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内容简介：

毕业设计（论文）任务书课题名称 轻型冷藏车车厢总成设计 学院(部) 汽 车 学 院 专 业 车 辆 工 程 班 级 学生姓名 学 号 4 月 9 日至 6 月 15 日共 11 周指导教师(签字) 教学院长(签字) 20* 年 3 月 5 日一、设计内容(论文阐述的问题)完成冷藏车车厢设计工作，设计过程应该(1)、考虑使用条件(2)、符合有关标准规定，满足使用技术要求。进行的工作包括：(1)、冷藏车车厢设计；(2)、车厢对开门设计；(3)、性能计算与校核。二、设计原始资料(实验、研究方案)(1)、选用南汽NJ131型货车底盘，其主要结构、尺寸及部件见底盘图。(2)、发动机采用杨柴四缸发动机，其性能参数见发动机说明书。冷藏车车厢主要参数：(1) 冷藏车装载质量1500kg；(2) 车厢容积10m3；(3) 车厢总尺寸见总布置图。三、设计完成后提交的文件和图表(论文完成后提交的文件)1.计算说明书部分：说明书一份，它包括：设计说明书一份，它包括：(1) 国内外冷藏车发展状况和趋势；(2) 车厢结构及尺寸分析比较；(3) 车厢设计的主要原则及依据；(4) 主要结构形式和技术参数的确定；(5) 存在的问题与解决的途径。2.图纸部分车厢总成图仓门总成图仓门铰链总成图仓门锁总成图其中包括：至少1张手工图和1张计算机图四、毕业设计(论文)进程安排 序号 设计(论文)各阶段名称 日期(教学周) 1 资料收集 67 2 开题报告撰写 78 3 论文翻译 69 4 方案设计 1012 5 设计及绘图 1218 6 编制设计说明书 19五、主要参考资料1、专用汽车设计2、汽车技术杂志3、专用汽车技术杂志4、汽车工程手册(第二分册)(日) 小林明编 机械工业出版社4新型多功能车黏性耦合器单元内强制对流和表面粗糙度的影响Sheng-Chung Tzeng*中国台湾彰化500杰守N路1号，Chienkuo科技大学机械工程系，电子邮件：tsc.tw 电子邮件：tsc33*对应的作者K.David Huang中国台湾台北10608，国立台北科技大学车辆工程系电子邮件：kdavidh.tw吴泰生中国台湾彰化500，大叶大学车辆工程研究所电子邮件：kevin_wts.tw摘要：一项试验对新型多功能车黏性耦合器单元的局部传热和流动特点进行了分析。热量由自由对流和强制对流转移而来，并受各种转速下壁和嵌入式环状分布肋条的润滑效果影响。在实验条件下模拟新型多功能车黏性耦合器单元的一系列实际运作，无论是转速和几何参数必须相当接近真实环境。此外，试验段设计，使实际大小的新型多功能车动力传输系统的冷却特性可以被调查。整体温度分布估计和局部传热系数分析。参考流场分布，就清楚了泰勒涡流上离心力的影响力。最后，新型多功能车设计师由试验结果中得到一些经验公式。关键词：热传递；流动特点；黏性耦合器单元；新型多功能车；泰勒涡流参考文本如下：Tzeng.S-C.、Huang,K.D.和吴泰生（2007）“新型多功能车黏性耦合器单元内强制对流和表面粗糙度的影响”，Int.J.车辆设计，第45期，第4，449-469页。个人简历：Sheng-Chung Tzeng是一位中华人民共和国台湾ChienKuo科技大学机械工程副教授，他在1999年从中华人民共和国台湾国立清华大学获得博士学位。他的主要研究领域是车辆工程设计，实验性热传递，为汽车设计计算流体动力和发动机冷却。K.David Huang是一位台湾国立台北科技大学车辆工程教授，他在1992年获得美国密歇根大学的博士学位。他的主要研究领域是混合动力电动车，混合气动力系统，金属燃料电池，智能车舱和车辆动力总成系统的冷却技术吴泰生是一名中华人民共和国台湾大叶大学车辆工程研究生院的研究生，他的主要研究领域是黏性耦合器单元的冷却1引言在过去十年，汽车技术的发展十分迅速。汽车用户的关注焦点已经从常规汽车转移到专用车辆，比如运动的，休闲的和爬山的。这个转变导致了新型多功能车的逐渐成熟。