目前已知进口干度为0.3，出口过热，因此平均干度
χdo=（0.3+1.0）/2=0.65
由此，可 计算 其余参数的平均值。动力黏度μcore的平均值为
μcore=[χ/μr+（1-χ）/μ1]-1=[0.65/11.446+（1-0.65）/266.78] -1=17.212 kg/（m·s）
每一散热板制冷剂质量流量
qmr,eq'= qmr/11=0.042/11=3.8182×10-3 kg/s
散热板内孔的制冷剂质量流速qmr,a为
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）
雷诺数recore为
recore= qmr,a·dh，r/μcore=350.077×3.7265×10-3/（17.212×10-6）=75794
干度平均值为
χdo=0.49+627 recore-0.83=0.49+627×75794-0.83=0.54587
由上面的计算可以看到，制冷剂干度从0.3～0.54587～1变化，后还有过热蒸气区。WWW.11665.CoM因此很难准确估计每一阶段所占的百分比，只能凭经验估计。在此，取过热蒸气区为20%，于是可以计算出干燥点之前的两相区约为28%，干燥点之后的两相区约占52%。
（1）干燥点之前的两相区，取χ=0.417，则在散热板内孔内，制冷剂气液两相均匀紊流工况的lockhart-martinelli数xtt和关联系数f（xtt）分别为
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
制冷剂两相流折算成全液相时，在折算流速下的表面传热系数αl为
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）13532.2 w/（m2·s）
= 7966.028 w/（m2·s）
制冷剂两相流的表面传热系数αr为
αr=αlprl0.296f（xtt）
=7966.028×3.9680.296×1.0151 w/（m2·s）=12160
（2）过热区 制冷剂侧的雷诺数reeq，r，普朗特数prv，努塞尔数nu，表面传热系数av分别为
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）=1638 w/（m3·k）
（3）干燥点之后的两相区 取χ=0.766，则把xd0=0.5458带入干燥点之前的两相换热公式，计算得ad0=11165 w/（m2·s），于是ar为
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）=7950 w/（m3·k）
最后，平均表面传热系数可为
ār =（12160×28%+7950×52%+1638×20%）w/（m3·k）=7866 w/（m3·k）
5.3.7计算总传热系数及传热面积
如忽略管壁热阻及接触热阻，忽略制冷剂侧污垢热阻取空气侧污垢热阻ra=0.0003 （m3·k）/w，则传热系数k为
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）=238.777 w/（m3·k）
对于对数平均温差为
∆ tm=（tal-ta2）/ln{（ta1-te）/（ta2-te）}=（27-7.25）/ ln{（27-2）/（7.25-2）}℃=12.655℃
由于板翅式蒸发器的流程较少，而且在流道转弯处制冷剂与空气成顺流流动形式，因此按纯逆流方式计算的对数平均温差偏大。另外，湿工况在增大空气侧表面传热系数的同时也增加了液膜热阻，因此空气侧的实际表面系数低于计算结果。综合两个方面的考虑，传热系数与对数平均温差之积预乘上一个修整因子，ψ=0.65，则所需总传热面积（以外表面为基准）a0为
a0=qe/（4k）=29311/（4×238.777×12.6555）m2=14.9m2
与前面计算出15.167m2的相对误差不大
5.3.8计算空气侧阻力损失∆pa
空气侧摩擦阻力因子ƒ为
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
则空气侧阻力损失∆ pa为
∆ pa=4 ƒ·wf/dh，a·ρ·v2a，max
=4×71.98×10-3×0.065/（2.792×10-3）×1.1025×5.872pa
=278.313 pa
