铁道客车空调系统设计计算

铁路客车空调系统设计计算
作者 朱明
内容提要:本文叙述了铁路客车空调系统设计计算方法，重点介绍了客车空调系统热工计算和通风系统风道阻力计算方法，对客车设计中的有关空调系统的学习和设计将有积极的帮助。

※ ※ ※
1概述
空调系统热工计算和通风系统风道阻力计算，是客车空调系统设计一个重要部分，它是空调机组的选型和通风道整体布置的理论依据。

目前铁道客车的空调冷热负荷是按铁道部标准TB/T1957-91《铁路空调客车热工计算方法》和国家标准GB/T12817-2004《铁道客车通用技术条件》执行。

为简化计算过程，采用稳定计算法计算空调负荷，在实际工作中还要通过性能试验和整车静止试验对设计进行验证。

2.空调客车车内外设计计算参数：
2.1使用条件：
a)海拔高度:≤1500m
b) 环境温度:高寒-40～+40℃，非高寒：-20～+40℃
c) 湿度:最大相对湿度≤90%
d)列车空调系统能承受风、沙、雨、雪的侵袭
e) 列车运行速度25G型车120km/h，25T型车160km/h。

2.2计算参数：
a) 夏季工况
外气温度：35℃
相对湿度：60%
客室温度：24-28℃
客室相对湿度：40%～65%
客室沿高度和长度方向上的平均温差≤3℃。

b) 冬季工况
外气计算温度：北京以南-14℃，非限定地区-35℃。

客室温度：18-20℃
客室相对湿度：30%～60%
客室沿高度和长度方向上的平均温差≤3℃。

c) 新风量
夏季：20m3/n·p；当外温高于35℃时，为15 m3/n·p。

冬季：15m3/n·p；当外温低于-30℃时，为10 m3/n·p。

d) 车内微风速
夏季平均微风速≤0.25m/s
冬季平均微风速≤0.2m/s
e) 客室空气含尘量≤0.10mg/m 3
f) 客室CO 2容积浓度≤0.15%
对于运行在北京以南的客车，当冬季车外空气温度低于－14℃时，客室內平均气温不应低于16℃；
当夏季车外空气温度高于35℃时，按下式计算客室内平均气温:
t B =20＋0.5(t H －20)
式中，t B ：客室内平均温度
t H ：车外空气温度
3.空调热工计算
3.1夏季车内热负荷计算
3.1.1通过车体隔热壁的传热量
Ф1 = K ·F ·△t AB
式中：Ф1—通过车体隔热壁的传热量，W
F —车体传热面积，m 2 F = B A F F ×
F A —车体外表面面积，m 2
F B —车体内表面面积，m 2
K —车体传热系数，W/m 2·K
K = K S ·K g
K S —修正系数
K g —车体传热系数理论计算值，W/m 2·K
K g =
∑∑•i i i F F K K i = ∑−++n i W i N 1/1/11
αλδα
αW —车体外表面换热系数，W/m 2
·K
αN —车体内表面换热系数，W/m 2·K
δi —各层材料的厚度，m
λi —各层材料的导热系数，W/m ·K
△t AB —车体内、外空气温差，K
3.1.2进入车内的太阳辐射热
通过车顶、侧墙、车窗和地板进入车内的太阳辐射热
Ф2 = K CD ·F CD W CD αεJ CD ＋ K CQ ·F CQ W CQ αεJ CQ ＋ K DB ·F DB W
DB αεJ DB ＋ D ·σ·F ch ·J CQ 式中：Ф2—进入车内的太阳辐射热，W
K CD 、K CQ 、K DB —车顶、侧墙、地板的传热系数，W/m 2·K
F CD 、F CQ 、F DB 、F ch —车顶、侧墙、地板和车窗玻璃的传热面积，m 2
εCD 、εCQ 、εDB —车顶、侧墙、地板的阳光吸收系数
J CD 、J CQ 、J DB —车顶、侧墙、地板外表面上的太阳辐射强度，W/m 2
D —玻璃透光系数
σ —遮光系数
3.1.3车内旅客的散热量
Ф3 = n ·q
式中：Ф3—车内旅客的散热量，W
n —车内定员数
q —平均每人散发的热量，W
3.1.4车内机电设备的散热量
若车内装有电开水炉，电炉和其他电源，在计算热平衡时，按热源的平均功率和使用时间计算其散
热量Ф4。

