關(guān)于汽車空調(diào)的選型計(jì)算（二）

1、關(guān)于汽車空調(diào)的選型計(jì)算（二）<    每一散熱板制冷劑質(zhì)量流量qmr,eq'= qmr/11=0.042/11=3.8182×10-3 kg/s散熱板內(nèi)孔的制冷劑質(zhì)量流速qmr,A為qmr,A= qmr,eq'/（1/4··D2h，r）=0.0038182/3.1416/4×（3.7265×10-3）2 kg/（m2·s） = 350.077kg/（m2·s）雷諾數(shù)Recore為Recore= qmr,A·Dh，r/core=350.077×3

2、.7265×10-3/（17.212×10-6）=75794    干度平均值為do=0.49+627 Recore-0.83=0.49+627×75794-0.83=0.54587由上面的計(jì)算可以看到，制冷劑干度從0.30.545871變化，后還有過(guò)熱蒸氣區(qū)。因此很難準(zhǔn)確估計(jì)每一階段所占的百分比，只能憑 經(jīng)驗(yàn) 估計(jì)。在此，取過(guò)熱蒸氣區(qū)為20%，于是可以計(jì)算出干燥點(diǎn)之前的兩相區(qū)約為28%，干燥點(diǎn)之后的兩相區(qū)約占52%。（1）干燥點(diǎn)之前的兩相區(qū)，取=0.417，則在散熱板內(nèi)孔內(nèi)，制冷劑氣液兩相均勻紊流工況的Lockhart-Martin

3、elli數(shù)Xtt和關(guān) 聯(lián)系 數(shù)F（Xtt）分別為    Xtt =（1-）/1-W/2（l/v）0.5（v/l）n/2       =（1-0.417）/0.4171-0.3/2（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(shí)，在折算流速下的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)l為  

4、; L=Aqmr，A（1-）Dh/l-hqmr，A（1-）cP1       = 0.341350.077（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）制冷劑兩相流的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)r為r=LPRl0.296F（Xtt）      

5、; =7966.028×3.9680.296×1.0151 W/（m2·s）=12160 （2）過(guò)熱區(qū)   制冷劑側(cè)的雷諾數(shù)Reeq，r，普朗特?cái)?shù)Prv，努塞爾數(shù)Nu，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)av分別為   Reeq，r= （qmr，ADh，r）/v=（350.077×3.7265×10-3）/（11.446×10-6）=113950   Prv=0.8471   av=（Nu×v）/Dh，r=（50722×12.034×10-3）W/（

6、m3·k）=1638 W/（m3·k）（3）干燥點(diǎn)之后的兩相區(qū)    取=0.766，則把Xd0=0.5458帶入干燥點(diǎn)之前的兩相換熱公式，計(jì)算得ad0=11165 W/（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）=7950 W

7、/（m3·k）最后，平均表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)可為     r =（12160×28%+7950×52%+1638×20%）W/（m3·k）=7866 W/（m3·k）5.3.7計(jì)算總傳熱系數(shù)及傳熱面積如忽略管壁熱阻及接觸熱阻，忽略制冷劑側(cè)污垢熱阻取空氣側(cè)污垢熱阻ra=0.0003 （m3·k）/W，則傳熱系數(shù)k為k=1/（1/r）Aa/Ar+ra+1/aeq，a= 1/（1/7866）0.706555/0.113+0.0003+ 1/323.3 W/（m3·k）=238.777 W/

8、（m3·k）對(duì)于對(duì)數(shù)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(fā)器的流程較少，而且在流道轉(zhuǎn)彎處制冷劑與空氣成順流流動(dòng)形式，因此按純逆流方式計(jì)算的對(duì)數(shù)平均溫差偏大。另外，濕工況在增大空氣側(cè)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)的同時(shí)也增加了液膜熱阻，因此空氣側(cè)的實(shí)際表面系數(shù)低于計(jì)算結(jié)果。綜合兩個(gè)方面的考慮，傳熱系數(shù)與對(duì)數(shù)平均溫差之積預(yù)乘上一個(gè)修整因子，=0.65，則所需總傳熱面積（以外表面為基準(zhǔn)）A0為  A0=Qe/（4k）=29311/（4×238.777×12

9、.6555）m2=14.9m2與前面計(jì)算出15.167m2的相對(duì)誤差不大5.3.8計(jì)算空氣側(cè)阻力損失Pa空氣側(cè)摩擦阻力因子為         =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     