最后根据空气阻力和风量选择风机。
5.4膨胀阀
丹佛斯（danfoss）tden型膨胀阀适用于hfc134a制冷剂。其选型方法是根据给定的工况，膨胀阀两端的压力降和蒸发器的负荷，经制冷剂液体过冷度修正后，查该型号的技术手册。
5.4.1确定tden型热力膨胀阀两端的压力降根据所给定的工况
系统中制冷剂液体流经管路、管弯头、干燥过滤器、视液镜、电磁阀等部件，其压降之和设为∆ p1=66kpa多流程供液的蒸发器前需安装液体分配器，其压降设为∆ p2=65.67kpa。由于整个系统压力平衡，则有
pe=pc-∆ ptxv-∆ p1-∆ p2
于是，热力膨胀阀端的压力降∆ ptxv为
∆ ptxv= pc- pe-∆ p1-∆ p2=1681- 349.63-66-65.67=1200kpa=12bar
5.4.2蒸发器负荷的过冷修正
根据丹佛斯（danfoss）tden型膨胀阀的技术手册规定，当热力膨胀阀前的制冷剂液体过冷度偏离4k时，蒸发器的制冷量必须进行修正。修正方法是将所需制冷量除以下表所给的修正系数得到修正的蒸发器制冷量。
丹佛斯（danfoss）tden型膨胀阀的制冷剂液体过冷度修正系数
液体过冷度∆ t sc /k
4
10
15
20
25
修正系数
1.00
1.08
1.13
1.19
1.25
在阀前的制冷剂液体过冷度为∆ tsc=5℃，修正系数为1.013，则修正蒸发器制冷量qe，s'为
qe，s'=29.311kw/1.013=28.9kw
则每只蒸发器的修正制冷量qe，s″为qe，s″=28.9kw/2=14.52kw
5.4.3根据∆ ptxv、te、qe，s″确定应匹配的热力膨胀阀容量
由于热力膨胀阀的制冷量，必须等于或稍大于修正后的蒸发器制冷量，因而可按∆ ptxv=12bar，te=5℃，qe，s″=16.8kw＞14.52kw，在丹佛斯（danfoss）tden型膨胀阀的技术手册的有关参数中，查到tden5.8 能够满足整个制冷系统匹配的要求，因此，选用两个tden5.8型。
第6章 空调系统的性能匹配
汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题，是在成本 经济 预算与运行经济预算，以及汽车动力配置方案允许的条件下，如何使汽车空调系统各组成部件，特别是对系统性能起主要决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况（设计工况）匹配得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。
汽车空调系统图
1压缩机；2高压软管；3冷凝器；4 冷却风扇；5 干燥储液器；
6高压软管；7 膨胀阀；8蒸发器；9风机；10吸气管。
6.1压缩机的匹配
从系统匹配和成本经济、运行经济角度考虑，车用空调系统在额定运行工况（通常把该工况作为设计工况）应选配多大容量，多少输入功率，多高转速的车用空调压缩机，这是汽车空调系统设计在完成空调负荷计算后首要解决的问题为此，必须进行车用空调压缩机的选型计算，包括设计工况计算和变负荷工况计算。
6.1.1车用空调压缩机选配的依据
当车身结构确定后，车用空调系统设计的第一个任务，就是进行车厢空调负荷的设计计算。一般空调负荷计算，包括额定工况和最大负荷工况的负荷计算空调负荷计算的结果是车用空调压缩机选配的依据。
额定工况是指有关行业标准所规定的车用空调系统运行工况。如cj/t134—2001《城市公交空调系统技术条件》规定，城市公交空调客车空调系统的额定运行条件是：冷凝器总成的环境温度为35℃，相对湿度为60%；蒸发器总成进风的干球温度为≤28℃，湿球温度为19.5℃。有时，设计工况也可以按所设计车辆在当地经常运行的条件综合考虑来确定，但须按有关行业标准所规定的车用空调系统运行工况加以校核。额定工况必须确定的参数有：冷凝器总成环境气象参数，蒸发器出口制冷剂过热度，压缩机吸气管路的压力降等。
最大负荷工况是指车用空调系统按额定工况设计好后，在特定运行条件下，所能达到的具有最大制冷能力的运行工况。一般当汽车在环境温度较高的烈日下长时间暴晒后，车用空调系统刚起动时刻的运行工况，就属这一特定运行工况。最大负荷工况的参数也包括上述额定工况的各项参数。
6.1.2压缩机与发动机的传动比及压缩机转速的确定
