冷却系统设计指南0601

1、1概述12冷却系统的基本要求 13整车冷却系统的总体布置 24散热器的设计34.1散热器悬置布置34.2散热器的参数设计计算4421散热器的最大散热能力 4422散热介质的温度 5423散热器的技术参数设计 55风扇的设计65.1风扇风量的计算65.2风扇外径的计算76护风罩的设计77冷却水的循环量和类型确定 87.1 冷却水循环量 87.2冷却液的选择88节温器的设计99膨胀水箱总成设计 99.1膨胀箱压力盖的作用99.2水箱压力盖压力的选择 1010散热器与冷却风扇的匹配计算 1211汽车热平衡能力道路试验 1311.1热平衡试验方法 1311.2试验条件1411.3试验内容1411.4试

2、验结果的评定 1611.5试验报告1612总结17柴油机和整车冷却系统应用匹配设计指南1概述根据发动机的工作原理，发动机在运转时，将化学能转化为热能再到机械能的过 程中，由于最终转换效率只有45%左右，所以有大量的热量产生，从而导致发动机过热, 冷却系统的冷却液容易到达沸点产生蒸汽，形成气阻，使冷却液无法正常循环，发动 机冷却不良引起拉缸。冷却系统的作用是要使发动机发出的热量通过冷却系统散发出 去，形成热平衡状态。由于发动机整体设计已经完成，本指南主要适用于应用工程开发时的发动机和整 车上的冷却系统匹配，未充分考虑发动机冷却系统的设计，比如水泵的结构设计，除 传动速比以外，也未对具体的风扇离合

3、器之类的系统进行充分的考虑，着重考虑了整 车冷却系统两个子系统：进风冷却系统和冷却液循环冷却系统之间的匹配设计计算以 及基本要求。中冷器散发的热量也是发动机散发热量的一部分，整车冷却系统要总体考虑中冷 器冷却系统的设计。本指南未对中冷器冷却系统的设计进行充分的考虑。由于整车冷却系统结构和技术要求的复杂性， 最终的冷却系统匹配设计的有效性， 必须通过最终整车按照极限条件下的道路试验来验证，这一点显得尤为重要，必要时 可在市场上进行小批验证，PPAP进行批准后才能进行批量投产。开展产品的先期质量策划（APQP）活动是保证产品质量的有效方法之一。2冷却系统的基本要求一个良好的整车冷却系统，应满足以下

4、基本要求：1、整车冷却系统分为两个子系统，进风冷却系统和冷却液循环冷却系统。进风冷却系统的散热能力和冷却液循环冷却系统的散热能力必须相匹配，一般要求进 风冷却系统散热能力要大于发动机水套的散热能力，以此为原则来选配整车的冷却系 统，确保进风冷却系统要有足够的进风量来满足冷却液循环冷却系统散热量，这一点 至关重要。根据经验表明很多的整车冷却系统由于进风冷却系统进风量不足使得冷却 液循环冷却系统的热量不能充分散发，导致水温高。2、整车的冷却系统应能满足各种极限条件下的使用要求，特别是高原、高温、长时间 爬坡等极限条件下。当整车在极限条件下工作时应能处于热平衡状态，保证柴油机可 靠地工作。3、放气阀

5、能正常工作，保证冷却液系统内压力稳定。当大于限压值时能快速释放压力， 当小于低压值时能有效的补充压力。放气阀压力范围的选择必须根据使用的条件，特别是高原条件下，由于大气压力降低对于冷却系统内压的影响导致沸点降低，容易沸 腾。需要指出的是，合理的选择放气阀的开启压力对于冷却系统非常重要。4、为了适应冷却液的热胀冷缩体积变化，应考虑冷却液循环系统留有膨胀空间，一般 其容积占总冷却液容积的5%左右；5、具有较高的加水速率。初次加注量能达到系统容积的 90%以上，加水时间不可过长, 运行5分钟左右要补一次水至加水刻线，确保冷却液量足够。6、膨胀水箱要有一定的耐压能力，避免膨胀水箱胀裂。7、有一定的缺水