3.1.5车内总的热负荷
Ф =Ф1 ＋ Ф2 ＋ Ф3＋ Ф4
式中：Ф —车内总的热负荷，W
3.2夏季车内湿负荷计算 车内湿负荷主要是旅客的散湿量。

W = n ·p 式中：W —旅客的散湿量，g/h
p —平均每人的散湿量，g/h
3.3设备制冷功率和去湿量计算
3.3.1空气流量与热流量计算
干空气流量
m G = 3101−×+•d V
ρ
式中：m G — 干空气流量，kg/s
ρ — 空气密度,kg/m 3
V — 空气容积流量，m 3/s
d — 空气含湿量，g/kg
空气中的水蒸气流量
m X = m G ·d×10-3
式中：m X —空气中的水蒸气流量，kg/s
湿空气流量
m = m G (1＋d ×10-3)
式中：m —湿空气流量，kg/s
空气的热流量
ФG = m G ·i
式中：ФG — 空气热流量，kW
i — 空气比焓，kJ/kg
3.3.2 按送入车内新鲜空气量和再循环空气量确定混合空气参数点M’（见图1）
i M ′
= GB
GA B GB A GA m m i m i m +•+• d M ′ = GB GA B GB A GA m m d m d m +•+• 式中：i A 、i B 、i M ′— 新鲜空气、再循环空气和混合空气的比焓，kJ/kg
d A 、d B 、d M ′—新鲜空气、再循环空气和混合空气的含湿量，g/kg
m GA 、m GB — 新鲜空气、再循环空气中的干空气流量，kg/s
通风机安装在蒸发器的顺风侧，因通风机工作时散热，加热混合空气，使混合空气参数点M ’上移
至M 点。

△t M M ′= M P T m C P ′
• △i M M ′= M G T m P ′ 式中：△t M M ′
—M 、M ’点间温差，K △i M M ′—M 、M ’点间焓差，kJ/kg
P T — 通风机功率，kW
C P —空气定压比热，kJ/kg ·K
M m ′—混合空气流量，kg/s
M G m ′—混合空气中干空气流量，kg/s
图1 P=101325Pa湿空气的焓湿图
3.3.3 确定送风参数点N
i N =i B －△i
r
△i r = GN
m φ
式中：i N — N 点的比焓，kJ/kg
△i r —B 、N 点间的焓差，kJ/kg
m GN —N 点的干空气流量，kg/s
d N = d B －△r d
△d r = GN
m W 式中：d N — N 点的含湿量，g/kg
△d r —B、N点间的含湿量差，g/kg
3.3.4 必要的制冷功率和去湿量
P O = m GN·△i K
W O = m GN·△d K
式中：P O — 必要的制冷功率，kW
W O—蒸发器的去湿量，g/s
△i K —M、N点间的焓差，kJ/kg
△d K —M、N点间的含湿量差，g/kg
3.4能量与质量平衡验算
3.4.1 热平衡方程式
Ф＋P T＋ФA=P O＋Фf
式中：ФA —送入车内新鲜空气带入的热量，kW ФA = m GA·i A
Фf — 排出废气带出的热量，kW
Фf = m Gf·i f
m Gf — 排出废气中的干空气流量，kg/s
i f — 废气的比焓，kJ/kg
3.4.2 质量平衡方程式
m XA ＋ W=m Xf ＋ W Q
式中：m XA — 送入车内新鲜空气带入水分，g/s m XA = m GA·d A
m Xf = m Gf·d f
d f — 废气的含湿量，g/kg
4.采暖设备加热功率
4.1 热平衡方程式
P＋Ф3’＋Ф4’ =Ф1’＋Ф2’
式中：P—采暖设备加热功率，kW
Ф1’—通过车体隔热壁损失的热量，kW
Ф2’—加热送入车内新鲜空气所需热量，kW
Ф3’—旅客的散热量，kW
Ф4’—机电设备散热量，kW
4.2 通过车体隔热壁损失的热量按下式计算。

