汽车冷却系统总体参数设计_图文

1、一、 冷却系统说明二、 散热器总成参数设计三、 膨胀箱总成参数设计四、 冷却风扇总成参数设计五、水泵总成参数设计六、橡胶水管参数设计七、节温器选择八、冷却液选择一、 冷却系统说明内燃机运转时 ，与高温燃气相接触的零件受到强烈的加热，如不加以适当的冷却，会使内燃机过热，充气系数下降，燃烧不正常（爆燃、早燃等），机油变质和烧损，零件的摩擦和磨损加剧，引起内燃机的动力性、经济性、可靠性和耐久性全面恶化。但是，如果冷却过强，汽油机混合气形成不良，机油被燃烧稀释，柴油机工作粗爆，散热损失和摩擦损失增加，零件的磨损加剧，也会使内燃机工作变坏。因此，冷却系统的主要任务是保证内燃机在最适宜的温度状态下工作1.

2、1 发动机的工况及对冷却系统的要求一个良好的冷却系统，应满足下列各项要求：1） 散热能力能满足内燃机在各种工况下运转时的需要。当工况和环境条件变化时，仍能保证内燃机可靠地工作和维持最佳的冷却水温度；2） 应在短时间内，排除系统的压力；3） 应考虑膨胀空间，一般其容积占总容积的4-6%；4） 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。5） 在发动机高速运转，系统压力盖打开时，水泵进口应为正压；6） 有一定的缺水工作能力，缺水量大于第一次未加满冷却液的容积；7） 设置水温报警装置；8） 密封好，不得漏气、漏水；9） 冷却系统消耗功率小。启动后，能在短时间内达到正常工作温度。10）

3、使用可靠，寿命长，制造成本低。1.2 冷却系统的总体布置冷却系统总布置主要考虑两方面：一是空气流通系统；二是冷却液循环系统。在设计中必须作到提高进风系数和冷却液循环中的散热能力。 提高通风系数：总的进风口有效面积和散热器正面积之比30%。对于空气流通不顺的结构，需要加导风装置使风能有效的吹到散热器的正面积上，提高散热器的利用率。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，减薄芯子厚度。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。一般货车芯厚不超过四排水管，轿车芯厚不超过二排水管。在整车布置中散热系统中，还要考虑散热器和周边的间隙，散热器到保险杠外皮的最小距离100毫米

4、，如果发动机的三元催化在前端的话，还要考虑风扇到三元催化本体距离至少100毫米，到三元催化隔热罩距离至少80毫米。一般三元催化的隔热罩到本体大概有15毫米，隔热罩厚度为0.51毫米，一般材料为st12。1.2.1散热器布置货车散热器一般采用纵流水结构，因为货车的布置空间也较宽裕。而且纵流水结构的散热器强度及悬置的可靠性较好，轿车多采用散热器横流水结构，因为轿车车身较低，空间尺寸紧张。横流水结构散热器能充分地利用轿车的有限空间最大限度地增加散热器的迎风面积。散热器分成水冷和风冷两种冷却形式，风冷主要用在行驶在沙漠地带的车辆的冷却，但是决大多数的车辆采用水冷冷却形式。散热器悬置布置：散热器通常为四

5、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非金属材料过渡以达到减震的目的。主悬置点的胶垫压缩量一般为其自由高度的1/5左右。少数轿车因其整车的减振胶垫或胶套而进行刚性连接。中，重型载货汽车由于散热器的质量大及使用环境较差，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。悬置点设置在框架上。轻型货车和轿车一般不加保护框架，悬置点设置在散热器的侧板或水室上。为提高散热器强度一些车散热器上加有十字拉筋。

6、1.2.2护风罩布置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。护风罩对低速大功率风扇效率提高特别显著。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5mm 25mm 。当风扇与护风罩之间的干涉。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）其径向与相对运动，风扇与护风罩之间的间隙可以下线，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，以增加导流减小背压。在大批量生产的车型中多采用塑料护风罩。铁护罩多用于批量小或直径较大

7、的车型中。在某些车型中，特别是轿车，护风罩在常开有多个窗口并加以单向帘布。当车速较高，风扇停止运转时帘布打开减小护风罩的风阻，当风扇启功后，帘布关闭提高风扇效率。1.2.3风扇布置风扇直径大小应和散热器的形状相协调，条件允许时可增大风扇的直径，降低风扇转速。以达到减小功率消耗和降低噪音的目的。在某些散热器长，宽比例相差较大时，如轿车散热器，有时采用两个直径较小的风扇所取代。特别是要求转速较高的风扇中已全部采用塑料风扇。电动风扇是由电动机来驱动风扇，电动机的启动与停止是受水温直接感应的温度开关来控制。电动风扇具有起动温度与设定温度一致，布置位置灵活，不受发动机转速的影响，汽车在低速怠速时冷却效果