在过去的五年里，新型多功能车系统完成了从分时到实时系统的演变。后者包含了小轿车和所有全轮驱动越野车的特点。所以动力传输线路自动激活。一般来说，在平坦的道路上只有前轮驱动是必须的而在崎岖或湿滑的道路上使用四轮或全轮驱动。新型多功能车的发动机动力通过变速器传递给动力输出装置、传动轴和黏性耦合器单元。因为汽车的黏性耦合器单元通过后方的差速器向后轴和半轴进行动力传输，所以在干燥平坦道路上持续运行，可能会引起黏性耦合器单元过热。当后方差速器里的冷却油的温度超过某一临界值时，黏性耦合器单元内部的旋转刀片连接器会被脆弱地烧坏，因此，润滑油问题必须得到解决。黏性耦合器单元的内部几何包含同轴旋转缸体，其中内部缸体旋转而外部的固定。一个小空间分隔成两个汽缸。一些学者力求分析对应的旋转和流场。例如，泰勒(1923)在内部超过外部旋转缸体的基础上提出了一项操作技术。当转速超过某一特定值时，离心力造成流量不稳，流量分布从Couette流入一系列环形涡流开始改变。当泰勒值超过临界值时流体循环开始成为一个不稳定的泰勒漩涡。间隔间距的重要性，以泰勒主任流量进行了分析（陈， 1992 ）。当基本流程达到最稳定的状态下，涡流开始被一个多层的结构支配。陈和昌（ 1992 ）在一个小差距旋转缸体内研究了稳定的泰勒主任流量。分析是基于这样的假设： 缸体间距，远小于内缸体的平均半径。孔和刘审查了环形Couette流量和泰勒涡流的稳定性 (孔和刘， 1997)。他们发现，不稳定的环形Couette流量在同轴旋转缸体内很有趣。肖等人(2002) 使用了激光光学技术探索两个同轴缸体间波状泰勒涡流的特点，其中内缸体经过充分的预加速度而外缸体静止不动。Mohanty等人（1995）研究了在旋转缸体里反向循环的热量转移。局部传热在各种不同的长-直径比率的缸体上进行测量。李和Minkowycz (1989) 试验性地调查了其中有一个缸体旋转的两个同轴缸体的传热特性。他们的试验结果提供了进一步的洞察，在高温转移但是低压下降中一个热交换装置是必须的。Jakoby等（1999）调查在一个有旋转内缸体和轴向流的环形区域内的循环和热传递。虽然几何非常简单，但是当超过稳定的值时，流场开始变得非常的复杂。加德纳与sabersky （ 1978年），simmers和康尼（ 1979 ） ，贝克尔和凯（ 1962 ）和Kataoka (1997)等研究了旋转缸体间环形间隙里的热传递。涡流流量的起始显示了一个强大的热传递效应，因此，在开始的时候对热传递和环流的联系进行预测是重要的。Hayase (1992a， 1992b)等考虑了含有旋转内缸体的两个同轴缸体之间的二维和三维层流，同时调查了内部的缸体腔。他们的调查结果显示当内缸体腔大于外缸体腔的时候流量和热传递是更强的。许多作品(阿里2000年；李等，1997年；哈德森等，1978年；Baier等，2000)调查在共缸体内由离心力引起的不稳定流。Andereck 等(1986)设想独立的同轴旋转缸体之间的循环。流量在一个包含各种涡流的环形Couette系统中起主要作用。各种不同的状态在他们对称旋转和反射之下被区别。astill （ 1964年）研究了含有内旋转缸体的两个同轴缸体的开发流程。以内旋转缸体壁附近开始出现一系列振荡波为不稳定的开始，当流体顺流移动，波动延伸向外，最后卷曲引起对涡流。当连续的流量沿输送管向前发展，流量和细胞都呈梯形。这项研究实验性地阐明了黏性耦合器单元和强制对流以及各种周期的腔的热传递和流动特点。试验部分是一个具有真实参数和实际尺寸的动力传输系统，使其尽可能地在试验条件下模拟实际操作范围。在这个试验中，宽度的环状分布的肋条被利用，长宽比有5/3, 7.5/3 and 10/3。相应的，流场的涡流可以增加，以改善润滑油和增加传热接触面的冷却油。在这个实验中，不仅测量温度分布，而且分析和比较了局部传热系数来解释局部高温导致刀片损坏的可能，同时也确定了环状分布肋条的最佳尺寸作为设计基准。相应的，我们对环状分布肋条长宽比在热传递方面影响的了解改善了。预计外部冷却油强制循环和克服流动阻力的限制将导致热效率的显著提升。