Ф1’= K·F·△t AB
4.3 加热送入车内新鲜空气所需热量按下式计算。

Ф2’= V A·ρ·C P·△t AB
4.4 冬季旅客散热量按人体散发的显热量计算。

4.5 机电设备散热量通常被当作采暖设备的安全贮备热，在计算中不予考虑。

4.6 采暖设备加热功率
车内有旅客时
P =Ф1’＋Ф2’－Ф3’
车内无旅客时
P =Ф1’＋Ф2’
5.空调送风道设计计算
空调通风管道系统在初步拟定后，要进行管道阻力计算，其目的是选择风道尺寸，计算通风管道总的阻力损失，以便于合理选择通风机，对于有分支管路的系统，还应进行节点的平衡计算。

5.1通风系统的一般风速
空气流速是风道设计中的重要数据之一，针对车辆空间狭小、人员集中、送风温差较大等特点及车辆风道设计经验，一般车辆风道内推荐风速如表1：
表1 一般车辆风道内风速
位置 风速（m/s）
新风入口 4～4.5
过滤器 1.0～1.5
电加热器 2.5～3.0
蒸发器 1.5～2.5
主风道 5.5～8
支风道 4.0～5.5
通风机出口 6.5～11.0
5.2通风管道阻力计算步骤
a) 选取通风系统阻力最不利环路，一般指风量较大或者局部阻力构件最多、走向最复杂管路。

b) 根据通风管道布置，按比例绘制示意图，并从风道末端给管路编号，注明各管段风量和长度。

c) 确定各部位风速。

d) 根据各管段风量和选定风速，计算各管段的断面尺寸。

e) 算出各管段的当量直径。

f) 根据风量和当量直径可计算出摩擦阻力。

g) 计算通风系统内各设备的阻力损失。

h) 计算通风系统总阻力损失。

i) 按需要进行并联支管压损平衡，如果支路压损不平衡，则不能按预定风量分配空气，压损小的
支管实际风量比预定风量大，压损大的支管则相反，实际风量比预定风量小。

压损不平衡时，可视情况
调整分支管断面尺寸，如不能通过分支管达到压损平衡时，可利用风门进行调节。

5.3.均匀送风管道的设计计算
由送风管道壁面的若干孔口或短管送出等量的风量，这种送风道称为均匀送风管道。

这种送风方
式可使空气均匀分布于室内，并因无支管而制造简单，在实际设计中应用广泛，均匀送风道有两种形式，
一种是风道断面不变，各出风口面积不等，另一种是风道断面逐渐缩小，各出风口面积相等。

5.3.1 送风管道侧孔送风
通风管道内流动的空气在通过孔侧时，将同时受到垂直于
风道壁面的静压和平行风道轴线的动压作用，在静压P j 作用
下，空气将延侧孔出流，并产生一垂直于风道侧壁的速度，称
为静压速度V j 。

(见图2)
V j = ρ
j
P 2 (m/s) 在动压P d 作用下，风道内气流速度为V d V d =ρ
d P 2 (m/s) 空气通过侧孔的实际流速V ，是静压速度和
动压速度的合成速度 图2风道侧孔送风 V =22d j V V +=()d j P P +ρ2
空气的实际速度与风道轴线的夹角称为空气的出流角
tg α = d j
V V = d j P P
可见侧孔出流方向与静压和动压之比有关，静压越大，动压越小，则出流角α越大，气流方向越接
近与风道壁面垂直。