8、好等优点，冷车启动时水温上升较快。但也多用于发动机横置的轿车。1.2.4节温器布置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

9、机为增加节温器的流通面积多采用两只节温器并联结构。1.2.5水泵布置水泵的流量及扬程根据不同的发动机而定。流量一般为发动机额定功率的1.52.7倍。，扬程一般为0.7kpa 1.5kpa ，扬程过高对冷却系统的密封性会产生不利的影响。水泵的可靠性主要取决于水封和轴承，轴承普遍采用轴连轴承及永久式润滑结构，水封采用陶瓷，碳化硅动环和石墨静环整体式水封。轴承的游隙及水封的气密性要严格控制。1.2.6膨胀箱布置尽量靠近散热器布置，使得水管长度最短；膨胀箱的高度要高于冷却系统所有部件。1. 3冷却系统主要部件匹配设计要点在整车总布置空间允许的条件下，尽量增大散热器的迎风面积。在保证风量不变的条件下，可

10、以适当增加风扇直径，降低风扇转速，减少噪声和功率消耗。冷却系统的最高水温应以发动机的允许使用水温为标准。节温器的全开温度应为发动机正常工作水温范围的中限，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10摄氏度左右。1.4冷却系统轮廓图（例子）1. 散热器张紧板 2.六角法兰面螺栓 3.橡胶衬套 4.散热器总成 5.弹性卡箍 6.发动机出水管 7.弹性卡箍8. 水管膨胀箱至散热器 9.水管卡片 10.六角法兰面螺栓 11.管夹 12.六角法兰面螺栓 13.膨胀箱总成 14.弹性卡箍 15.水管膨胀箱至水泵 16.水管发动机至膨胀箱 17.弹性卡箍 18

11、.发动机进水管 19.弹性卡箍 20.弹性卡箍 21.暖风机进水管 22.弹性卡箍 23.暖风机出水管24. 橡胶软垫 25.六角法兰面螺栓 26.风扇电机带护风圈总成一冷却系的主要设计参数1. 发动机主要参数：类型：水冷4冲程，直列4缸SOHC VTEC ，16气门横置气缸直径与行程：86.0mm ×97.0mm发动机排量：2254ml压缩比：8.9：1最大功率：110kw/5700rpm最大扭矩：612N.m/4900rpm在设计或选用冷却部件时应以散入冷却系统的热量Q 为原始数据，来计算冷却系统的循环水量和冷却空气量：用经验式 Q W =Ag e P e h u 0.25110

12、431000.25=82.31kJ /s =70776千卡/小时 36003600A- 燃料热能传给冷却系的分数，取同类机型的统计量，%，汽油机A=0.230.30，取A=0.25g e -燃料消耗率，kg/kw.h；汽油机0.2050.320 取0.25P e -发动机有效功率，取最大功率110kw若水冷式机油散热器，要增加散热量，Q W 增大5%10%.在算出发动机所需的散走的热量后，可计算冷却水循环量V W =Q W 82.31=245.73L /min t W r W C W 810004.187，取8 t W -冷却水循环的容许温升（6-12）（1000kg/m 3） r W -水的

13、密度，C W -水比热（4.187kJ/kg.C ）实际冷却水循环量为V p =1.2V W =294.88L /min 冷却空气需要量：V a =Q W 82.31=3.892m 3/s t a r a C Pa 201.011.047t a -散热器前后流动空气的温度差，取20Cr a -空气密度，一般r a 取1.01kg/m 3C Pa -空气的定压比热，可取C Pa =1.047kJ/kg.C二散热器设计1. 散热器的计算所根据的原始参数是散热器散发的热量和散热器的外形尺寸。散热器散发的热量就等于发动机传给冷却液的热量。已知散热器散发的热量后，所需散热面积F 可由下式计算：F =Q

14、W K t mK-散热器的传热系数 千卡/米2. 小时-散热器贮备系数，水垢及油泥影响等，一般=1.11.5，取1.1 t m -冷却水与空气的平均温差，取26散热器的不同部位，其冷却水与空气温差不同，通常采用平均温差，t s +t s t k +t k 平均温差t m 可由下列式计算: t m =-=26 22t s 散热器进水温度，取90 t 散热器出水温度，取40 s 21t k 空气进入散热器时的温度，取20 1t k 空气离开散热器时的温度，取40 2k =11+w L 1=102千卡/米2. 小时.C 从冷却水到散热器壁的放热系数, 当冷却水流速为0.20.6m/s时，w约为200