6、工作能力，当缺水量小于总容积的5%-8%时，发动机冷却系统也能正 常工作。&整个冷却系统密封的各种介质（冷却液或者空气），不得有泄露。冷却系统所有管 路件安装牢固，防震防脱落。9、当整车冷却系统总体布置时，要考虑中冷器和空调散热器对水箱散热器散热能力的 影响，充分考虑三个散热器之间的位置关系，水箱和前两者之间尽量留有一定的间隙， 以便水箱散热器进风能从侧面进来，降低进风温度，提高冷却效率。由于三者出现重 叠后风阻增加风量减少，风温升高，整车冷却系统散热能力下降，考虑到这些因素， 必须选择有足够散热能力的散热器。10、尽量降低冷却系统消耗的功率，能提高发动机的动力性和经济性。11、起动后，能在尽

7、可能短的短时间内达到发动机的最佳工作温度。3整车冷却系统的总体布置整车冷却系统总布置主要考虑两个子系统：一是进风冷却系统；二是冷却液循环冷却系统在进风冷却系统设计时确保有足够的进风量。如何提高进风量：1、驾驶室前脸的进风面积要足够大，且进风口位置与散热器尽量重叠，充分利用汽车行驶时产生的风 压，提高进风量；总的进风口有效面积与散热器迎风面积之比30%。对于进风不畅的结构，需要加导风板来提高进风量；2、中冷器和水箱散热器之间要有足够的四周侧 面进风间隙，且两个散热器冷却管间距和走向尽量一致，以减小风阻，降低进入水箱 散热器的风温，提高进风量。冷却系统的最高水温应以发动机的沸点温度为标准。节温器的

8、全开温度应为发动 机正常工作水温范围的中间值，开启温度应为发动机正常工作水温范围的下限。但因 节温器的自身特性，开启温度一般低于全开温度 10C左右。在整车空间布置允许的条件下，尽量增大散热器的迎风面积，在满足冷却面积的 情况下，尽量减小散热器芯的厚度。这样可充分利用风扇的风量和车的迎面风，提高 散热器的散热效率。在满足进风量的条件下，可以适当增加风扇直径，降低风扇转速， 降低噪声和功率消耗。考虑到工作环境有灰尘和昆虫会被吸入散热器散热表面，降低散热器的散热能力，需要选择合适的防尘帘。防尘帘的选择要考虑尽量不增加进风阻力。4散热器的设计如果整车的布置空间较宽裕，推荐采用纵流水结构的散热器，纵流

9、水结构的散热 器强度及悬置的可靠性较好，且冷却液的流动阻力小。根据发动机的额定功率和最大扭距时发动机散发的热量来确定散热器的散热面 积，根据大梁的宽度来确定散热器宽度，最后散热器的外形尺寸和内部的结构尺寸。 然后还需进行散热器的性能试验（如散热器的风阻和流量之间的输出特性以及空气流 量和散热器散热率的输出特性）来验证和风扇的匹配是否合适。4.1散热器悬置布置散热器通常为四点悬置，也可以采用三点悬置。其中主悬置点为2个，辅助悬置点为2个或1个。所有悬置点应布置在同一个部件总成上，改善散热器受力情况，以 尽量减少散热器的振动强度。主悬置点与其连接的部件总成之间以胶垫或胶套等柔性1/5非金属材料过渡

10、以达到减震的目的。主悬置点的胶垫压缩量一般为其自由高度的 左右。由于重型卡车散热器的质量大且使用环境较差，一般要在散热器的外部增加一 个刚性较大的保护框架，以防止振动等外界力直接作用在散热器上。所有悬置点设置 在同一刚性框架上。4.2散热器的参数设计计算4.2.1散热器的最大散热能力整车工作环境比较复杂，如在高温、高海拔、长时间爬坡的环境下发动机冷却系 的设计参数按照稳健设计的原则选择足够的容差，以确保极限条件下整车冷却系统处 于热平衡状态，因此散热器的散热能力应该有所储备，即Qmax 二QwQw -发动机散发出的热量；Qmax-散热器的散热量；-储备系数，一般为1.151.25,根据不同的整