这项工作调查了节约成本和高效润滑油的联系，其中包括一份对温度测量和流场观察的深入分析报告。建议考虑以实验为依据的实际因素下局部温度分布系数变化的相互关系。这个关系在设计新型多功能车黏性耦合器单元中是有用的。2实验参数分析润滑油的不良表现引起黏性耦合器单元的损坏是典型的。因此，对控制黏性耦合器单元内部运行的物理参数进行深入分析是必须的。影响热传递和流场结构的主要因素包括强制对流的影响、转速、离心力和肋条的长宽比。局部传热系数hZ由网状热壁的连续变化qnet与壁温度Tb,z和冷却剂温度Tb,Z之差的比率来估计；hZ= qnet/(Tb,zTb,Z)。网状热壁从输送管壁到冷却油的连续变化视内部旋转缸体的表面散热而定。散热试验不仅在系统静止时，而且在各种转速时实施。局部温度Tb,z由考虑输入热、估计热损失和焓的变化的局部热量平衡来确定。大部分以前的加热原件的温度下游是利用上游的下一站。局部努尔赛特值由局部温度传递系数和液压直径确定是在其中，冷却油的热传导率Kf根据局部主体温度估计。3实验的组织和测试部分3.1 热传递的实验装置该实验装置是特地为新型多功能车黏性耦合器单元设计的。它包括四个部分-试验部分，旋转轴，冷却油系统和数据采集系统。图1介绍了测量温度的设备。被测试的旋转轴的主要动力来源是一个高速三相交流电动机，通过变频器控制转速模拟实际的旋转，输入电压为220V交流电，最大安全转速为每分钟4000转。转速利用一个光学转速计(KYODO DENKI ATAC-152)测量，动态通过一个具有双槽皮带轮和一个V型带的电动机来转移。在这里，实验装置的转速为每分钟1200 ， 1600 ， 2000 ， 2400 ， 2800和3200转。表1显示实验转速和车辆的实际转速。使用BP AUTRAN DX 优质自动变速器油作为冷却油和回油系统包含两个油箱-一个是在常温下存储冷却油的供油箱，利用供油泵在30kg/cm2的固定压力下强制将冷却油输送至测试部分内部；另一个是回油箱，用来收集测试部分的冷却油和向供油箱提供恢复常温的冷却油。同时，流量控制器(YUKEN KOGYO FCG-02-30-30) 控制流量为0.73 10 -6 m 3 /s, 3.38 10 -6 m 3 /s, 8.26 10 -6 m 3 /s 和14.60 x10 -6 m 3 /s 。图1 实验装置1：泵 5：转换器 9：Potary刀片连接器2：流量计 6：电动机 10：后差速器3：油箱 7：数据记录器 11：油箱4：转速表 8：计算机表1 实验的转速和车的实际转速全轮驱动车辆的实际速度*（公里/小时） 实验转速（每分钟转速） 牵引力*福特Escape 2.3升（全轮驱动越野车），实际的差速器最后驱动比是2.928，轮胎直径是0.7m。一个由铜丝和康铜丝(55%铜， 45%镍)制成TT-T-30SLE高精密度热电偶被用来测量来自实验部分的信号。在测试之前，热电偶用来自于电源的稳定的电压进行焊接。热电偶被嵌入黏性耦合器单元表面并使用混合热固性导热胶水(OMEGABOND 200)固定。每个洞充满导热胶水使接触热阻的影响减到最小。然后，热电偶测量来自试验部分的信号并输入数据记录器(型号：2500E); 由YOKOGAWA制造。电位差信号被转换了成一个局部温度。从数据记录器得到温度数据之后，所有数据都被输入一台计算机，计算机程序将温度转换成数据加以分析。3.2 测试部分的尺寸和热电偶的位置测试部分的设计类似于福特制造的实时全轮驱动车ESCAPE的中央差速器，来模拟黏性耦合器单元的实际运转作用。测试部分的实际尺寸为L=120mm、ri=60mm、ro=67mm、D=7mm和E=4mm，环状分布肋条的尺寸为w=5、7.5、10mm、h=3mm，AR=5/3、7.5/3和10/3。在这个实验中，三个环状分布肋条被裱在测试部分上以增加传热面积，在情况下分别增加传热面积0.0209、0.0139and0.0116m2。测试部分包括34个温度测量点，其中12个均匀分布在顶部区域的轴线方向上，12个均匀分布在底部区域的轴线方向上。它们被用来测量黏性耦合器单元的局部表面温度分布。