在非独立式车用空调系统中，压缩机都是由主发动机通过离合器的吸合和带传动系统来驱动。压缩机的转速与主发动机的直接有关，两者之间的传动比除与主发动机的转速有关外，主要取决于压缩机的最高连续转速。传动比的确定，对于非独立式车用空调系统制冷性能的发挥和压缩机工作的可靠性至关重要。汽车发动机的转速范围比较宽，一般在700～2400r/min之间，汽车在停驶（发动机怠速传动）和低速状态时，发动机转速低空调的转速也低会造成空调系统的制冷能力不足。汽车高速行驶时，发动机和压缩机的转速较高、空调制冷能力强劲、压缩机的耗能也高，对于安排非独立车用空调机组的城市公交空调客车，采用循环离合器控制制冷系统运行时，这一影响尤其明显。因为这类空调客车需要的制冷量较大，一般都是安装一台活塞式车用空调压缩机，由于它受到往复运动结构特点的限制，只能以较大的传动比来提高其转速，主要是防止发动机一旦高速运转时，导致压缩机因转速超出极限范围而损坏。
由上述可知，采用循环离合器控制方式控制制冷系统运行的非独立式车用空调系统，其压缩机在额定空调工况转速的确定，须考虑发动机与压缩机之间的传动方式和它们的传动比。比如，汽车在正常行驶状态下，当发动机转速为1440r/min时，若传动比为1：1.25，则压缩机的转速就可达到1800r/min。
6.1.3压缩机与冷凝器、蒸发器的性能匹配
压缩机作为制冷系统的一个组成部件，其上游部件是蒸发器总成。下游部件是冷凝器总成。它们之间的性能是相互影响的，当蒸发器内制冷剂蒸发温度te（或压缩机吸气压力ps）变化时，压缩机的输气量会变化，而压缩机制冷量qe，c、制冷剂冷凝温度tc都会变化。因此，在选配或设计冷凝器和蒸发器时，应当与所选配的压缩机性能相匹配，并且三者性能要综合考虑，才能充分发挥各个部件的作用。
6.2冷凝器总成的匹配
冷凝器总成，从系统匹配角度来讲，所关心的是冷凝器总成的整个性能，不仅包含冷凝器的换热性能，而且包括冷凝器与冷凝器风机、风道的空气流来匹配性能，冷凝器总成与压缩机、蒸发器总成的匹配性能。
6.3蒸发器总成的匹配
蒸发器总成，从系统匹配角度来讲，所关心的是蒸发器总成的整个性能，不仅包含蒸发器的换热性能，而且包括蒸发器与蒸发器风机、风道的空气流来匹配性能，蒸发器总成与压缩机、冷凝器总成的匹配性能与接流机构（如热力膨胀阀）。制冷剂分配器的匹配性能，从整车空调效果的角度来考虑，甚至还包括蒸发器总成与车室内风道设计，风口布置的匹配性能。这就需要在蒸发器总成的风机选配时，风机的风量确定，不仅要考虑蒸发器总成中风道的阻力特性，好要考虑车室内风道的阻力特性。
6.4热力膨胀阀与压缩机、冷凝器、蒸发器组成的匹配
上面讨论压缩机、冷凝器总成、蒸发器总成三部件匹配时有一个前提条件，即假定热力膨胀阀的容量适应系统在规定工况范围内的运行需要，能够调节进入蒸发器的制冷剂流量所润湿，但若热力膨胀阀的容量匹配不合理的，比如配置的热力膨胀阀容量偏小时，就会出现热力膨胀阀对蒸发器总成的供液不足，此时换热器的总传热系数将下降，除了配置的热力膨胀阀容量偏小这一情况以外，还可能由于充注入系统的制冷剂量太少，或由于液体管道内摩擦产生的压力降过高，或由于膨胀阀阀门和蒸发器的位置比冷凝器高（如在内置式非独立车用空调系统中），使进入膨胀阀的液体中含有制冷剂蒸气而导致对蒸发器的供液不足。当冷凝器的环境温度较低时，也很容易发生车用空调冷凝器中制冷剂冷凝温度下降得很低，致使膨胀阀两端的压差不够大，导致蒸发器供液不足。这些情况最终导致蒸发温度和蒸发压力过低，制冷剂流量大为减小。
由此可知，热力膨胀阀的容量匹配不可忽视，而且热力膨胀阀的容量除与压缩机、冷凝器、蒸发器三部件匹配情况有关外，还与系统中管系的配置，蒸发器的位置等情况密切相关。制冷剂在管路系统与干燥过滤器、视液镜、电磁阀、液体分配器等配件和换热器中的流动阻力，一定要估算得符合实际，才能使热力膨胀阀的容量匹配得合理。
热力膨胀阀容量的匹配方法，须根据有关的标准和所选热力膨胀阀产品的技术要求而定。
第7章 风道设计、风机选型及降噪技术
7.1风道设计
经过处理的送风和回风都必须通过风道才能进入和离开车室，而且车内的送、回风量能否达到要求，则完全取决于风道系统的压力分布以及风机在该系统中的平衡工作点。所以风道布置将直接影响车内的气流组织和空调效果。同时，空气在风道内流动所损失的能量，是靠风机消耗电能予以补偿的，所以风到布置也直接影响汽车空调系（如下图和附图一所示）
7.1.1车空调风管的选择
（1）风管材料及断面选择