10、;    =71.98×10-3則空氣側(cè)阻力損失 Pa為       Pa=4 ·WF/Dh，a··v2a，max           =4×71.98×10-3×0.065/（2.792×10-3）×1.1025×5.872Pa      

11、0;    =278.313 Pa最后根據(jù)空氣阻力和風(fēng)量選擇風(fēng)機(jī)。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(jù)給定的工況，膨脹閥兩端的壓力降和蒸發(fā)器的負(fù)荷，經(jīng)制冷劑液體過(guò)冷度修正后，查該型號(hào)的技術(shù)手冊(cè)。5.4.1確定TDEN型熱力膨脹閥兩端的壓力降根據(jù)所給定的工況系統(tǒng)中制冷劑液體流經(jīng)管路、管彎頭、干燥過(guò)濾器、視液鏡、電磁閥等部件，其壓降之和設(shè)為 P1=66kPa多流程供液的蒸發(fā)器前需安裝液體分配器，其壓降設(shè)為 P2=65.67kPa。由于整個(gè)系統(tǒng)壓力平衡，則有Pe=Pc- PTXV- P1- P2于是，熱力膨脹閥

12、端的壓力降 PTXV為 PTXV= Pc- Pe- P1- P2=1681- 349.63-66-65.67=1200kPa=12bar5.4.2蒸發(fā)器負(fù)荷的過(guò)冷修正根據(jù)丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨脹閥的技術(shù)手冊(cè)規(guī)定，當(dāng)熱力膨脹閥前的制冷劑液體過(guò)冷度偏離4k時(shí)，蒸發(fā)器的制冷量必須進(jìn)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(shù)得到修正的蒸發(fā)器制冷量。丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨脹閥的制冷劑液體過(guò)冷度修正系數(shù)    液體過(guò)冷度 t sc /k    4   

13、0;10    15    20    25    修正系數(shù)    1.00    1.08    1.13    1.19    1.25        在閥前的制冷劑

14、液體過(guò)冷度為 tsc=5，修正系數(shù)為1.013，則修正蒸發(fā)器制冷量Qe，s'為Qe，s'=29.311kw/1.013=28.9kw則每只蒸發(fā)器的修正制冷量Qe，s為Qe，s=28.9kw/2=14.52kw5.4.3根據(jù) PTXV、te、Qe，s確定應(yīng)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(fā)器制冷量，因而可按 PTXV=12bar，te=5，Qe，s=16.8kw14.52kw，在丹佛斯（DANFOSS）TDEN型膨脹閥的技術(shù)手冊(cè)的有關(guān)參數(shù)中，查到TDEN5.8  能夠滿足整個(gè)制冷系統(tǒng)匹配的要求，因此，選用兩個(gè)TDEN5.8型。第6章

15、  空調(diào)系統(tǒng)的性能匹配汽車空調(diào)系統(tǒng)的性能匹配所要解決的問(wèn)題，是在成本 經(jīng)濟(jì) 預(yù)算與運(yùn)行經(jīng)濟(jì)預(yù)算，以及汽車動(dòng)力配置方案允許的條件下，如何使汽車空調(diào)系統(tǒng)各組成部件，特別是對(duì)系統(tǒng)性能起主要決定作用的壓縮機(jī)，膨脹閥，冷凝器總成及管系等部件，在額定運(yùn)行工況（設(shè)計(jì)工況）匹配得最合理，以使各部件性能以至系統(tǒng)性能，在該工況得以最大限度地發(fā)揮， 工作 最可靠，并且還具有一定的適應(yīng)最大負(fù)荷工況和惡劣運(yùn)行工況運(yùn)行能力。汽車空調(diào)系統(tǒng)圖1壓縮機(jī)；2高壓軟管；3冷凝器；4 冷卻風(fēng)扇；5 干燥儲(chǔ)液器；6高壓軟管；7 膨脹閥；8蒸發(fā)器；9風(fēng)機(jī)；10吸氣管。6.1壓縮機(jī)的匹配從系統(tǒng)匹配和成本經(jīng)濟(jì)、運(yùn)行經(jīng)濟(jì)角度考慮，車