出风口出风量 L = 3600μfV (m/s)
式中：μ孔口的流量系数
f 出风口在气流垂直方向上的投影
f = f 0sin α = f 0d j
V V
f 0 风口的真实面积a×b
则 L = 3600μf 0V j = 3600μf 0
ρj P 2 出口的平均速度V 0 = 0
f L = 3600μV j 为了使送入室内的空气均匀分布，均匀送风道应满足以下条件：首先是保证出风口风量相等，其次
是使出风口气流尽可能垂直于风管壁。

对于出口面积相等的均匀送风道应满足如下条件：
a ）保持静压恒定
按流体流动基本规律，对等截面送风道（见图3）断面1-1全压P q 1应等于断面2-2的全压P q 2与两
端面之间能量损失之和。

P q1 = P q2＋(RL ＋Z)1-2………………①
P q1 = P j1＋P d1 ………………②
P q2 = P j2＋P d2 ………………③
式中：P j1、P j2 断面1、2处的静压（Pa ）
P d1、P d2 断面1、2处的动压（Pa ）
RL 管长1-2摩擦阻力（Pa ）
Z 管长1-2局部阻力（Pa ）
P d = 2
2ρd V ；P j = 22ρj V 图3风道截面示意 由①、②、③得
P j1＋P d1 = P j2＋P d2＋(RL ＋Z)1-2
静压恒定则 P j1 = P j2
P d 1－P d2 = (RL+Z)1-2
2ρ
(V 21－V 22) = (RL ＋Z)1-2
两风口静压相等时，断面1的实际空气流速应大于断面2的实际空气流速，即V 1 > V 2，因此为保
持风道全长静压不变，必须使首端速度大于末端速度，并使首末端压力差等于风道全长上的压力损失。

b) 保持流量系数相等
流量系数μ与风口形状、出流角及风口相对流量τ0等因素有关，相对流量为出口流量与出口前风
道内流量之比。

对于锐边孔口α ≥60°时，τ0 在0.1～0.5范围内，对锐边出风口可近似认为μ = 0.6为
常数，因此，V V d i ≥ 1.732 或P P d
i ≥ 3。

增大空气出流角α是保证均匀送风的重要条件，一般希望风口出风速度大于风道首端风速。

最好
使第一风口出流角α≥60°，这样可使出流角向风道末端逐渐增大，最理想的是使气流垂直于管壁。

5.3.2 匀送风道计算步骤
均匀送风管道计算是在预定风口数量、风口距离和出风量后，计算风口面积、送风管道尺寸及阻
力。

a) 根据室内对送风速度要求，确定风口平均速度V 0（V 0=μV j ）
b) 计算静压速度V j ，求出风口面积
c) 按V j / V d ≥1.73原则，确定风道内空气流速V d
d) 确定第一个风口前风道截面尺寸
e) 计算两风口之间通风管道单位摩擦阻力及局部阻力
f) 计算第二个风口处风道的全压、动压
g) 计算第二截面尺寸
h) 计算管段2～3阻力，依次求各断面
处风管尺寸
5.4条缝式均匀送风道设计计算
5.4.1 条缝式均匀送风道原理
空调机组送出的循环空气
直接进入主风道，循环空气沿
主风道前进过程中，同时通过 1主风道，2静压箱，3主风道条缝出风，4静压箱条缝送风
主风道条缝出风口进入静压箱 图4 条缝式送风道断面示意图
进行风压平衡调节，使得在主风道中不同截面上具有不同静压的空气在静压箱中得到平衡，并形成一定
静压值，具有一定静压值的空气在静压箱条缝送风口处转换成动压，形成一定的速度送出，从而达到均
匀送风的目的。

风道断面见图4
5.4.2设计计算
已知总风量Vm 3/h ，风道长度为L
5.4.2.1 设定送风口的出风速度，该速度值选取若偏小，容易造成冷气短路，若选取偏大，会产生噪声
并造成车内微风速超标，根据设计经验一般取3～5m/s 。