风管用材料应表面光洁，质量轻，安装方便，并有足够的强度、刚度、且抗腐蚀、寿命长、价格低廉。
一般汽车空调多用厚度为0.75 ～1.2mm的薄钢板，铝合金，镀锌薄钢板或塑料（聚氯乙烯）板制造。新型汽车空调系统还有采用玻璃纤维板风道。它对空调管道保温、消声起到良好的效果。
汽车空调系统选用的风管，主要有矩形和圆形两种截面。矩形风管高度低，容易与汽车构造配合安装，但加工制作和保温较困难。圆形风管管道阻力小，保温方便。随着城市公交车的大力 发展 ，对城市公交车的要求越来越高。
图（a）所示的冷风道就是为城市而设计的，该公交车一般采用底置式空调，由于底置式空调同时考虑到总布置问题，侧冷风道采用弯曲形式，同时上部与车内水平冷风道接口处断面逐渐变大以降低风速，减小气流损失，在车正前上顶设置一出风口供驾驶用，由于该种冷风道断面较大，加之空调制冷量较大，深受用户欢迎。
图（b）所示的冷风道也是为城市公交车而设计的。考虑到站立乘客较多，该车冷风道在下部设出风口的情况下，在侧面水平方向又设了出风口，这样站立乘客可直接接受冷气，效果较好。
经综合考虑，本设计选用图（b）。
（3）汽车空调风管的风速选择
汽车空调风管的风速应根据系统布置、送风量、风管结构及送风噪声要求等因素而定。表所示为汽车空调风管的风速选择。
汽车空调风管的风速选择
频率在1000hz时车内允许压级/db
风速/（m/s）
总管和支管
无送风、回风口的支管
有送风、回风口的支管
40 ～60
60以上
6 ～8
7 ～12
5 ～7
6 ～8
3 ～5
3 ～6
7.1.2汽车风管的保温
为了减小空气在风道输送过程中的冷、热量损失以及防止低温的风道表面温度较高的环境下结露，汽车空调中的风管都要保温。
保温材料目前使用的种类很多。如聚苯乙烯泡沫塑料等，它们的导热系数大多在0.12 （w/m·℃）以内。通过保温层管壁的传热系数与管壁间有空气流动，影响保温效果。
当风道布置在室外时，要做好防雨防潮措施，以及防止室外噪声随风道传入车内的措施。
7.1.3阻力计算
本风道设计有关参数参照相似车型；风道内空气的流动阻力包括摩擦阻力和局部阻力
（1）摩擦阻力
力系数λ为0.15，再计算风道的水利半径rs=a/p=ab/2（a+b）=0.05m，矩形风道当量直径dv=4rs=0.2m。工程上用等流量当量直径较为方便。工程设计手册中有线算图，计算时可为 参考 。
∆pm=λ·l·ρ·v2/（8·rs）=4.4pa
（2）局部阻力
a、百叶窗口 16个 za=12.2pa
b、变径弯头（90℃） 2个局部阻力系数ξ为0.91
c、分叉三通 （f2/f1=0.8），管段的局部阻力系数ξ为0.2，对应总流速4.5m/s z=27.45pa
管道总阻力大约为40pa，考虑到安全因素，安全因素增加15%则风机所需要40×1.15=46pa
再加上蒸发器所需278.313pa的压力，确定总的所需送风量为4000m3/h。
7.2降噪技术
7.2.1风管内的空气阻力和改进风管结构
对一定的送风系统，风机转速愈小、风压愈低，则风机噪声也愈低；在保证车室换气量的条件下，总送风量不必选过大，以利于降低风管内空气流速和减小风管空气流动阻力，风管内空气流动产生噪声，主要由于边界层产生涡流及其涡流区的压力和流速的变化；另外，气流遇到障碍物和风管内表面粗糙也引起气流噪声。因此，风管内的空气流速不宜选择过大；对风管弯头、三通管接头、变截面过度段、调节风门等应作成流线型、渐缩型或设置导流叶片，以减小气流阻力和避免引起气流的涡流。
7.2.2风管之间的连接结构
在通风系统的吸、排风口及空气分配器与风管之间应设置适当长度的喇叭管，而在空气分配器出风口尽可能增加出风格栅面积或装置导风叶片等，以减小空气动力噪声。
由于风机的振动，当风速和风压变化时，会引起风管振动而产生噪声。为此，除了在风机进、出口设置减振软管外，在风管穿过车壁的部位也应以软管相连接，并避免风管与车壁直接刚性接触，以减少风管振动传给车壁。
7.3风机的选择
风机的选型表
名称
型号
数量
所需压力损失
总的送风量
冷凝风机
lnf242a
4台
253.5pa
6000 m 3 /h
蒸发风机
2hf292
4台
324.313pa
4000m3/h
第8章 管道布置及要求
8.1管道的布置
当冷凝器位置高于压缩机，而且冷凝器的环境温度高于压缩机的环境温度时，排气管在离开压缩机后先下一段再向上，并且，在排气管中设置单向阀当压缩机的竖向长度超过8m时，应根据其排气管的竖向长度，在靠近压缩机的管段，则不允许出现呈下凹形状的“液囊”弯管。