16、用空調(diào)系統(tǒng)在額定運(yùn)行工況（通常把該工況作為設(shè)計(jì)工況）應(yīng)選配多大容量，多少輸入功率，多高轉(zhuǎn)速的車用空調(diào)壓縮機(jī)，這是汽車空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)在完成空調(diào)負(fù)荷計(jì)算后首要解決的問(wèn)題為此，必須進(jìn)行車用空調(diào)壓縮機(jī)的選型計(jì)算，包括設(shè)計(jì)工況計(jì)算和變負(fù)荷工況計(jì)算。6.1.1車用空調(diào)壓縮機(jī)選配的依據(jù)當(dāng)車身結(jié)構(gòu)確定后，車用空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的第一個(gè)任務(wù)，就是進(jìn)行車廂空調(diào)負(fù)荷的設(shè)計(jì)計(jì)算。一般空調(diào)負(fù)荷計(jì)算，包括額定工況和最大負(fù)荷工況的負(fù)荷計(jì)算空調(diào)負(fù)荷計(jì)算的結(jié)果是車用空調(diào)壓縮機(jī)選配的依據(jù)。    額定工況是指有關(guān)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)所規(guī)定的車用空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行工況。如CJ/T1342001城市公交空調(diào)系統(tǒng)技術(shù)條件規(guī)定，城市

17、公交空調(diào)客車空調(diào)系統(tǒng)的額定運(yùn)行條件是：冷凝器總成的 環(huán)境 溫度為35，相對(duì)濕度為60%；蒸發(fā)器總成進(jìn)風(fēng)的干球溫度為28，濕球溫度為19.5。有時(shí)，設(shè)計(jì)工況也可以按所設(shè)計(jì)車輛在當(dāng)?shù)亟?jīng)常運(yùn)行的條件綜合考慮來(lái)確定，但須按有關(guān)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)所規(guī)定的車用空調(diào)系統(tǒng)運(yùn)行工況加以校核。額定工況必須確定的參數(shù)有：冷凝器總成環(huán)境氣象參數(shù)，蒸發(fā)器出口制冷劑過(guò)熱度，壓縮機(jī)吸氣管路的壓力降等。    最大負(fù)荷工況是指車用空調(diào)系統(tǒng)按額定工況設(shè)計(jì)好后，在特定運(yùn)行條件下，所能達(dá)到的具有最大制冷能力的運(yùn)行工況。一般當(dāng)汽車在環(huán)境溫度較高的烈日下長(zhǎng)時(shí)間暴曬后，車用空調(diào)系統(tǒng)剛起動(dòng)時(shí)刻的運(yùn)行工況，就屬這一特定運(yùn)

18、行工況。最大負(fù)荷工況的參數(shù)也包括上述額定工況的各項(xiàng)參數(shù)。6.1.2壓縮機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的傳動(dòng)比及壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的確定    在非獨(dú)立式車用空調(diào)系統(tǒng)中，壓縮機(jī)都是由主發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)離合器的吸合和帶傳動(dòng)系統(tǒng)來(lái)驅(qū)動(dòng)。壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速與主發(fā)動(dòng)機(jī)的直接有關(guān)，兩者之間的傳動(dòng)比除與主發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速有關(guān)外，主要取決于壓縮機(jī)的最高連續(xù)轉(zhuǎn)速。傳動(dòng)比的確定，對(duì)于非獨(dú)立式車用空調(diào)系統(tǒng)制冷性能的發(fā)揮和壓縮機(jī)工作的可靠性至關(guān)重要。汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍比較寬，一般在7002400r/min之間，汽車在停駛（發(fā)動(dòng)機(jī)怠速傳動(dòng)）和低速狀態(tài)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速低空調(diào)的轉(zhuǎn)速也低會(huì)造成空調(diào)系統(tǒng)的制冷能力不足。汽車高速行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)

