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1、车辆冷却系统设计计算发动机散热量确定 水泵 水散热器 风扇第一章 发动机散热量的确定冷却系统是发动机组成的一个重要部分，其性能直接影响 发动机的动力性、经济性和可靠性。 一般要求发动机的循环冷却水经过散热器冷却后，温度达 到8085之间；小功率的柴油机7585之间；大 功率的柴油机在8590之间；汽油发动机在 8595之间。 进入发动机冷却水的温度不能低于40，否则，燃料在燃 烧过程中产生一系列的化学反应，产生有腐蚀性的气体， 对发动机的缸体引起气蚀，并且使发动机产生动力不足。 冷却系统所要求的散热参数一般在发动机参数表上已经明 确要求出：散热量、进水温度、出水温度、水流量、风扇 参数等一系列
2、的参数。第一节 快速经验法一般发动机燃料产生的热量约有1/3的热能做了机 械功；1/3的热能随废气排出；1/3的热能让冷却 水带走： Q=Ge*Hu*Neb*1/3 （Kcal/h)式中:Ge-发动机的有效燃料消耗功率（g/(Ps.h)Hu-燃料的低热值，汽油和柴油一般取 （10Kcal/g）Neb-发动机标定功率 （Ps)第二节 经验理论计算法内燃机在标定功率下，通过冷却水带走的热量，是计算设 计散热器的依据，可以通过以下方法计算：Qw=Kw*Ge*Hu*Neb/1000=qw*Neb (Kcal/h)式中：Kw-冷却水带走热量占内燃机燃料总热值的百分数 （ %）Ge-发动机的有效燃料消耗功
3、率（g/(Ps.h)Hu-燃料的低热值，汽油和柴油一般取 （ 10Kcal/g）Neb-发动机标定功率 （Ps)qw- 每马力小时冷却水带走的热量 （Kcal/Ps.h)第二节 经验理论计算法内燃机的Kw和qw值是以经验值评估出来的：内 燃 机 类 别Kw（% ）Qw（ Kcal/Ps.h) 汽 油 机侧置气门2430550700顶置气门2026500600柴 油 机分开式燃烧室2227460540直接喷射燃烧室1520300350高 速 大 功 率 柴 油 机1625260400低速大功率船用柴油机122O200300第三节 理论综合计算法为了使风扇和散热器组发挥预期作用，必 须对冷却能力进
4、行综合计算。a、确定必须由散热器散掉的总热量。b、利用风扇和散热器的性能曲线，确定散 热器理论空气流量。c、根据冷却系统的效率修正空气流量。d、确定散热器散掉所有热量的气-水温差。e、计算通过散热器的水温降。f、确定设计环境的温度。g、计算在设计环境工作时上水室的水温。第三节 理论综合计算法热负荷计算散热器的热负荷包括环境温度和进气温度修 正了的发动机向冷却系统释放的热量再加上 发动机冷却液作介质任何冷却器的热负荷。 A、发动机的散热量一般在额定转速和最大扭 矩时，规定的散热量。如果没有持续的热量，则针对最大功率时的 散热量。 在一些设备中，发动机的输出功率受到制约 时，其散热量为：第三节 理
5、论综合计算法散热量=额定负荷散热量X（实际功率/额定功 率）X1.15 一、发动机标定转速与发动机数据表上的转速 （满功率）不同，则用额定转速和最大扭矩 点的散热量进行插值计算。数据表上给出转速n1时的散热量Q1；转速n2 时的散热量Q2；则转速n3时的散热量Q3： Q3= Q2+【 n3 - n2 / n1 - n2 】x（ Q1- Q2） （ n1 n3 n2）第三节 理论综合计算法二、环境温度修正值：当环境温度超过38时，每增加5.5 ，则 其散热量就须增加1%。当进气温度超过38时，每增加5.5 ，则 其散热量就须增加1.5%。 此时发动机的散热量就是：Qe=额定热负荷X1+（T环境-