8.2管路的设计布置
高压液体管应按可能遇到的最低冷凝压力和相应的最大制冷量进行设计，选择合适的管径，以保证膨胀阀前后一定的压力差。同时，还应避免在水平的管路上弯成向上凸起的“气囊”，低压液体管应能保证冷却盘管各并联通道供液均匀，并且能保证回油。
8.3吸气管
在顶置式大客车非独立空调中，吸气管路都比较长，有的达8m，如果不注意吸气管路的阻力特性影响，使制冷系统的制冷量明显下降。难以达到设计所预期的效果。
由此可知，有的车用空调制造商为了节省吸气管路的制造成本采用较小直径的吸气管道，致使其中制冷剂流动阻力增大，是得不偿失的，也是不可取得，一般来说，在压缩机选型时，压缩机制造商都在压缩机的产品使用说明书中指明了压缩机的吸、排气接管的尺寸，按照其规定设计吸、排气接管比较合理。
在管路设计方面，还要注意系统中的回油，这也是影响系统运行安全可靠方面的问题。除了应严格按照压缩机产品说明书要求的润滑油加注量，加注与制冷剂相匹配的润滑油外在管路设计和布置时，应考虑如何使制冷剂中携带的冷冻油容易返回到压缩机中来。
吸气管路布置的注意事项如下：
（1）在车用空调系统中，一般蒸发器的安排位置都在压缩机之上，应在蒸发器的上部设计成一个倒u形弯，以防压缩机停车时流体流入压缩机而引起压缩机再起动时的液击。
（2）为防止由于润滑油加注过多所造成的液击事故，对这类车用空调系统，可在吸气管道出口段安装—油分离器让多余的润滑油留在油分离器中，不至于进入压缩机造成液击。
（3）在系统中只有单台压缩机时，其吸气管道入口处不能装设u形集油弯管，因有了集油弯管，停机后再起动时，会有大量的油进入压缩机，可能产生液击现象。
第9章 空调系统的配置要求和试验规范与标准
城市公交客车空调的试验规范与标准，可 参考 中华人民共和国建设部2001年4月20日发布，2001年10月1日开始实施的中华人民共和国城镇建设行业标准：cj/t 134—2001《城市公交空调客车空调系统技术条件》，国家机械 工业 局在2000年11月6日发布的汽车空调行业标准：qc/t 658—2000《汽车空调整车降温性能试验方法》。
9.1城市公交空调客车的运行特点
城市公交空调客车与城镇间长途运输空调客车相比，有如下不同的运行特点：
（1）城市公交空调客车的车速较慢，一般在20km/h左右。
（2）车站距离较短，车速变化频繁，怠速状态较多。
（3）车门开启频繁，车内乘员的密度和流动性较大。
（4）运行环境恶劣，运行时间较长，有的达18h。
9.2城市公交空调客车制冷系统的配置及其与车身结构匹配的要求
城市公交空调客车的运行特点，要求其制冷系统具有车速慢时，仍有较大的能满足乘员舒适性需求的空调制冷量，因此，cj/t 134—2001《城市公交空调客车空调系统技术条件》对其制冷系统的工作，要求在制冷系统运行后的30min内，能达到如下性能：
（1）出厂新客车的车内外平均温度差必须大于7℃,在用车的车内外平均温度差必须大于5℃，而且当车厢外环境温度部高于38℃时，车厢内的最高温度不允许超过30℃。
（2）在车辆纵向轴线上，距车辆前、后挡风玻璃各1.5m和车辆中部三个离地板上方1.2m处的位置，所测的温度最大温差不超过3℃。
（3）出厂新客车，在单人与二人座椅纵向中心和多人座椅均分两点所处的纵向垂直截面上，沿垂直方向距坐垫表面上方635mm处与沿水平方向距靠背250mm的交点处，以及同一纵向垂直截面内，距地板上方50mm处，所测定的乘员头部温度应低于其足部温度2～5℃。
（4）风道各出风口的风量应基本均匀，风速应不大于6m/s，也不小于3 m/s。为达到上述制冷效果，必须对城市公交空调客车的空调系统配置及车厢围护结构的隔热性能与密封性能提出更高要求。
在制冷系统配置方面，标准规定必须按照两种 计算 方法计算，结果中的大值作为配置依据，选择制冷设备的容量。其一时按单位车厢容积装机制冷量计算，非独立式机组每1m3车厢容积需590～630w制冷量，独立式机组每1 m3车厢容积需550～590w制冷量;其二是按额定乘员数人均装机制冷量计算，每个额定乘员需530w制冷量。额定乘员数按车厢内座位数加上每1 m3走道面积站3个乘员计算。蒸发器风机风量匹配则按额定乘员数人均装机冷风量80 m3/h计算。必须注意的是，鉴于各国制冷设备标定容量依据的测试条件不一致，所选择的制冷设备，其标定的容量最大值应不低于按qc/t 656—2000《汽车空调制冷装置性能要求》行业标准测定的额定制冷量的93％，否则仍会达不到制冷系统配置的要求。