19、和壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速較高、空調(diào)制冷能力強(qiáng)勁、壓縮機(jī)的耗能也高，對(duì)于安排非獨(dú)立車用空調(diào)機(jī)組的城市公交空調(diào)客車，采用循環(huán)離合器控制制冷系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)，這一影響尤其明顯。因?yàn)檫@類空調(diào)客車需要的制冷量較大，一般都是安裝一臺(tái)活塞式車用空調(diào)壓縮機(jī)，由于它受到往復(fù)運(yùn)動(dòng)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)的限制，只能以較大的傳動(dòng)比來(lái)提高其轉(zhuǎn)速，主要是防止發(fā)動(dòng)機(jī)一旦高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，導(dǎo)致壓縮機(jī)因轉(zhuǎn)速超出極限范圍而損壞。由上述可知，采用循環(huán)離合器控制方式控制制冷系統(tǒng)運(yùn)行的非獨(dú)立式車用空調(diào)系統(tǒng)，其壓縮機(jī)在額定空調(diào)工況轉(zhuǎn)速的確定，須考慮發(fā)動(dòng)機(jī)與壓縮機(jī)之間的傳動(dòng)方式和它們的傳動(dòng)比。比如，汽車在正常行駛狀態(tài)下，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1440r/min時(shí)，若傳動(dòng)比為1：1.

20、25，則壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)速就可達(dá)到1800r/min。6.1.3壓縮機(jī)與冷凝器、蒸發(fā)器的性能匹配壓縮機(jī)作為制冷系統(tǒng)的一個(gè)組成部件，其上游部件是蒸發(fā)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(dāng)蒸發(fā)器內(nèi)制冷劑蒸發(fā)溫度Te（或壓縮機(jī)吸氣壓力Ps）變化時(shí)，壓縮機(jī)的輸氣量會(huì)變化，而壓縮機(jī)制冷量Qe，c、制冷劑冷凝溫度tc都會(huì)變化。因此，在選配或設(shè)計(jì)冷凝器和蒸發(fā)器時(shí)，應(yīng)當(dāng)與所選配的壓縮機(jī)性能相匹配，并且三者性能要綜合考慮，才能充分發(fā)揮各個(gè)部件的作用。6.2冷凝器總成的匹配    冷凝器總成，從系統(tǒng)匹配角度來(lái)講，所關(guān)心的是冷凝器總成的整個(gè)性能，不僅包含冷凝器的換熱性能

21、，而且包括冷凝器與冷凝器風(fēng)機(jī)、風(fēng)道的空氣流來(lái)匹配性能，冷凝器總成與壓縮機(jī)、蒸發(fā)器總成的匹配性能。6.3蒸發(fā)器總成的匹配    蒸發(fā)器總成，從系統(tǒng)匹配角度來(lái)講，所關(guān)心的是蒸發(fā)器總成的整個(gè)性能，不僅包含蒸發(fā)器的換熱性能，而且包括蒸發(fā)器與蒸發(fā)器風(fēng)機(jī)、風(fēng)道的空氣流來(lái)匹配性能，蒸發(fā)器總成與壓縮機(jī)、冷凝器總成的匹配性能與接流機(jī)構(gòu)（如熱力膨脹閥）。制冷劑分配器的匹配性能，從整車空調(diào)效果的角度來(lái)考慮，甚至還包括蒸發(fā)器總成與車室內(nèi)風(fēng)道設(shè)計(jì)，風(fēng)口布置的匹配性能。這就需要在蒸發(fā)器總成的風(fēng)機(jī)選配時(shí)，風(fēng)機(jī)的風(fēng)量確定，不僅要考慮蒸發(fā)器總成中風(fēng)道的阻力特性，好要考慮車室內(nèi)風(fēng)道的阻力特性。6.4

22、熱力膨脹閥與壓縮機(jī)、冷凝器、蒸發(fā)器組成的匹配    上面討論壓縮機(jī)、冷凝器總成、蒸發(fā)器總成三部件匹配時(shí)有一個(gè)前提條件，即假定熱力膨脹閥的容量適應(yīng)系統(tǒng)在規(guī)定工況范圍內(nèi)的運(yùn)行需要，能夠調(diào)節(jié)進(jìn)入蒸發(fā)器的制冷劑流量所潤(rùn)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(shí)，就會(huì)出現(xiàn)熱力膨脹閥對(duì)蒸發(fā)器總成的供液不足，此時(shí)換熱器的總傳熱系數(shù)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(tǒng)的制冷劑量太少，或由于液體管道內(nèi)摩擦產(chǎn)生的壓力降過(guò)高，或由于膨脹閥閥門(mén)和蒸發(fā)器的位置比冷凝器高（如在內(nèi)置式非獨(dú)立車用空調(diào)系統(tǒng)中），使進(jìn)入膨脹閥的液體中含有制