每个点被用于测量黏性耦合器单元圆周方向上每三十度的局部温度分布。第六个温度测量点在顶部和底部的0度和180度，和图2描述的测量测试部分温度的热电偶的实体尺寸和位置相同。在这种情况下，测量温度的产量表明对应区域的局部温度，使黏性耦合器单元在实际运转中的热传递特点和冷却方案能够被分析。图2 测试部分3.3 用于循环设想所采用的实验装置测试部分是专门设计的，尺寸是真实的黏性耦合器单元的两倍，使在这个实验中能够观察流场以识别黏性耦合器单元运转过程中的内部流场。图3显示了整个流场的观测仪器。测试部分根据旋转刀片的四种连接方式制造，尺寸是黏性耦合器单元两倍。环状分布肋条的宽度有10、15和20mm，主要是因为相同的泰勒值在初期的热传递实验中应该被考虑。假设泰勒值相同，每次圆筒的实体尺寸被加倍，旋转速度将下降到21、260、353、442、530、620和710转每分钟。该图像采集系统使用一台数码相机用来将流场的动态状态输入计算机。图3 可视循环实验装置1：油箱 4：转速计 7：测试部分 10：激光源2：供油泵 5：电动机 8：石英玻璃支柱3：转换器 6：CCD 相机 9：计算机图4 在各种雷诺值时欧拉值的分布4结果和讨论根据模拟真实的新型多功能车的各种不同的转速，应用强制对流测量黏性耦合器单元和顶部和底部轴线方向上的温度分布得到六个泰勒值和四个雷诺值。对实验参量的不确定分析在附录被列出。下面讨论实验的测量。4.1 降压的影响讨论实验的压力降低超过正常操作温度范围的影响。在本实验中测量测试部分在四种情况下的局部传热得到四个雷诺值(0.053Re1.054)。根据记录的压降，压力减少影响的结果用下面的欧拉值表示。这个值代表冷却液在黏性耦合器单元中惯性输入和输出的压力比。图5标出了雷诺值和欧拉值之间的相互关系，欧拉值和雷诺值成反比。实验结果表明压力降对应雷诺数，更大的雷诺数对应更大的压力减少。光滑表面和增加的环状分布肋条表面压力存在细小的区别。此时，四种情况下的欧拉值非常接近彼此，差别平均只有3.5%。更小的雷诺数对应更大的欧拉值。当雷诺数等于0.053，黏性耦合器单元环状分布肋条的欧拉值是16.7%，超过表面光滑的黏性耦合器单元。因此，当强制对流的影响上升到一个特定值(Re0.5)，压力的降低对黏性耦合器单元的影响已经不大，无论是有光滑表明还是环状分布肋条。欧拉值和雷诺数的经验公式可以从图得到，Eu=d1(Re)d 2。表二显示了相关系数。图5 情况中各种强制对流中的努塞尔值分布结果表2 欧拉值的经验方程系数4.2 强制对流的影响强制对流的强度取决于雷诺数，从物理意义上显示了惯性力和黏性力之比。图5用六个泰勒数显示了在情况中雷诺数和努塞尔数的分布图。实心标志表示的位置X/D = 0.7和空白的标志表示的位置X/D = 16.4在黏性耦合器单元的顶部。该图显示当雷诺数从Re=0到Re=1.054时努塞尔数的增加，因为努塞尔数决定了强制对流的强度。更大的雷诺数对应更有效的热传递。强制对流测试表明，当雷诺数超过一个预定值，它的对热传递的影响明显减弱。因此，在黏性耦合器单元的热传递中冷却剂的最佳流速必须被确定，优于盲目增加冷却剂的流速，这被Ta=2.856105下的实验所证明，其中当雷诺数从Re=0.053, 0.266 和 0.519增加到 1.054 时对应的努塞尔数从9.9%、31.6%和53.8%增加到60%。因此，当雷诺数超过Re = 0.597后对热传递的影响大大减少。图6标出了当黏性耦合器单元的顶部的X/D=7.9，在泰勒数最大/最小时雷诺数和努塞尔数的分布。这个图被分成二个上部，各自有四组分布对应四种情况。在Ta=2.031106，雷诺数给定的情况下，四个热传递分布彼此类似，雷诺数的增加是造成努塞尔数逐步增加的原因。相反，在底座Ta=2.856105的情况下，四个努塞尔数分散在特定的雷诺数上，雷诺数的增长引起努塞尔数的增长，主要是因为冷却液的黏性。在Ta=2.031x106时，黏性耦合器单元的温度升高而冷却油的黏性降低。在Ta=2.856x105时，黏性耦合器单元温度降低而冷却油黏性变大。