所有上述制冷系统的配置还须受以下噪音指标的约束：
（1）在怠速状态时
车内辅助发动机或汽车发动机与压缩机安装处的上方，以及车顶回风口或换气设备处的噪音不大于74db(a)；车外辅助发动机或汽车发动机处的噪音不大于84 db(a)。
（2）在车速为30时
独立机组的车内噪音不大于80 db(a)；非独立机组的车内噪音不大于84db(a)。在车厢围护结构的隔热性能方面，空调车的车身结构应采取有效可靠的隔热保温措施，必须选择热导率小[小于0.038w/(m·k)]的隔热材料和隔热结构，在车厢体的关键部位，如车厢顶部（尤其时车厢左右两侧的顶部）、车厢地板（尤其是发动机顶部的地板）和热桥部位等处，加强隔热保温。衡量车厢围护结构隔热保温能力的标准是：在夏季，降温能力达到30min关闭制冷装置后，客车保持原30km/h的车速继续运动，车厢内气温上升到与外界气温相差1℃的时间不小于10min
在车厢围护结构的密封性能方面，必须注意车门门缝、车窗门缝、地板上维护与检查孔板的接缝，以及前围板的接缝等处的密封结构，保证其密封的质量。密封性能应符合国家标准gb/t 12478—1990《客车防尘密封性试验方法》、gb/t 12480—1990《客车防雨密封性试验方法》的规定。
9.3城市公交空调客车采暖系统的配置及其车身结构匹配的要求
在采暖系统的配置方面，要求暖风装置提供的采暖热量，必须使温带型空调客车的车内温度，在升温能力测试开始后30min内达到15℃以上；亚热带型空调客车在升温能力测试开始后30min内车内温度达到12℃以上、驾驶员足下温度达到15℃以上。为此温带型空调客车应按额定乘员数人均采暖热量520w以上来选择采暖设备的容量，按额定乘员数人均暖风量不小于20m3/h来选择暖风机的容量；亚热带型空调客车，应按额定乘员数人均采暖热量460w以上来选择采暖设备的容量，按额定乘员数人均暖风量不小于15m3/h来选择暖风机的容量。所有采用加热器的采暖系统，都应符合有关的规定，如qc/t 634—2000《汽车水暖式暖风装置》等规定。
对于暖风管道布置及其雨车身结构的匹配，则应达到以下要求：
（1）采暖系统启动后的30min内在车辆纵向轴线上，距车辆前、后的挡风玻璃各1.5m和车辆中部三个离地板上方400mm处的位置，所测得的最大温差不得超过5℃。
（2）出厂新客车，在单人与二人座椅纵向中心和多人座椅均分两点所处的纵向垂直截面上，沿垂直方向距坐垫表面上方635mm与沿水平方向距靠背250mm的交点处，以及同一纵向垂直截面内，及地板上方50mm处，采暖系统启动后30min内，所测定的乘员头部温度应低于足部温度2～5℃。
（3）暖风管道出风口的风量应基本均匀，最大风量不大于4m/s，且不能直接吹向乘员的身体部位。暖风管道应有隔热层，凡乘员容易触到的暖风管道表面温度和暖风出口温度不得大于50℃。
采暖系统对车身结构隔热保温性能与密封性能的要求，与制冷系统的要求相同。衡量车身围护结构隔热保温能力的标准是：在冬季，升温能力试验进行到第30min，关闭暖风装置后，客车保持原车速（20km/h）继续运行，车厢内温度下降到与外界气温相差1℃的时间不小于10min。
采暖系统所有设备的配置还应受其工作噪音的制约，即在客车停驶、仅采暖系统和通风装置工作时，工作噪音不得大于75db（a）。
9.4城市公交空调客车通风换气装置的配置
城市公交空调客车由于密封性能较好，为保证车厢内的空气的洁净度和舒适度，在制冷系统和采暖系统都不工作的季节，能向车厢内不断输送新鲜空气，应设置通风换气装置。它可以由安装在车厢顶部的两台通风换气扇组成，也可以通过空调系统中，具有蒸发器风机转速单独控制功能和新风门调节功能的控制系统，与调节机构跟风道系统联合组成。不管哪一种通风换气装置，其配置都应达到如下性能要求：最大装机通风换气量，应大于按额定乘员数人均新风量10m3/h的计算结果。而且在通风换气设备满负荷工作时，车内气流速度不能大于0.5m/s。在停车及发动机不工作时，通风换气装置处的车内噪音不能大于65db（a）。
9.5城市公交空调客车空调系统的整车性能试验，包括制冷系统、采暖系统、通风换气装置和除霜系统实验。
（1）制冷系统性能试验