11、车类型来选择。根据上述公式求出发动机在最大扭矩工况和标定工况下的放热量，根据这个散热 量来确定散热器的散热能力。发动机放热量Qw为：AgePehu3600kJ/sA-燃料热能传给冷却系的分数，取同类机型的统计量，柴油机0.18-0.25,取0.24；9e-燃料消耗率，kg/kwh ;此处柴油机取0.205；Pe-发动机有效功率；hu-燃料热值，柴油为46040kJ/kg。例如某汽车厂生产的专用汽车采用某型发动机作为动力，由于冷却系统冷却量不 足，在某些高温工况下常出现“开锅”现象，故需要对其冷却系统重新设计发动机 为水冷、直列、6缸、直喷式柴油机.参数见表4-1:表4-1发动机参数参数参数值额

12、定功率kw/转速r/min88/2800最大转矩 Nm/功率kw/转速r/min343/57.5/1600额定功率时发动机对冷却系统的散热量kJ/s55.25发动机冷却液流量L/mi n207.6最大转矩时发动机对冷却系统的散热量kJ/s28.65422散热介质的温度当冷却液流经发动机时，与燃烧气体接触的零部件的热量传给冷却液，冷却液的温度升高；循环流动的冷却液流经散热器时，外界的空气在风扇的作用下吹向散热器， 气体的温度升高，冷却液的温度降低，从而实现热量的转移。散热器的进风温度为根 据使用条件确定的最高临界温度，即沸腾风温（这个数值大小需要根据实际情况确定）， 标准散热器的沸腾风温为40

13、C,即散热器的进风温度Tai为40C。散热器的进水温度Twi一般大于85C，也可根据实际情况对其进行确定。散热器的进出水温度差厶Tw可取6-12 C。这样可得到散热器的出水温度Tw2。散热器内的冷却液平均温度Twm为（Twi +Tw2 ）/ 2,经过散热器的空气的温升为Ta，则散热器的出气温度为Ta2，散热器的空气平均温度Tam为（丁十丁玄2）/ 2。散热器的平均液气温差Tw Tam。在初选散热器的散热面积时用到该数据。4.2.3散热器的技术参数设计根据该车辆的工况，选管片式散热器.载重车用散热器的总散热面积与发动机功率之比约为0.10.16（卅/kw），考虑到外界耗损，散热面积要留一定的储备

14、空间。一般 应参考安装空间尽可能选较大散热面积。载重车辆散热器迎风面积Fr与发动机功率之比为 0.0030.00375 川 /kw。接上例，计算所需散热总面积 F=（0.10.16）X 88X1.15=10.1216.193何），此处储 备系数取1.15,故Fr=0.2640.33川。根据整车大梁宽度选取芯子宽度为 0.64m,高度 为0.52m，那么Fr=高X宽=0.52X 0.64=0.3328川。散热器参数见表4-2:表4-2散热器参数参数参数值芯部尺寸/mm640 X 520 X 80迎风面积/ tf0.3328总散热面积/tf16.24冷却管尺寸/mm，数目/根2.2X 19，170

15、冷却片/个，管排数/排168，35风扇的设计发动机冷却系统的风扇的外形尺寸应和散热器的形状相匹配，条件允许时可增大 风扇的直径；在冷却风量足够的情况下，尽量降低风扇转速，以减少功率消耗和噪 音。增加叶片数或者改变叶片角度形状也可以增加风扇的空气流量；叶片不等距设 计，可以改变共振点转速减少噪音。风扇和传动轴之间的弹性连接可以改变发动机的 共振点转速。风扇一般是通过曲轴直接或间接驱动的，当间接传动时风扇的转速可以通过改变 曲轴和风扇的传动比来改变。因此要计算出风扇的转速，首先确定曲轴皮带轮的直径 和风扇皮带轮的直径，得出传动比，再根据发动机在标准工况和最大扭矩工况时的发 动机转速，求出风扇的转速

16、。汽车的冷却系统和工程机械的冷却系统两者有很大差异，工程机械行驶的车速 低，行驶时车速产生的风压低进风量小，进风量主要由风扇的流量决定。尽量增大风 扇的流量确保有足够的冷却能力。5.1风扇风量的计算风扇的风量决定着冷却系的散热能力。根据风扇风量的计算公式求出风扇的风量：（二 /s）Qmax-散热器的最大散热能力（kJ/S ）；Ta-经过散热器空气的升温（C）；10-30，a-空气密度（Kg/丄）;1.01kg/ m3Cpa-空气比热，可取1.008kJ/kg. C例如，接上例，计算风扇风量：Qmax=55.25 X 1.20 = 66.3kJ/s ;储备系数取 1.20 ;由此可以求得风扇风量

