如果满足车厢内理论送风量 Q 为 4175. 1m 3 h (圆整为 4200m 3 h 的要求 , 则每条主风道 的截面积 F 应为 :F =V d =3600×8÷2=0. 073m 2根据车厢内总体布置 , 将主风道设计成图 2所示的结构 , 截面积为 0. 08m2。因 此 , 主 风 道 内 的实 际 流 速 为

7、 :V d =F=3600×0. 08÷2=7. 3m s图 26. 2 , 风机的压力是回 、 回风口阻力 等 , 风机的风压就已确定 , 因此需校核 风机的风压与送风管路系统是否匹配 , 即风机的风压应 大于或接近于送风管路系统的总阻力 , 否则 , 就不能满 足需要的理论送风量 。以 JH 6110客车的空调 ZH F 291双轴离心式风 机为例 , 风机的性能曲线如图 3所示 , 纵坐标为风机的 压力 P , 横坐标为风机的流量 Q 。图中 G 点是某一送风 管路系统的理想工作点 , 该点所对应的压力和流量分别 为 P G 和 Q G 。从图中可以看出 :当管路系统

8、的总阻力升 高时 , 风机的压力相应地升高 , 即风机的工作点移到 G 的位置 , 对应的压力和流量分别为 P G 和 Q G , P G P G ,Q G Q G 。 因此风机的流量 Q 是随着风压 P 的升高而减 少的 。 所以 , 当送风管路的系统阻力升高时 , 送风量减 少 , 导致空调制冷效果降低 。图 351 2001年第 3期 设计与计算在 JH 6110客车的送风回路中 , 风道的动压 P d 为 :P d =22=22=31. 9Pa 其中 ,代表空气密度 , =1. 2kg m 2。对于等截面的静压变化的均匀送风风道 , 为了保证送风效果 , 则第一个出风口气流出流角 60

9、°, 即 tg =P j P d 1. 73, 取 tg =1. 73, 则风道首端的静压 P j 为 【 4】:P j =1. 732×P d =1. 732×31. 9=95. 5Pa风道的全压 P q 为 :P q =P d +P j =31. 96+95. 5=127. 4Pa 即该风道的总阻力为 127. 4Pa 。另外 , 要保证送风量为 4200m 3 h , 则回风口的气 流速度 V h 为 :Vh=Q F h其中 , F h 代表回风口面积 , F h =0. 312m 2。 即V h =7m s 因此 , h :P h =22其中 , 代表空气

10、密度 , =1. 2kg m 2。 即P h =22=8. 2Pa因此该客车空调送风管路系统的总阻力 P 为 :P =P q +P h =127. 4+8. 2=135. 6Pa 由 于 送 风 管 路 系 统 总 阻 力 大 于 风 机 的 压 力(100Pa , 因而风机的实际工作点移到了 G 点 , 风机的 送风量变成 Q G , 所以实际送风量未达到需求的风量 。该车沿两条风道均匀布置各 19个出风口 , 因每个 出风口的面积为 0. 004m 2, 则出风口面积为 0. 076m 2。 实际测得出风口的平均风速约为 6. 5m s , 因此实际送 风量为 3600m 3 h , 未能

11、满足送风要求 。该车送风量不足的主要原因是风机的出口压力与 送风管路系统阻力不匹配引起的 。 为满足送风要求 , 可 以降低送风管路的系统阻力或选择蒸发风机出口压力 高一些的空调机组 。 , 从而 0. 09m 2, 则重新计算 108. 2Pa , 接近风机的压力 。 通过改进 , 4450m 3 h 。参考文献1清华大学等编 . 空气调节 (第二版 . 北京 :中国建筑工业出版社 , 19862 英 W . P . Jones 著 , 谭天 , 梁凤诊译 . 空气调节工程 . 北京 :中国建筑工业出版社 , 19893陈孟湘编著 . 汽车空调 . 上海 :上海交通大学出版社 , 19974

12、申福林编 . 客车空调系统布置与设计 . 西安 :西安公路学院 ,1990“ 九五” 期间汽车工业科学技术重大进展一 、 汽车产品综合技术水平跃上新台阶 , 主要产品性能指标大幅度提高 , 产品结构更趋合理 。 二 、 摩托车技术的发展促进了产品更新换代 , 在中低档 、 实用型摩托车方面形成了一定优势 。 三 、 计算机辅助设计技术在汽车产品开发中应用 , 促进了我国汽车工业自主开发体系的建立 。 四 、 汽车电子技术发展实现与国际主流技术发展同步 , 直接推动了我国汽车环保和节能技术的发展 。 五 、 汽车安全标准列入强制性标准并予以实施 , 成为汽车技术发展的重要里程碑 。六 、 燃气汽车等代用燃料汽车技术的开发和应用迈出了坚实步伐 , 对改善能源结构 、 降低排放污染具有重要意义 。 七 、 电动轿车 、 燃