试验应在晴天少云、有日光直射、气温不低于30℃、风速小于5m/s的气候条件下进行，在用车（出厂新车使用一年后的城市公交空调客车）可以空车进行试验，出厂新车则应乘坐不小于额定乘员数80％的乘员，并使城市公交空调客车保持在30km/h的速度行驶才能进行。不管新车还是在用车，车辆在试验前都必须在日光下停车，门窗全开，使车内外温度平衡后才可进行试验。试验开始后，要求车辆必须全部关闭门窗，开启空调机，并全部打开各出风口，独立式空调制冷装置开至最高档，非独立式空调装置的压缩机转速稳定在最高（1800±100）r/min,风机开最高档，所有可调风口处于最大出风位置。
风量与风速可用带集风罩的风速仪进行测量，应在开机10min后的5min内，记录所有风口的平均出风口风速并计算总出风量。
噪音的测量应在无顶棚的空旷场地上进行，在测量中心点25m半径范围内不应有较大的反射物，测量场地本底噪声不得大于65db（a）。车外噪声测量中心点距压缩机组中心点5m，距车厢地板高度1m，测点与机组间除本车车身外应无其他遮挡物。车内噪声测试点有三点：在压缩机组中心位置的地板上方1.2m处，回风口中心的车厢地板上方1.2处，客车纵向对称中心平面内的地板上方1.2m处。车内外的测量点重复测量两遍，记录每次测量的结果，取平均值。
降温能力试验时，按前述要求的测点位置布置温度与湿度测点。在空调运转后的前10min，每隔2min记录一次，以后每隔5min记录一次车内各点及回风口温度，直至30min结束。与此同时，测量空调机组出风口（最靠近机组出风口的风道出风口）及回风口（距回风口平面距离200mm的纵、横向轴线中心）的干、湿球温度，记录在数据记录表中。
保温能力试验，按前述是在降温能力进行到第30min时关闭制冷装置，并使汽车继续保持原速（30km/h）运动的条件下进行的，每隔2min测量记录一次车内温度，至第40min为止。
（2）采暖系统性能试验
试验应在环境温度－15～－5℃、风速不得大于5m/s、晴天或阴天的气候条件下进行。试验前汽车必须露天停放，并且门窗全开，使车内外温度平衡。试验时，新车乘员不少于额定乘员数的80％，在用车可以空车进行试验。
风速与风量测量时，应关闭客车门窗，暖风装置开最高档（对于余热式暖风装置，发动机在额定转速下），开机10min后的5min内，记录所有出风口的平均速度，并计算总出风量。
噪声测量时，应停驶客车、关闭所有门窗、暖风装置开最高档（对于余热式暖风装置，发动机在额定转速下），在暖风装置中心位置的地板上方1.2m处，客车纵向对称中心平面内的地板上方1.2m处选择三点，重复测量两次，记录平均值。
升温测量时，应将测量点布置在车辆纵向轴线上，距车辆前、后挡风玻璃各1.5m和车辆中部三个离地板上方400m处的位置上。在用车的车辆处于怠速状态，关闭所有的门窗和除霜门口，独立式暖风装置开至最高档，非独立式暖风装置的发动机最高转速稳定在1800r/min左右，暖风装置也开至最高档。出厂新车除满足这些外，还应要求车内乘员数不少于额定乘员数的80％，并且客车应保持在201km/h的车速状态下行驶。试验时，在暖风装置运行后的前10min，每隔2min记录一次，以后每隔5min记录一次车内各点的温度，直至30min 结束。
新车保温能力测量，紧接在升温能力测量后进行，即当升温能力试验进行到第30min时，将暖风装置关闭，而客车仍继续保持20km/h的车速行驶，每隔2min测量记录一次车内温度，至第40min为止。
（3）通风换气性能试验
通风换气性能试验主要是测定通风换气量、车内气流速度和通风换气装置除的噪声。通风皇权测量时，应把测定布置在换气扇出风口三个面积相等的同心圆环各自的面积等分线，与相互垂直的两条直径线的交点上，总共有12个测点（图12-5）在紧贴换气扇出风口的平面上，或在换气扇出风口临时安装的、断面尺寸与风口相同、长度为500～1000m的短管出口平面上，用风速仪测出各点的风速。然后，取各测点测试数据的算术平均值，作为换气扇的出口风速。单台换气扇的送风量即可由下式求出：
qv=3600pr2qp
式中 qv—单台换气扇的送风量（m3/h）
r—换气扇出风口半径（m）
qp—各测点风速的算术平均值（m/s）
对于空调系统中具有蒸发器风机转速单独控制功能和新风门调节功能的通风换气装置，其通风换气量的测量方法，与制冷系统性能测试时风量与风速的测量方法相同。