15、03500千卡/米2. 小时.C ，取3500。 w散热管导热系数，纯铝导热系数为230W/m.k,换算为197.8千卡/米2. 小时.C 散热管壁厚，0.0002m 当流过散热管的空气流速为1020m/s时，散热管到空气的散热系数，L，取105。 =60105千卡/米2. 小时.C L散热面积F =Q W 707761.1=20.8m 2 K t m 102262. 散热器细节计算在计算出散热面积后，就是散热器芯部的选择。从结构上分主要有管片式和管带式两种（如图1）。这里选用管带式散热器。根据汽车行业标准QC/T29025-1991,选择如下芯子：冷却管选取高频对焊型冷却管型号，b 1=2m

16、m ,L=16m,如图1选用D 2型双排冷却管，如图 2图 1 图2 图3LC=L+4=20mm d= +1=9mm T=(2-1C+2d=38mm2取b=10mm,t=4mm芯厚T 、芯宽W 和芯高H ,见图4 图4H 取420mm,W 取530mm,T 为38mm散热器正面积（迎风面积）为W H=420530=222600mm 2=0.2226m 2 每片散热带的有效散热面积（双面） S 0=22HT =2210.210538=162700mm 2=0.1627m 2 t所需管带数为W 530=44片 b 1+b2+10散热带总散热面积S 1=S044=0.0162744=7.15m 2

17、所需冷却管数为2W 530=2=88根 b 1+b 2+10每根冷却管表面积约为0.1596m 2冷却管总表面积约为0.159688=14.0448m 2总散热面积S =14.044+7.15=21.19m 2，满足散热面积要求。 三 膨胀箱总成设计 1设计原则冷却液在发动机冷却回路流动，随温度升高体积膨胀，为吸收这部分膨胀体积而设置了膨胀箱。具有膨胀箱的冷却系统根据膨胀箱有无加压分为两种：系统A ：在加压系统内具有冷却液的膨胀空间（膨胀箱），冷却液循环到膨胀空间中，进行气液分离。膨胀箱应耐热、耐压，位置高于散热器并保持系统内压力适宜。系统B ：在加压系统内具有冷却液的膨胀空间（膨胀箱），仅在

18、溢流至膨胀箱时进行气液分离。膨胀箱耐热性、容量、位置要求低些。 膨胀箱由两个注塑件组成，通过焊接（热焊、超声波焊接）组成一体。形式不一 四冷却风扇的选择根据发动机参数与参考同类型的汽车发动机，选择轴流式电动风扇。它用装在散热器上的石蜡式温控开关控制（控制水温8797C ），自动控制风扇电机的运转，保持发动机温度正常。这种自动控制的冷却系统启动暖机快，布置较自由。风扇的性能参数包括风量V 、压头P 、功率P f 。1. 冷却空气需要量V a =3.892m 3/s ，考虑到风量的漏损，风扇的风量要比计算所得的风量V a 大，即V =0V a =1.063.892=4.12m 3/s ，0考虑到漏

19、损的系数，通常0=1.051.15，取1.06。 2. 风扇的压头P =P R +P f ，其中P R 散热器风阻（Pa ） P f 除散热器外的风道阻力 ，根据经验数据P =200500Pa 取400Pa 。 3. 风扇的功率P f =pV 4004.12=3.23kw ，其中风扇效率，一般102010200.5=0.30.6，取0.5。根据风扇性能参数与参考同类型风扇，本次设计，叶片材料选择塑料聚丙烯（PP ）, 断面形状为翼形，前弯式叶片（如图1），叶片安装角（叶片与风扇旋转平面成的角度）一般为3045，取为40，叶片数量取为7片，叶片数为奇数，可有效降低风扇噪声。风扇直径取为420mm

20、, 叶片宽度为48mm, 轮毂比（风扇直径与风扇轮毂直径的比值）取0.30，叶片间隔角不等，以减轻叶片旋转时的振动和噪声。 风扇风量Q 与风扇直径D 、风扇转速n 之间存在如下的关系。Q =Knd 3,K 为比例系数。 a. 标准叶片 b.前弯叶片 c.后弯叶片图1五、水泵的选择和参数计算水泵的作用是让冷却发动机所需要的冷却液产生循环，根据所给的发动机动力参数，以及参考同类型发动机，水泵采用离心式水泵，半开式叶轮，叶轮采用灰铸铁HT200, 后弯式叶片，叶片数位7, 水泵壳体采用灰铸铁H150, 进出水管与壳体铸成一体。具体计算过程如下： 2. 发动机主要参数：类型：水冷4冲程，直列4缸SOH