17、UaQmax=3.25m3/s。ATa Va -Cpa5.2风扇外径的计算一般风扇外径D2应略小于散热器芯部的宽度和高度，以保证叶片扫过的面积尽可能大地覆盖散热器芯部迎风面积（通常占 卩口的45%60%，已知风扇叶片内径与外径之比D/D2=0.280.36，则接上例，风扇内外径分别为：外径 D2=（0.790.93） ,=0.456m0.536m 内径 D=0.128m0.193m选取外径D2=0.50m的塑料翼型风扇，内径取 D1=0.15m扫风面积为 3.14*0.25*0.25-3.14*0.075*0.075=0.178 川；与迎风面积的比值为0.178/0.3328=53.5%相关参

18、数：叶片数为6;与发动机速度比为：1.1。以上风扇参数确定以后还需要确定风扇其余的设计参数，最终通过风扇的性能试 验来验证风量和风压是否满足设计要求。6护风罩的设计护风罩的作用是确保风扇产生的风量全部流经散热器，提高风扇效率。护风罩与 风扇的径向间隙对于风扇效率影响显著。风扇与护风罩的径向间隙较小，风扇的效率 越高。但间隙过小，车在行驶中由于振动会造成风扇与护风罩之间的干涉。风扇与护 风罩之间的径向间隙一般控制在 15mm 25mm，最大间隙不能超过风扇直径的 2.5% 轴向间隙，吸风式不大于 50m m，吹风式不大于100m m。风扇与护风罩安装在同一零部件总成上（如同在底盘或同在车身上）其

19、径向与相对运动，风扇与护风罩之间的间隙可以下限，否则取上限。风扇与护风罩的轴向位置一般为：风扇径向投影宽度的2/3在护风罩内，1/3在护风罩外，以提高风扇的效率。7冷却水的循环量和类型确定7.1冷却水循环量根据散入冷却系统的热量，可以算出冷却水的循环量卩=式中，：簧为冷却水在柴油机中循环时的容许温升，对现代强制循环冷却系，可取-T.二”-匸;跖为水的密度，：-二.-二:； 为谁的比热容，由于发动机水泵已经确定，所以冷却液的循环量只能根据水泵与发动机速比改变 来调整，水泵的性能试验来确定，或者通过发动机的台架试验、整车试验来确定其输 出特性。7.2冷却液的选择冷却系统应加长效冷却液，此液体具有防

20、锈防冻的能力。长效冷却液配比请参阅防冻液使用说明表8-1国产长效防冻液项目牌号JFL318JFL-336JFL-345乙二醇含量 %335056比重(15.6 C)1.051.0741.082沸点C104.5 仕108.5 仕110.0 仕冰点C-18 土-36出-45 士适应选用最低气温C-10-26-358节温器的设计目前汽车上应用的节温器均采用蜡式感应体节温器。当冷却水温温度升高时蜡膨 胀，节温器开启，冷却水流经散热器进行大循环。当冷却水的温度降低时蜡体积缩小, 节温器关闭，冷却水不经过散热器，短路流经发动机刚体进行小循环。节温器一般布 置在发动机的出水口处。要求节温器的泄漏量小，全开时

21、流通面积大。增大节温器的 流通面积可以通过提高节温器阀门的升程和增加阀门的直径来实现。国外较先进的节 温器多通过提高阀门升程来增大流通面积，这样可以减少因增大节温器阀门直径带来 的卡滞，密封不严等问题。但是增大节温器的升程，对节温器技术要求较高。有些发 动机为增加节温器的流通面积多采用两只节温器并联结构。9膨胀水箱总成设计在冷却系统中必须提供过量的冷却水，这样可补偿冷却水量的损失，这个任务在 柴油发动机汽车冷却系统是由膨胀水箱来完成，同时膨胀水箱还有排除发动机水道和 水冷散热器中气体的功能，一般膨胀箱的容积是冷却系统总容积的 1520%。9.1膨胀箱压力盖的作用1）为冷却系统提供密封条件，以防