6、38) 5.5 X1%+（T进气-38) 5.5X1.5%第三节 理论综合计算法三、如果带有变矩器或变矩器的自动或动力换 档变速箱，则附加的热负荷按70%计算，必 须有变矩器冷却器传到发动机冷却系统的冷 却液来散热的热负荷为： QT=【变矩器的输入功率(HP)-变矩器的输出功 率(HP)】X642.6Kcal/h=变矩器的输入功率(HP) X192.78Kcal/h=变矩器的输出功率(HP)X275.68Kcal/h 特殊说明：对于三级和四级变矩器具有较高失 速比和降负荷或减速能力，但会产生严重的 热负荷，在高速地负荷时会产生很大的热量 ，是发动机功率的50%，其此时的热负荷： 发动机净功率(
7、HP)x50%x642.6Kcal/h 因此，在此种情况下，不宜应用于发动机冷却 系用中散热器的冷却液对其冷却，应采用独 立的油-空冷却器，否则，会加大散热器的 散热能力。第三节 理论综合计算法四、液压油系统冷却器的热负荷：通常认为液压系统的效率为75%，有的高 效液压系统是发动机有效输出功率的 10%15%转化为热量输出的。QY=发动机至泵的功率(HP)X160.65Kcal/h或QY=发动机有效输出功率(HP)X96.39Kcal/h第三节 理论综合计算法五、减速器的热负荷：由于通常的盘式或鼓式制动器的热消散能 力有限，有些设备则采用液力减速器，减速 器需要的散热能力：QJ=减速器功率(H
8、P)x642.6Kcal/h第三节 理论综合计算法六、车辆使用的散热器的总散热能力：车辆所涉及的散热的装置有发动机、变矩器 、液压系统和减速器集中冷气等。一般情况 下，发动机、变矩器的热量由散热器进行散 掉。QR=Qe+QT+QY+QJ 由于发动机循环冷却介质散发的热量，都加入 到散热器所要求的散热量中去，如果单独采 用独立的空-油冷却器进行散热，则不能计 入散热器的散热量中去，设计时，必须考虑 到其安装位置对水散热器的影响。第四节 中冷器散热量在增压发动机上已经普遍采用增压中冷装 置，以提高发动机的动力性和经济性，降 低其污染排放。QCAC=Cp x V x（Tin-Tout） J/min式
9、中：Cp-空气热容量Cp=1.0048KJ/Kg. =1.286J/M*3. V-空气流量 M*3/minTin-中冷器进口温度。 TOUT-中冷器出口温度。 TOUT=60 或者：QCAC=0.241BTU/lb. x进气流量(lb/min)x( 增压器出口温度-环境温度143）增压器出口温度=压缩机出口温度 +1.4x(压缩机入口温度-标准环境温度77)第二章 水泵水泵的流量是根据散热器所带走热量的值 来确定的，并且水泵所带走热量的理论计 算值应高于散热量的实际热量值。 QW=GW * 60 * TW * CW/K1 GW=QW * K1/（ 60 * TW * CW/K1（Kg/min）
10、 式中：QW-通过散热器所散发的热量（Kcal/h）TW-通过散热器的进出水温差（）CW-水的热比容 1Kcal/Kg. (Kcal/Kg. )K1-修正系数 K1=1.11.2第二章 水泵TW的取值：封闭循环系统TW =510强化内燃机取TW =58 一般以经验估算为：内燃机水泵的单位马力 流量经验值为0.52.0Kg/(min.Ps)。上限适 应于高速强化内燃机，增压内燃机传热效 率较高，可以取中限。第三章 水散热器第一节 水散热器芯体散热面积散热器的散热能力主要是通过芯体的散热 能力确定的，其他部分的散热可以忽略不 计。QR=R * FR* (Twn-Ta1) Kcal/h 式中：Twn