图6 情况中各种强制对流影响下的努塞尔值分布4.3 旋转的影响当内部缸体旋转而外部缸体保持静止出现而泰勒涡流，对旋转结果的分析影响热传递中泰勒数的结果。在内外缸体的间隙的相反方向出现许多对旋转的涡流，因此，在高速旋转过程中保持交错的温度分布，黏性耦合器单元被局部高温损坏。当Ta数到达临界值时，流场中会出现泰勒涡流。这个实验需要六个在2.86x1052.03x106范围内的泰勒值。因为雷诺值比较小，泰勒涡流也出现在流场内部。图7显示在情况I中各种泰勒值下努塞尔值的分布。此图清楚地表明当泰勒值从Ta=2.856105上升到Ta=20.31105时各种雷诺值下努塞尔值的下降，因为泰勒值控制旋转的强度。在第一块中并取Ta=20.31105,泰勒值为Re=0.053时比较旋转的影响，以此为基础，Ta= 2.856x105到Ta=5.078x105时努塞尔值的比率是2.87、2.03、1.79、1.43和1.14。在第四块中并取Ta=20.31105,泰勒值为Re=1.054时比较旋转的影响，以此为基础，Ta= 2.856x105到Ta=5.078x105时努塞尔值的比率是2.51、2.26、1.52、1.22和1.05。比较X/D = 0.7和X/D=16.4两种情况显示，在所有情况下努塞尔值在X/D=0.7情况下都要超过X/D=16.4情况下，因为关于黏性耦合器单元前面X/D=0.7，供油影响接近冷却油的入口，因此努塞尔值超过X/D=16.4情况。当冷却油的流动逐渐接近后差速器时，当X/D反向变化，努塞尔值下降。后差速单元包括一个齿轮装置和旋转产生的热量，因此，努塞尔值减小。图8显示在四种情况下努塞尔值随泰勒值的变化。如图7分布，当泰勒值上升，努塞尔值的分布下降。在Re=1.054的情况下，在情况I的六个泰勒值下，所有的努塞尔值都很小，但是在各种情况下的努塞尔值的分布非常类似于在Re=0.053时得到的结果。图7 情况I中各种泰勒值时努塞尔值的分布图8 情况中各种泰勒值时的热传递分布4.4 环状分布肋条和光滑壁之间的比较环状分布肋条被嵌入壁的表面以增加流场的涡流，并且改善热传递的区域。然而，实验数据不完全支持这一说法。图9和图10标出了四种情况中Re=0.053和Re=1.054时局部努塞尔值的分布，比较在四种给定相同的强制对流的情况下最大和最小泰勒值的影响。图9表明，黏性耦合器单元顶部的努塞尔值在Ta=2.856105的情况或者Ta=2.031x106的情况中最大。同样，图10显示黏性耦合器单元顶部的努塞尔值在Ta=2.856x105的情况中最大。在四种情况中前后部分努塞尔值不同这个事实的产生是因为各种环状分布肋条被植入，归功于温度变化时雷诺值、泰勒值和冷却油黏性的影响。图9 情况中Re=0.053时局部努塞尔值的分布图10 情况中Re=1.054时局部努塞尔值的分布图9和图10清楚地显示嵌入的环状分布肋条阻碍了冷却油的流动。努塞尔值在X/D=0.7和X/D=16.4时的分布比较表明，努塞尔值在情况中Re=0.053、Ta=2.856x105时的差别有17.8%而在情况中努塞尔值的差别只有12.6%。当Re=1.054、Ta=2.856105时，努塞尔值在情况中的差别有25.6%，而在情况中努塞尔值的差别只有8.8%。不过努塞尔值在情况中Ta=2.856x105最小。图11显示情况中随着强制对流的变化和循环参数，努塞尔值的平均比率倍数于情况。实验的关系被确定如下和图11 和ReTa之间的关系表3列出了在情况中的值，显示在光滑表面的平均努塞尔值。表3 在情况中平均努塞尔值的分布（光滑表面）4.5 流场的观察对流场的观察是为了测试在情况-中七个转速和泰勒值的组合。黏性耦合器单元的内部流场取决于外部固定而内部旋转的两个同轴圆柱。在这流场中，科氏力、边界切向速度、离心力、黏性和边界条件之间的相互作用影响冷却油在流场中的流动。图12比较在四种情况中Ta=1796(rpm=21)在t=4s和t=20s时的流场。当t=4时，在四种情况中气泡朝受旋转影响的旋转方向移动。旋转的切向速度和冷却油黏性导致润滑油朝旋转方向流动。