22、冷却液溅出。2）防止冷却系统压力过高。当压力超过最高限值时，压力阀开启，以防止因系统 压力过高而引起冷却系统零部件的损坏。3）闭式冷却系工作时可以使冷却系统内的压力高于大气压力，从而提高了冷却液 的沸点，使发动机可以在较长时间及较高负荷下工作，尤为重要的是对空气稀薄的高 原地区行车来说，可避免冷却系统中冷却液过早沸腾的现象，因而降低了冷却水的消 耗量。4）具有真空解脱作用，当冷却系统内压力低于大气压力达到设定值时真空阀自动 打开，让大气进入系统内，以防散热器受损冷却水管破裂。膨胀箱的膨胀空间是容 积的三分之一，膨胀箱应布置在冷却系的最高点，只有具备了这些，才能发挥膨胀的 功能。9.2水箱压力盖

23、压力的选择保持冷却液循环冷却系统内有一定压力，提高冷却系统内的冷却介质的沸点温度， 确保冷却液沸点在100C以上，能够提高冷却系统的可靠性和适应性，那么对于压力盖压力的选择显得非常重要。(1) 大气压力与海拔高度的关系p =101.325-10x h； p-大气压力，kPa； h-海拔高度，km(2) 水的沸点与海拔高度的关系h =(100-t)/3h-海拔高度km； t-沸点，C比如在海拔1000米处，沸点为97C，3000米处为91 C，6000米处为80C。发动 机冷却液的沸点是直接受冷却系统内压力的控制的，而冷却系统内压力与外界大气压 力之间的差值是压力盖的压力，即：p1 = p0 -

24、 p 10p1-压力盖压力kPa; p0-冷却系统内压力kPa; p-大气压力kPa为了使发动机在高原行驶时可以保持热平衡状态，必须加大压力盖的压力。加入 水的沸点温度是100C，此时冷却系统压力为一个大气压 (101.325kPa，由此我们可以 得出随着海拔高度的增加，压力盖压力的压力值始终确保大于10kPa压力盖压力的选择始终符合环境的使用要求，数值大小如下表8-1:表10-1压力盖压力与海拔高度之间的对应值海拔高度（km）大气压力kPa水的沸点C压力盖压力kPa0101.32510010191.3259720281.3259430371.3259140461.3258850551.325

25、856010散热器与冷却风扇的匹配计算散热器和风扇必须做性能试验，包括风扇风量与风压之间的关系和散热器空气流 量与风阻之间的关系。根据风扇的风量和风压的性能曲线以及散热器空气流量与风阻 性能曲线作图计算出散热器与冷却风扇理论匹配点A。如图I所示。再根据理论匹配点A以及散热器的散热率和空气流量之间的性能曲线计算出实际匹配点B。图1散热器与冷却风扇理论匹配曲线图11080705040OIIIIII1,522.53354空气流量Cm3/$)+ 數热器数热率曲线图2散热器与冷却风扇实际匹配曲线图1）图I中a曲线为散热器风阻与空气流量的关系曲线，b曲线为风扇风压与风量 关系曲线，两曲线的交点 A为散热器

26、与风扇的理论匹配点。本例中对应的空气流量为2.92m3/s,压差为283.33Pa由于冷却系统的布置有中冷器和空调散热器以及其他因素 的影响，实际空气流量远小于实验时所测得的理论值，故需要采用进风系数（0.600.70）进行修正，修正系数根据上述的总体的安装布置选取，本例进风系数选为0.65，则实际风量为1.898m3/so2）图2所示B点即为实际空气流量与散热器散热率的交点。本例中空气流量为 1.898m3/s时，对应的散热器的实际散热率为 67kJ/s。散热器试验时所采用的“液-气温 差”为60C,对B点而言，发动机额定工况下的水套散热率为55.25kJ/s,则由相似理论知散发掉这部分热量