23、冷劑蒸氣而導(dǎo)致對(duì)蒸發(fā)器的供液不足。當(dāng)冷凝器的環(huán)境溫度較低時(shí)，也很容易發(fā)生車用空調(diào)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(dǎo)致蒸發(fā)器供液不足。這些情況最終導(dǎo)致蒸發(fā)溫度和蒸發(fā)壓力過(guò)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(jī)、冷凝器、蒸發(fā)器三部件匹配情況有關(guān)外，還與系統(tǒng)中管系的配置，蒸發(fā)器的位置等情況密切相關(guān)。制冷劑在管路系統(tǒng)與干燥過(guò)濾器、視液鏡、電磁閥、液體分配器等配件和換熱器中的流動(dòng)阻力，一定要估算得符合實(shí)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(jù)有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)

24、和所選熱力膨脹閥產(chǎn)品的技術(shù)要求而定。第7章  風(fēng)道設(shè)計(jì)、風(fēng)機(jī)選型及降噪技術(shù)7.1風(fēng)道設(shè)計(jì)經(jīng)過(guò)處理的送風(fēng)和回風(fēng)都必須通過(guò)風(fēng)道才能進(jìn)入和離開(kāi)車室，而且車內(nèi)的送、回風(fēng)量能否達(dá)到要求，則完全取決于風(fēng)道系統(tǒng)的壓力分布以及風(fēng)機(jī)在該系統(tǒng)中的平衡工作點(diǎn)。所以風(fēng)道布置將直接影響車內(nèi)的氣流 組織 和空調(diào)效果。同時(shí)，空氣在風(fēng)道內(nèi)流動(dòng)所損失的能量，是靠風(fēng)機(jī)消耗電能予以補(bǔ)償?shù)?，所以風(fēng)到布置也直接影響汽車空調(diào)系（如下圖和附圖一所示）7.1.1車空調(diào)風(fēng)管的選擇（1）風(fēng)管材料及斷面選擇    風(fēng)管用材料應(yīng)表面光潔，質(zhì)量輕，安裝方便，并有足夠的強(qiáng)度、剛度、且抗腐蝕、壽命長(zhǎng)、價(jià)格低廉。&#

25、160;   一般汽車空調(diào)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(diào)系統(tǒng)還有采用玻璃纖維板風(fēng)道。它對(duì)空調(diào)管道保溫、消聲起到良好的效果。汽車空調(diào)系統(tǒng)選用的風(fēng)管，主要有矩形和圓形兩種截面。矩形風(fēng)管高度低，容易與汽車構(gòu)造配合安裝，但加工制作和保溫較困難。圓形風(fēng)管管道阻力小，保溫方便。隨著城市公交車的大力 發(fā)展 ，對(duì)城市公交車的要求越來(lái)越高。圖（a）所示的冷風(fēng)道就是為城市而設(shè)計(jì)的，該公交車一般采用底置式空調(diào)，由于底置式空調(diào)同時(shí)考慮到總布置問(wèn)題，側(cè)冷風(fēng)道采用彎曲形式，同時(shí)上部與車內(nèi)水平冷風(fēng)道接口處斷面逐漸變大以降低風(fēng)速，減小氣流損

26、失，在車正前上頂設(shè)置一出風(fēng)口供駕駛用，由于該種冷風(fēng)道斷面較大，加之空調(diào)制冷量較大，深受用戶歡迎。圖（b）所示的冷風(fēng)道也是為城市公交車而設(shè)計(jì)的?？紤]到站立乘客較多，該車?yán)滹L(fēng)道在下部設(shè)出風(fēng)口的情況下，在側(cè)面水平方向又設(shè)了出風(fēng)口，這樣站立乘客可直接接受冷氣，效果較好。經(jīng)綜合考慮，本設(shè)計(jì)選用圖（b）。（3）汽車空調(diào)風(fēng)管的風(fēng)速選擇    汽車空調(diào)風(fēng)管的風(fēng)速應(yīng)根據(jù)系統(tǒng)布置、送風(fēng)量、風(fēng)管結(jié)構(gòu)及送風(fēng)噪聲要求等因素而定。表所示為汽車空調(diào)風(fēng)管的風(fēng)速選擇。汽車空調(diào)風(fēng)管的風(fēng)速選擇    頻率在1000HZ時(shí)車內(nèi)允許壓級(jí)/dB  