前面油的数量减少而后面油的数量增加，强迫空气向旋转方向移动。当t=20时，在四种情况中旋转缸体后面的润滑油升到前面，外缸体内壁的油的表面在情况中合并到两个气泡中，在情况-中合并到四个气泡中。这个差别源于嵌入的环状分布肋条。图12 在情况-中Ta=1796(rpm = 21)时流动的清楚呈现图13比较了在Ta=2.856x106(rpm = 260)且t=1.3和5s时情况和中流的结构。在t=1时，气泡在两种情况下都集中在缸体的顶部位置。在t=3时，旋转的切向速度和润滑油的黏性导致润滑油向旋转方向移动。该图清楚地表明，润滑油表面向旋转方向移动是因为在情况中旋转速度大。最初位于缸体顶部的气泡以分散的方式融入润滑油中。同样的，在情况中当旋转速度高的时候，润滑油向旋转方向移动，在移动港开始时空气分成若干块前流入狭长区域，因为嵌入的环状分布肋条导致油的流动结构和在情况中不同。图13 比较当Ta=2.856x106(rpm=260)时，情况和中油的流动结构5结论这项调查研究了黏性耦合器单元顶部和底部区域轴线方向上的温度分布，阐明了黏性耦合器单元的热传递和流动途径。环状分布肋条增加热传递经过的区域和他们对流场结构的改变被各种实验参数所表明。总结如下： 虽然光滑表面的压力和从环状分布肋条表面得到的压力没有很大的不同，在低的雷诺值下，光滑表面在压力下显示出一个小的差别。冷却液的流动阻力低。然而，当Re5时，四种情况下的压力修正系数很小。因此，当强制对流的影响很强时，黏性耦合器单元流场中的流动阻力可以被忽视。 实验结果表明，更大的雷诺值同更大的热传递联系在一起。在这个实验中，雷诺值超过预定值时对热传递的影响明显小于雷诺值低于预定值时。优化冷却油的流动，而不是盲目增加冷却油的流动，在热传递工程中是至关重要的。实验结果显示当Re0.597时，热传递时非常缓慢上升的。 对旋转效应的分析表明泰勒值强烈影响热传递分布。当Re0，因为泰勒涡流，努塞尔值随X/D变化，引起黏性耦合器单元内部热传递不一致，有助于区域局部高温损坏机器。 在壁表面嵌入的环状分布肋条增加了流场的波动和热传递经过的区域，以改善传热效果。实验结果表明，当泰勒值小时努塞尔值在情况中最大，当泰勒值大时努塞尔值在情况中最大。热传递实验产生了经验方程，方程（4）和（5）适用于在有各种预计循环参数的强制对流下的平均努塞尔值，粗糙和光滑表面。 这清楚呈现的润滑油的流动显示由于冷却油的黏性，流场在Ta=1796(rpm=21)时在情况中产生稳定的Couette流。润滑油沿着外缸体顶部的内壁流动。转动是相对缓慢的并且引力的影响是弱的，因此润滑油的流动表面被合并到两个油路中，然后，最终融入一个油路中。在情况中冷却油的流动更加复杂：在环状分布肋条的顶部，气泡中的流动最明显。润滑油沿着外缸体顶部的内壁流动，改变了流动结构。最后，在情况中润滑油的流动被合并到由嵌入的环状分布肋条形成的三个油路中，致谢作者想感谢中华人民共和国国家科学委员会根据No.NSC 92-2212-E-270-004合约对这次研究的财政支持参考文献Ali,M.A.(2000)“Couette流在内部旋转缸体的稳定和恒定轴向速度的移动”，流体动力学研究，第27期,109-115页。Andereck，C.D.、Liu,S.S.和Swinney,H.L.(1986)“独立旋转缸体的圆形Couette系统中的流动体系”，J.Flud Mech.,第164期,155-183页。Astill,K.N.(1964)“具有内部旋转缸体的同轴缸体之间的流发展的研究”，ASME J.热传递，383-392页。Baier,G.、Graham,M.D.和Lighfoot,E.N.(2000)“新型双流体泰勒涡流中的质量运输”,AICHE 期刊,第46期,第12,2395-2407页。Becker,K.M.和Kaye,J.