27、对应的散热器液-气温差为495C o水套的散热率必须小于散热器的散热率，液-气温差必须小于60C，相应的沸腾风温随着液-气温差的减小而提高 允许的最高环境温度也相应的提高，冷却系统的散热能力加强。3）计算冷却液通过散热器后温度下降值,接上例，因水泵循环水量为3.46L/S,则冷却液通过散热器后，其温度应下降55.25/（3.46X 4.187）=3.8C （4.187 kJ C 为水的比热），即散热器上下水室的温差为3.8C，取平均值为1.9C。当发动机在环境 温度为38 C时，上水室的冷却液平衡温度应为 38+49.5+1.9=89.4C。考虑到冷却液成 分的影响，发动机出水口允许的最高的温

28、度设为 100Co因此，发动机允许的环境温度 为：（100-89.4）+38=486C，远大于通常的环境温度，说明该设计满足要求。11汽车热平衡能力道路试验由于整车冷却系统的设计较复杂，影响因素很多，设计计算会存在比较大的偏差， 需要通过整车热平衡能力的道路试验来验证冷却系统设计的有效性，特别需要强调的 是在极限条件下，比如高海拔、高温、爬长坡、多灰尘等使用条件，整车冷却系统均 处于热平衡状态。11.1热平衡试验方法根据GB/T12542-2009汽车热平衡能力道路试验方法，确定整车冷却系统的热 平衡能力，验证整车冷却系统的设计有效性。上述试验方法不能满足实际的道路试验情况，有一定的缺陷，比如

29、未进行高海拔、 大坡度（根据整车设计要求爬坡能力）等极限条件下的整车冷却系统热平衡能力的测 量。在用户的实际使用中，经常会出现水温高质量问题。说明此实验方法对整车冷却 系统设计的有效性验证存在明显的缺陷。建议增加上述极限条件下的整车冷却系统热 平衡能力的试验，以提高整车冷却系统的可靠性与适应性。11.2试验条件1）参照GB/T12534汽车道路试验方法通则2） a、无雨、无雾，环境温度不低于30C，风速不大于3m/s。如环境温度低于 30C,则应详细记录试验时的环境温度、湿度、大气压力等气象参数。b、试验道路按GB/T12534的规定，要有足够长的高速跑道，纵坡度小于 0.1%。c、有挡风效果

30、的“十”字挡风墙，一般长 4m、高2.5m,参见附录A。d、试验用主要设备见表11-1。表 11-1序号仪器设备名称准确度1发动机转速表 1r/min2温度传感器 0.4%FS3记录型温度采集仪 0.2%FS4牵引力计 1%FS5车速仪 0.5%FS6负荷拖车牵引力：土 1%FS速度：土 1%FS11.3试验内容参照GB/T12534汽车道路试验方法通则，增加高原环境下的使用情况。1）汽车预热按GB/T12534进行。2） 如汽车装有空调，试验时应使用外循环，温度调节开关置于最大冷却模式， 风量调 节开关置于最大位置。3）极限使用工况a发动机最大扭矩转速工况汽车以二档、油门全开的状态行驶（多轴

31、驱动的汽车应处于多轴驱动状态） 。负荷 拖车逐步对汽车施加负荷，控制汽车发动机转速稳定在最大扭矩转速，偏差在土 2%或 50r/min （取两者中较大值）以内。b、发动机额定功率转速工况汽车以二档、油门全开的状态行驶（多轴驱动的汽车应处于多轴驱动状态） 。负荷 拖车逐步对汽车施加负荷，控制汽车发动机转速稳定在额定功率转速，偏差在土 2%或 50r/min （取两者中较大值）以内。建议以上两种工况同时在高海拔条件下进行。4）常规使用工况a模拟爬坡工况汽车选用在3/4额定转速的状态下能爬上7%坡度的最高档。符合拖车逐步对汽车 施加负荷，控制负荷拖车的牵引力等同汽车爬7%坡度阻力，偏差在土 5%以内。再通过控制油门使汽车在3/4额定转速的状态下行驶，偏差在土 2%或土 50r/min （取两者中 较大值）以内。牵引力计算如下：F=0.07G式中：F牵引力，单位为牛顿（N）；G汽车实际总重量，单位为牛顿（N ）。对于特殊使用环境，比如山区坡度比较大（汽车设计允许最高爬坡度）