21、C VTEC ，16气门横置 气缸直径与行程：86.0mm ×97.0mm 发动机排量：2254ml 压缩比：8.9：1最大功率：110kw/5700rpm 最大扭矩：612N.m/4900rpm 一叶轮计算 1. 轴孔直径d按内燃机冷却水泵水封系列推荐的数据，并参考同类型冷却水泵的实际数据，选取d=0.020m 2. 轮毂直径 dh =d+0.013=0.033m 3. 进水环面当量直径 Dk Dk =0.052m k0取5.5 4进口直径 D0 = =5. 叶片进口边直径 D1=D0=0.06m 6. 轴向进水速度 VD =4Q 40.0057=2.89m/s(D 02-d h

22、2 3.14(0.062-0.03327. 径向进水速度 VDr =0.85VD =0.85×2.89=2.46ms 8. 进口安装角1 1=70 9. 进口高度 b1 限于允许的轴向尺寸，取b 1=0.013m 半开式叶轮进口容积效率V 1=0.7V or =Q 0.0057=3.32m /sD 1b 1V 13.140.060.0130.710. 叶片数量z 为获得一定的流量 取z=7 11. 叶片厚度 s=0.005m 12. 进口排挤系数 1=D 1D 1-zs sin 1=3.140.06=1.2 70.053.140.06-sin 113进口轴面速度 V 1r =1V o

23、r =1.23.32=3.98m /s 14. 进口绝对速度V 1 ,设进口无预旋，V 1= V1r =3.98m/s 15. 进口圆周速度1=D 1n60=3.140.066800=21.4m/s6016. 进口安装角1校核 （1）1' =tan -1V 1r1=tan -13.98=10.5 21.4(2 冲角' ' =1-' 1=70-10.5由于进口安装角取值较大，冲角相应加大 17. 扬程系数 =0.32 小型高速泵取较小的值 18. 出口圆周速度 2=19叶轮外径D 2 D 2=20.72m /s 6026020.72=0.058m /s n 3.1

24、4680020. 出口轴面速度 V 2r =0.7V 1r =0.73.98=2.79m /s 21. 出口安装角 2=40 22. 叶片出口高度b 2=Q 0.0057=0.0178mzs 70.005(D 2- V 2r v 2(3.140.058- 2.790.9sin 2sin 40v 2取0.9 b 2取0.018m二涡室计算1. 涡室基圆直径 D 3=D 2+0.001=0.058+0.001=0.059m 2. 隔舌安放角 =25 3. 隔舌宽度角 ' =104. 隔舌直径 D V =0.002+D 3=0.002+0.059=0.061m 5. 涡室宽度b 3 b 3=

25、b 2+s ' +c =0.018+0.003+0.004=0.025m 取叶轮盖板厚度s ' =0.003 叶轮盖板侧隙c =0.004m 6. 涡室中的流速 V 3=7m /s 7. 第断面面积F =Q 0.0057=0.000814m 2 V 37F ib 3根据泵的特点，涡室采用矩形断面，各断面面积分别为F r =b 3R i 或R i =F =735F = 7.1210-4m 2 F = F =6.1110-4m 2 F = F = 848135.0910-4m 2 F= F = 4.0710-4m 2 F= F 281=3.1510-4m 2 F=F = 2.041

26、0-4m 241F =F = 1.0210-4m 28相应的R i 可分别计算 R i =F iR =0.032m R b 3=0.028m R =0.025m R =0.022m R =0.018m R = 0.013m R =0.009m R =0.006m三进水管计算 1. 进水管内水速V s 'V s ' =3m /s2. 进水管直径d s d s =0.049m 根据配套需要，取d s =0.05m 四出水管计算1. 出水管处水速V d V d =3m /s 2. 出水管直径d d d d = 同样取d d =0.05m 六橡胶水管参数发动机冷却回路中的水管具有吸收发动机振动和散热器相对运动的作用。因此，耐热性、耐臭氧性、耐压性、对冷却液的适应性及柔软性是水管应具有的性能。在实际使用中，壁厚4mm 以上的橡胶硬度为6070HS 。从柔软性方面考虑，中间加强型管子用60HS ，纯橡胶为70HS ，采用中间加强型，其构造如图1所示。编织加强型的水散热器，螺旋管多用于被加热的管子，针织加强型用于