条缝送风口纵向长度是间断的，其中间断长度为ι，则条缝宽 b = 3600)(2/×−×ιL V V S = )
(7200ι−L V V S (mm) b— 压箱条缝送风口宽度尺寸，mm
V— 风量，m 3/h
V S —送风口风速，一般取3～5m/s
L— 风道长度，mm
ι— 风道出风口间断长度，mm
5.4.2.2 静压箱中的有关参数
a) 静压箱中应保持的静压
该静压等于产生送风口静压速度的静压力和局部阻力之和，而产生送风口静压速度的静压等于送
风口出流的动压。

P j = P j1＋Z S
P j1 = P d = 21g
r V S 2 Z S = ξS g
rV S 22 P j = 21g
rV S 2＋ξS g rV S 22 = g rV S 22(1＋ξS ) mmH 2O P j — 静压箱中静压，mmH 2O
P j1—产生静压速度的静压，mmH 2O
Z S — 局部阻力，mmH 2O
r — 空气比重，kg/m 3
P d — 送风口空气出流动压，mmH 2O
ξS — 局部阻力系数，一般ξS = 0.5
g — 重力加速度，m/s 2
b) 静压箱断面尺寸B
设静压箱中垂直方向空气平均流速为0.5m/s B = 36005.02/××L V = L
V 3600 mm c) 主风道出风口开口尺寸h
设出风口断面的平均流速为2.5m/s h = 36005.22/××L V = L
V 18000 mm d) 主风道尺寸 设主风道中最大空气流速为8m/s
主风道断面积 S = 36008×V = 28800
V m 2
e) 主风道平均全压
主风道的平均全压为平均静压与平均动压之和，其平均静压又为静压箱中全压与出风口局部阻力
之和。

P P = P Pj ＋P Pd ， P Pd = 2
1r V Pd 2 mmH 2O P Pj = P j ＋P d ＋Z C (其中P d 静压箱为平均动压，因很小可忽略)
P Pj = P j ＋Z C
=g r V S 22(1＋ξS )＋ξS g r V C 22 =g r 2[V S 2(1＋ξS )＋ξC V C 2] (ξS ，ξC 局部阻力系数一般取0.5) =g
r 2（1.5V S 2＋0.5V C 2） mmH 2O P P — 主风道平均全压，mmH 2O
P Pj —主风道平均静压，mmH 2O
P Pd —主风道平均动压，mmH 2O
Z C — 出风口局部阻力，mmH 2O
V C — 出风口出流速度，m/s
ξC — 出风口局部阻力系数，
V P d —主风道平均风速，m/s
f) 主风道最大全压
沿程摩擦阻力
该风道从始端至末端，风量可看成不变，根据主风道断面尺寸a×b 可计算流量当量直径：
D dl = 1.27533b a b
a +
再根据风量查阅风道阻力线算图，得出比摩阻Z ’，可算出风道沿程摩擦阻力Z m = LZ ’
局部阻力 Z = 2
2
rV ξ ξ — 局部阻力系数，根据局部阻力类型可通过设计手册查得。

风道最大全压
P = P P ＋Z m ＋Z
5.4.3 条缝式送风风道结构设计注意事项
a) 由于主风道内四壁光滑平整，其前部局部阻力较小，主风道纵向条式送风口各处静压不相等，
且相差较大，风量从始端到终端逐渐增大，这样造成前部主风道送入静压箱的风量较中后部风道明显偏小，影响了静压箱的平衡效果。

b) 由于从主风道内送入静压箱的气流不是垂直流入，而是斜向流入（与主风道风速成锐角关系），造成第一节静压箱前部有涡流区，并有一段从前向后的纵向流，不仅抵消并超过了静压箱的静压平衡能力，而且还流失了一部分风量。

以上原因造成前部静压箱的静压值小于中后部的静压值，也就是说前部风道的送风速度和送风量要小于中后部风道的送风速度和送风量。

根据以上分析，需要在前部风道内加挡板，迫使主风道前部送入静压箱的风量增多，同时也可使主风道出风口类似垂直出流，减少了涡流区和纵向流，这样才能使前、中、后部风道达到均匀送风目的。

6 编后语
本文介绍了铁道客车空调热工计算、通风道的设计计算,对一般铁路客车空调系统设计具有一定的参考价值。