关于汽车空调的选型计算二.docx

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关于汽车空调的选型计算二

关于汽车空调的选型计算

（二）

　　目前已知进口干度为，出口过热，因此平均干度

χdo=/2=

　　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+/μ1]-1=[/+/]-1=kg/

　　每一散热板制冷剂质量流量

qmr,eq‘=qmr/11=/11=×10-3kg/s

　　散热板内孔的制冷剂质量流速qmr,A为

qmr,A=qmr,eq‘/=/[/4×

2]kg/=/

　　雷诺数Recore为

Recore=qmr,A·Dh，r/μcore=××10-3/=75794

干度平均值为

χdo=+627=+627×=

　　由上面的计算可以看到，制冷剂干度从～～1变化，后还有过热蒸气区。

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%。

　　干燥点之前的两相区，取χ=，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分别为

Xtt=[/χ]1-W/2n/2

=[/]/2/2=

F===

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，ADh/μl]-hqmr，AcP1

=[×10-3/×10-6]-××W/

=　W/

　　制冷剂两相流的表面传热系数αr为

　　αr=α

=××W/=12160

　　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=/μv=/=113950

Prv=

av=/Dh，r=W/=1638W/

　　干燥点之后的两相区取χ=，则把Xd0=带入干燥点之前的两相换热公式，计算得ad0=11165W/，于是ar为

ar=av+{1-[/]}×

=1638+{1-[/]}×W/=7950W/

　　最后，平均表面传热系数可为

ār=W/=7866W/

　　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=/W，则传热系数k为

　　k=1/[Aa/Ar+ra+1/aeq，a]=1/[/++1/]W/=W/

　　对于对数平均温差为

　　∆tm=/ln{/}=/ln{/}℃=℃

　　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=，则所需总传热面积A0为

A0=Qe/=29311/m2=

　　与前面计算出的相对误差不大

　　计算空气侧阻力损失∆Pa

　　空气侧摩擦阻力因子ƒ为

ƒ=

=×××

=×10-3

　　则空气侧阻力损失∆Pa为

∆Pa=4ƒ·WF/Dh，a·ρ·v2a，max

=4××10-3×/××

=Pa

　　最后根据空气阻力和风量选择风机。

　　膨胀阀

　　丹佛斯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。

　　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=。

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-=1200kPa=12bar

　　蒸发器负荷的过冷修正

　　根据丹佛斯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TDEN型膨胀阀的制冷剂液体过冷度修正系数

液体过冷度∆tsc/k410152025修正系数

在阀前的制冷剂液体过冷度为∆tsc=5℃，修正系数为，则修正蒸发器制冷量Qe，s‘为

Qe，s‘=/=

　　则每只蒸发器的修正制冷量Qe，s″为Qe，s″=/2=

　　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″=＞，在丹佛斯TDEN型膨胀阀的技术手册的有关参数中，查到能够满足整个制冷系统匹配的要求，因此，选用两个型。

　　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。

　　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。

　　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℃。

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。

　　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：

，则压缩机的转速就可达到1800r/min。

　　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。

　　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。

　　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。

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。

　　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，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

　　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

　　车空调风管的选择

　　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～的薄钢板，铝合金，镀锌薄钢板或塑料板制造。

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。

　　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/总管和支管无送风、回风口的支管有送风、回风口的支管40～6060以上6～87～125～76～83～53～6

　　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。

　　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

　　摩擦阻力

　　力系数λ为，再计算风道的水利半径Rs=A/P=ab/2=，矩形风道当量直径Dv=4Rs=。

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/=

　　局部阻力

　　a、百叶窗口16个ZA=

b、变径弯头2个局部阻力系数ξ为

c、分叉三通，管段的局部阻力系数ξ为，对应总流速/sZ=

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×=46Pa

　　再加上蒸发器所需的压力，确定总的所需送风量为4000m3/h。

　　降噪技术

　　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。

　　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。

　　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LNF242A4台6000m3/h蒸发风机2HF2924台4000m3/h

　　第8章管道布置及要求

　　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。

　　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。

　　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

　　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。

　　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。

　　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/T134—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/T658—2000《汽车空调整车降温性能试验方法》。

　　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

　　城市公交空调客车的车速较慢，一般在20km/h左右。

　　车站距离较短，车速变化频繁，怠速状态较多。

　　车门开启频繁，车内乘员的密度和流动性较大。

　　运行环境恶劣，运行时间较长，有的达18h。

　　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/T134—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

　　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℃。

　　在车辆纵向轴线上，距车辆前、后挡风玻璃各和车辆中部三个离地板上方处的位置，所测的温度最大温差不超过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℃。

　　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3m/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1m3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1m3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80m3/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/T656—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

　　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84dB（A）。

　　在车速为30时

　　独立机组的车内噪音不大于80dB（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/（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、车厢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/T12478—1990《客车防尘密封性试验方法》、GB/T12480—1990《客车防雨密封性试验方法》的规定。

　　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/T634—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

　　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℃。

　　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℃。

　　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