(1962)“内部旋转缸体的环形非绝热流动的测量”,ASME 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冷却油流速(m/s)W 瓦特希腊符号P 压力差(P=Pin-Pout,N/m2)v 动黏度(m2/s) 流体密度(kg/m3)i 内缸旋转速度(rpm)i 内缸角速度(rad/s)上标 平均值下标i 内部f 最终m 平均o 外部w 壁c 横流附录不确定性分析包括测量参数和计算参数。在实验期间，测量参数是指实验设备的测量数据，比如物理尺寸、压力、流速、电压和电流。计算参数是指不能被仪器直接测量但是通过实验测量参数计算出来的无纲量参数，比如雷诺值、努赛尔值和泰勒值等。测量参数的误差来源于仪器的错误和人的读数，而计算参数来源于经过选择计算的测量参数；因此，计算参数由测量参数的组合排列生成。在这个实验中，Coleman和Steele(1995)参照不确定性分析，数据衰减公式如下这里R是被计算参数而Xn是测量参数。另外，计算参数的不确定性变化可以描述如下其中Xk=Xk。表4显示了实验过程中测量参数和计算参数的不确定性表4 实验参数的范围和不确定性分析实验参数 范围 不确定性共 20 页 第 20 页 毕 业 设 计 轻型冷藏车车厢总成设计学 院：专 业：姓 名：学 号：指导教师：完成时间： 年六月 毕业设计（论文）开题报告表课题名称轻型冷藏车车厢总成设计课题来源自选题目课题类型工程设计指导教师学生姓名学号专业车辆工程一、本课题设计的意义冷藏保温汽车是冷藏运输用的专用汽车，用来运输易腐货物和对温度有特定要求的货物，主要为食品。冷藏保温汽车是重要的公路冷藏运输工具，能实现易腐食品的冷藏运输，使货物在整个运输过程中均处于其适宜的环境条件下，从而避免食品在运输过程中腐烂变质而受到经济损失，能提高货物运输质量，降低综合成本。而完成冷藏任务的主要是隔热车厢及制冷装置，因此设计一款隔热性能良好的车厢成为了冷藏车设计中的重要课题。二、国内内外冷藏保温汽车的发展现状和趋势2.1 国外冷藏保温汽车发展现状欧美国家冷藏保温汽车发展较早，在十九世纪末和二十世纪初各国开始发展冷藏运输工具，目前冷藏保温汽车已成为专用汽车的主要种类之一。美国近期保温车约占全国载货汽车保有量的0.8%，还有冷藏保温挂车和半挂车，占其总数的9.7%。法国现有冷藏保温汽车挂车和半挂车占全国运输汽车总数的1%。德国冷藏保温汽车、半挂车占全国运输汽车总数的2%。英国冷藏保温汽车占全国货运汽车总数的2.8%。目前日本年产冷藏保温汽车二至三万辆，保有量近九万辆。俄罗斯冷藏保温汽车约占货运汽车的2.3%。日本冷藏保温汽车中轻型车占6070%；中型车占2025%；重型车占1015%。冷藏汽车约占55%，其中冷冻车占2025%。在德国，轻中重的比例为2:5:3。美国冷藏汽车总重9吨以下的占44%；912吨的占11%；12吨以上的占45%。美欧国家还有大量挂车和半挂车。日本冷藏汽车的品种最多，占专用汽车品种数的一半以上，除按使用要求选用不同制冷装置和汽车底盘外，根据装货需要设有后门、侧门、顶门，门的结构形式也有拉门、折门、滑道、卷帘、反冲等，附设的装卸机构有提升起重、尾门起重、链传送等。欧美日本冷藏保温汽车结构工艺先进，并十分重视性能试验。二十世纪初欧洲已建立冷藏运输工具的试验基地，现在十多个国家建立了二十多个试验中心。有奥地利维也纳亚森纳尔试验站是最著名的一个，它是由国际铁路联盟组织试验研究所与奥地利政府与上世纪五十年代确定并着手筹建的。1960年11月建成静止试验室，能在静态条件下测定车厢漏气量和总传热数、进行制冷机性能试验和整车试验；以后建立的运行试验室可模拟车辆的运行条件，除温度（-50+50）和湿度（相对湿度50100%）外，还有风速、阳光辐射、雨雪等。其它有名的还有意大利的帕多瓦和罗马试验站、德国的慕尼黑试验站和法国的安东尼试验站。2.2 我国冷藏保温汽车的发展现状我国的冷藏运输事业是50年代后期才开始发展起来的，60年代初外贸部门开始组织其下属企业采用“解放”底盘改装保温汽车，至70年代初主要靠进口保温车来满足国内冷藏运输的需要，先后从罗马尼亚、匈牙利、意大利等国进口数百辆中、重型车。同时开始生产冷藏保温汽车，商业部门和机械部门均先后进行定点生产并形成一定批量。另外还从上述国家和日本进口多种型号的冷藏车和保温车。