车内气流速度测量时，应关闭客车门窗，当换气扇启动第10min时，在车辆纵向轴线上，距车辆前、后挡风玻璃各1.5m和车辆中部三个离地板上方1.2m时，开始测量各点车内气流速度，但不要直接接受换气扇出风的影响。
通风换气扇装置除的噪声的测量点，应在距离换气装置中心500m除，测量时，换气装置开最高档。
（4）除霜系统性能试验
除霜系统实验的目的是检查和测试空调客车在严寒条件下使用时，前挡风玻璃除霜装置的技术性能。
除霜系统性能实验应在无日光照射、气温为-15～-10℃、风速不大于5m/s的气候条件下进行。实验车辆应处于良好的技术状态，其除霜装置应调整到最大工作状态，利用采暖热风除霜的暖风装置应工作正常。实验道路应是平坦、硬实、无积雪、车流少的公路。实验仪器除测量范围为-50～50℃、最小为0.5℃的多点温度计、可暂停式秒表、综合气象仪、风速仪、发动机转速表、照相机、描绘除霜图形的特种笔外，还需要造霜用的喷枪、其喷嘴直径为1.7mm、工作压力为（350±20）kpa，液流量为395ml/min、距喷嘴200mm处形成喷射锥直径为1.7mm、工作压力为（300±50）mm。
实验前后分别用综合气象仪测试大气温度、湿度、气压和风速、风向，取算术平均值作为外界环境平均气候参数，并将数据记录在表中。实验前，需打开客车所有门窗，使车内外温度平衡，还需用含甲醇的酒精或其他类似去污剂，清除前挡风玻璃内外表面上的油污，待干后用清洗剂进一步擦拭，最后再用干棉布擦净。
实验时，在规定的环境温度下，关闭所有门窗，用喷枪以（350±20）kpa的工作压力，使前挡风玻璃整个外表面生成0.44g/cm3的均匀冰霜融化至最低能见度时，客车开始行驶，随着除霜面积的增大，逐步提高行驶速度。行驶过程中，每隔5min在前挡风玻璃内表面，描绘一次除霜面积踪迹图或拍摄照片，记录驾驶区上、中、下部位温度及驾驶员对视野的反应。与此同时，测量各除霜喷口的风速。实验进行40min后或除霜面积达到稳定状态时，即可结束实验。
附图一 车外顶置式空调器的主要部件及位置
附图二 压焓图
结 论
在12m长的公交客车上本次只做了制冷系统的工作，采用了冷暖和一的结构，通过空气混合来调整湿度，根据冷风量了热风量的比例进行混合来达到冬暖夏凉的温度、湿度及空气新鲜度的调节。汽车空调系统大量采用工程塑料。以减轻自重，如加热器壳体、风机壳体、风道等。蒸发器采用了管带式、冷凝器用了平行流式结构，热交换效率高、结构合理、性能先进，为驾驶员和乘员提供舒服的工作环境，能够满足使用要求。
制冷设备的与其采暖设备的相对安装采用组合式，因为结构简单、成本低。
制冷设备设计：a、压缩机 压缩机型式分为曲柄连杆式、斜盘式、摇盘式、旋叶式、螺杆式、滚动活塞式、容积窝旋式等。曲柄连杆式压缩机是开发应用最早的，结构可靠，维修方便。摇盘式压缩机结构紧凑，外形尺寸小，质量轻，近年来被广泛采用。本车选用bock fkx50/660k型压缩机。b、冷凝器 采用全铝管管带式冷凝器，散热效果好、生产率高。c、蒸发器 采用全铝管管带式蒸发器，工艺性好，能够达到性能要求。d、膨胀阀 为内均压式温式膨胀阀。e、保护装置 当制冷系统的工作出现不正常时，压力、温度过高或过低，为了不引起那个部件或设备发生损坏，就需要在系统中安装保护装置。（在本次设计中没有具体选型）
汽车空调系统的性能匹配所要解决的问题，是在成本 经济 预算与运行经济预算，以及汽车动力配置方案允许的条件下，如何使汽车空调系统各组成部件，特别是对系统性能起主要决定作用的压缩机，膨胀阀，冷凝器总成及管系等部件，在额定运行工况（设计工况）匹配得最合理，以使各部件性能以至系统性能，在该工况得以最大限度地发挥，工作最可靠，并且还具有一定的适应最大负荷工况和恶劣运行工况运行能力。
参考 文献
《汽车空调技术》 方贵银 李辉 1999 机械工业出版社
《汽车空调》 郝军 2001 机械工业出版社
《制冷原理》 吴业正 2002 西安 交通 大学出版社
《工程热力学》 何雅玲 第三版 西安交通大学出版社
《空气调节》 邢振禧 2001 中国 商业出版社
《传热学》 杨世铭 陶文铨 第三版 高等 教育 出版社
《汽车空调实用技术》 阙雄才 陈江平 2002 机械工业出版社
《全国通用风道设计手册》 1995 中国建筑工业出版社
《全国通用风道设计图表》 1995 中国建筑工业出版社
《中型汽车空调设计》报告 宋晓梅 2003 长春汽车研究所
《汽车空调原理与维修》 2002 西安交通大学出版社
《客车车身设计》 2003 机械工业出版社