27、  風(fēng)速/（m/s）    總管和支管    無(wú)送風(fēng)、回風(fēng)口的支管    有送風(fēng)、回風(fēng)口的支管    40 6060以上    6 87 12    5 76 8    3 53 6    7.1.2汽車風(fēng)管的保溫為了減小空氣在風(fēng)道輸送過(guò)程中的冷、熱量損失以及

28、防止低溫的風(fēng)道表面溫度較高的環(huán)境下結(jié)露，汽車空調(diào)中的風(fēng)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(dǎo)熱系數(shù)大多在0.12 （W/m·）以內(nèi)。通過(guò)保溫層管壁的傳熱系數(shù)與管壁間有空氣流動(dòng)，影響保溫效果。當(dāng)風(fēng)道布置在室外時(shí)，要做好防雨防潮措施，以及防止室外噪聲隨風(fēng)道傳入車內(nèi)的措施。7.1.3阻力計(jì)算    本風(fēng)道設(shè)計(jì)有關(guān)參數(shù)參照相似車型；風(fēng)道內(nèi)空氣的流動(dòng)阻力包括摩擦阻力和局部阻力（1）摩擦阻力力系數(shù)為0.15，再計(jì)算風(fēng)道的水利半徑Rs=A/P=ab/2（a+b）=0.05m，矩形風(fēng)道當(dāng)量直徑Dv=4Rs=0.2m。工程上用等流量當(dāng)量直徑

29、較為方便。工程設(shè)計(jì)手冊(cè)中有線算圖，計(jì)算時(shí)可為 參考 。Pm=·l··v2/（8·Rs）=4.4Pa（2）局部阻力a、百葉窗口    16個(gè)       ZA=12.2Pa     b、變徑彎頭（90）   2個(gè)局部阻力系數(shù)為0.91     c、分叉三通  （F2/F1=0.8），管段的局部阻力系數(shù)為0.2，對(duì)應(yīng)總流速4.5m/s  &#

30、160; Z=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(fēng)機(jī)所需要40×1.15=46Pa再加上蒸發(fā)器所需278.313Pa的壓力，確定總的所需送風(fēng)量為4000m3/h。7.2降噪技術(shù)7.2.1風(fēng)管內(nèi)的空氣阻力和改進(jìn)風(fēng)管結(jié)構(gòu)  對(duì)一定的送風(fēng)系統(tǒng)，風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速愈小、風(fēng)壓愈低，則風(fēng)機(jī)噪聲也愈低；在保證車室換氣量的條件下，總送風(fēng)量不必選過(guò)大，以利于降低風(fēng)管內(nèi)空氣流速和減小風(fēng)管空氣流動(dòng)阻力，風(fēng)管內(nèi)空氣流動(dòng)產(chǎn)生噪聲，主要由于邊界層產(chǎn)生渦流及其渦流區(qū)的壓力和流速的變化；另外，氣流遇到障礙物和風(fēng)管內(nèi)表面粗糙也

31、引起氣流噪聲。因此，風(fēng)管內(nèi)的空氣流速不宜選擇過(guò)大；對(duì)風(fēng)管彎頭、三通管接頭、變截面過(guò)度段、調(diào)節(jié)風(fēng)門(mén)等應(yīng)作成流線型、漸縮型或設(shè)置導(dǎo)流葉片，以減小氣流阻力和避免引起氣流的渦流。7.2.2風(fēng)管之間的連接結(jié)構(gòu)   在通風(fēng)系統(tǒng)的吸、排風(fēng)口及空氣分配器與風(fēng)管之間應(yīng)設(shè)置適當(dāng)長(zhǎng)度的喇叭管，而在空氣分配器出風(fēng)口盡可能增加出風(fēng)格柵面積或裝置導(dǎo)風(fēng)葉片等，以減小空氣動(dòng)力噪聲。由于風(fēng)機(jī)的振動(dòng)，當(dāng)風(fēng)速和風(fēng)壓變化時(shí)，會(huì)引起風(fēng)管振動(dòng)而產(chǎn)生噪聲。為此，除了在風(fēng)機(jī)進(jìn)、出口設(shè)置減振軟管外，在風(fēng)管穿過(guò)車壁的部位也應(yīng)以軟管相連接，并避免風(fēng)管與車壁直接剛性接觸，以減少風(fēng)管振動(dòng)傳給車壁。7.3風(fēng)機(jī)的選擇風(fēng)機(jī)的選型表    名稱    型號(hào)    數(shù)量    所需壓力損失