改革开放以后，我国公路冷藏运输的结构也从计划模式向市场模式过渡。原来主要由商业、食品进出口、水产等系统的冷库车队按主管部门调拨和分配计划进行运输，转为自主经营的冷库车队按市场需求进行运输。随着肉、鱼、禽、蛋类食品供大于求，计划供应取消，中长途调拨运输的比例减少，短途分配性运输比例大增；随着我国公路建设的快速发展，公路冷藏运输与铁路、水路相比，其比例不断提高，90年代已占20%，现在已近30%；运输的易腐货物也从原来的冷冻肉、禽、水产占绝大多数，发展到新鲜的肉、禽、水产占相当比例，还有水果、蔬菜、乳制品、冷饮、保健食品等保鲜食品也需用冷藏、保温、保鲜汽车运输；车辆吨位结构发生变化，原来重、中、轻（微）分别占10%、70%、20%，现在则分别占10%、40%、50%；随着对冷藏运输质量要求的提高，冷藏汽车和保鲜汽车的占有率从10%提高到40%。随着市场领域的拓展，我国冷藏保温汽车的保有量也较快增长：1980年约3500辆，1985年约6000辆，1990年约10000辆，1995年约15000辆，至今已经超过25000辆。每年的销售达4000多辆。每年的销售达4000多辆（见表1.1）表1.1 20002004年我国冷藏保温汽车的销量（单位：辆）年份20002001200220032004保温汽车合计27172025197323392241重型16314426110485中型576226640348451轻型165985466414281199微型329801408459506冷藏汽车合计11761095148516881559重型1951651958494中型167205630449459轻型7615385731117798微型531878738208注：资料来源为中国汽车工业年鉴。表中按车辆总质量分类：14吨为重型；614吨为中型；1.86吨为轻型；1.8吨为微型。据中国汽车报工业年鉴不完全统计，2000年我国冷藏保温汽车产量为2792辆，2004年冷藏、保温、保鲜汽车产量为3915辆，其中保温车占55.4%；冷藏车占40.3%，保鲜车占4.3%。从2003年起，冷藏汽车企业销售收入和工业总产值均达到6亿多元，工业增加值近1亿元。20002004年，我国冷藏汽车的产量见表1.2。表1.2 20002004年我国冷藏汽车产量（单位：辆）年份20002001200220032004保温汽车合计27922050193824302169重型17014326110586中型594231644412460轻型169983865214381148微型329837381475475冷藏汽车合计11791087148317361577重型1981631968597中型173207630502473轻型7545295731110801微型541888439206近年来，我国冷藏保温汽车已逐步采用国外的先进结构和工艺，品种发展也很快。隔热车厢有整体结构和分片组装等形式；隔热层也已采用聚氨酯现场发泡新工艺；车门采用多层密封，使车厢密封性能得到改善。全国性的冷藏汽车测验中心也即将建成。技术基础工作进展也很快，机械委、商业部先后制定了技术条件、性能试验方法等标准，还制定了运输用制冷机组试验标准。2.3 我国冷藏保温汽车发展趋势目前中国的肉类食品厂有2500多家，年产量1000多万吨，年产肉类5600万吨；速冻食品厂2000多家，年产量超过850万吨；冷饮企业1000多家，年产量1000多万吨；乳品企业1500多家，年产量800万吨；此外还有每年4120万吨的水产品。上述易腐食品的消费逐年增长，乳品企业每年以30%的速度增长，水果、蔬菜销量更大。这些总量超过亿万吨的食品都属于易腐食品，都需要冷藏运输。中国高等级公路（含高速公路和一、二级公路）目前已达20.73万公里，等级公路（含三、四级公路）131.59万公里，等级外的还有36.2万公里，公路的密度为17.5公里/百平方公里，其中高速公路已达1.95万公里，列美国之后成为世界第二。到“十五”期末，高速公路的通车里程将达2.2万公里左右，全国南北、东