11、-Ta1是散热器中的水与空气进口温度差 （）Twn一般取8085 ，Ta1一般温带取30 ；热带取45。Twn-Ta1一般取4045 。-散热器的效率，一般取0.70.8R-散热器的散热效率。Kcal/m*2.h. FR-散热器的气侧散热面积。M*2第三章 水散热器式中的KR是散热器的散热系数，该值得取值 可以进行理论计算方法取得，但是该值得 理论计算值与实际值得误差在40%60%之 间，偏差十分大，该值得理论计算值不适 应于实际应用。 一般KR值都是由实际样件试验得出的值，不 同芯体结构（包括散热管规格、散热带(片) 规格结构、芯体材质、波峰(片)距、芯体厚 度、散热管排布等），其KR值也不
12、相同。即 使同一芯体在不同的水流速度、风速状态 下KR值也不相同。 因此， KR的取值必须明确芯体的结构参数之 后，才能在相似结构和相同状态下，在以 往的产品中试验出的数据中选取，作为设 计计算的依据，最后还要再进行试验来验 证。第四章 风扇以散热器和冷却器散发热量的闭式循环冷却系统 中，借助风扇强制通风进行散热，一般要求空气 流经散热器芯体时，压力损失小，风量大的轴流 式风扇。 为了保证强制通风风扇的空气流，通过芯体时的 压力损失小，要求在条件允许的情况下，尽量降 低散热器的风阻，即降低散热器的芯体厚度和增 大芯体气流的通透面积。第四章 风扇 第一节 流经散热器芯部气体的流量 Qf=Q/(3
13、600 x C x a x Ta x ）*3s 式中： Q=Qe+QCAC+QJ 空气所要带走的热量之和(包 括水散热器、油散热器、中冷器等)Kcal/h C-空气定压比热 0.2403 Kcal/Kg. a-空气的密度 1.28Kg/M*3Ta空气通过芯体的温升 （） -风扇的容积效率。导风罩与风扇之间的距离为520mm 时，取0.70.9；对于芯体较厚，或者由几组散热器串 联放置以及风扇与导风罩之间的间隙20mm 时，可以=0.50.7之间取下限。 Ta一般只有水散热器时取2030；在串联 中冷器和油散热器后，取下限值。第四章 风扇 第二节 风压 风压Pf用来克服散热器、护罩、百叶窗、导
14、风罩处的阻力，每种结构的散热器的芯体 的风阻可以通过风洞试验来测得。但是对 于散热系统的基本要求风压大致在一定范 围内，保证风扇的风能够顺利地通过散热 器芯体，把热量带走，而且又不至于风扇 的功耗浪费，一边风扇的风压保证以下值 ，是一个比较合适的范围： Pf=3050mm水柱（0.2940.49KPa)对于比较厚的芯体或者几个散热器串联的 情况下去上限。第四章 风扇 第三节 风扇与导风罩之间的间隙 A、汽车：风扇与护风罩之间无相对运动，其径向间隙不得超过风扇 直径的1.5%或者510mm。风扇与护风罩之间有相对运动，其径向间隙不得超过风扇 直径的2.5%或者1520mm。 B、工程机：在工程机
15、械上由于振动较大，应充分考虑风扇的效率 ，因此一般取风扇直径的1.5%2.5%或者1518mm作为风扇与护罩 之间的径向间隙。 C、座机：风扇与护风罩之间的径向间隙不得超过风扇直径的1.5% 或510mm。 注明：一般要求风扇与胡风罩之间的间隙越小越能 提高风扇的容积效率。第四章 风扇 第四节 风扇与第一个换热器芯体之间的间隙风扇的前平面到第一个换热器芯体之间 的间隙一般是风扇直径的5%10%或者 50100mm。为了充分发挥风扇的作用， 距离越远越好，特别风扇与芯体的尺寸的 尺寸关系使其具有相当大的未扫过的面积 时。风扇所产生的风流应当从芯体的正中穿过 ，在几个散热器串联时，风扇中心最好在 几个散热器串联处最厚的位置。第四章 风扇第五节 风扇伸入护风罩的距离 A、对于发动机散热器和中冷器以及油散热器等串联 的散热器组来说，风扇伸到护风圈的深度应为风 扇投影宽度的1/2。 B、对于只有发动机散热器，无其它热交换器与之串 联的系统，风扇伸到护风圈的深度为：吸风式：风扇伸到护风圈的深度应为风扇投影
