搭載汽油機的某微卡產品的冷卻系統設計

佟 杰

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

搭載汽油機的某微卡產品的冷卻系統設計

佟 杰

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

冷卻系統的主要功用是根據發動機工況變化及時適量地將發動機產生的熱量通過散熱器總成散發到環境中，保證發動機始終在最適宜的溫度狀態下工作。冷卻系統設計的合理性，對發動機動的工作效率和使用壽命將起到很大的影響。因此，文章以某微卡車型為例，論述了冷卻系統的設計與校核。

冷卻系統；散熱器；匹配；校核

引言

發動機的冷卻系統有風冷和水冷之分，汽車發動機冷卻系統一般為強制循環水冷系統，其利用水泵提高冷卻液壓力，強制冷卻液在發動機冷卻系統循環流動，再通過散熱器將熱量散發到環境中去。發動機冷卻系統的設計尤為重要，冷卻性能的好壞直接影響著發動機的動力性、經濟性及可靠性。冷卻系統的功用是使發動機始終在最適宜的溫度狀態下工作，既要防止發動機過熱，又要保證發動機冷啟動后能迅速升溫。

1 冷卻系統的組成

冷卻系統主要由散熱器總成、水泵、冷卻風扇、冷卻水套（發動機內部）、水管、補償水箱、節溫器、護風罩、擋風板、導風板、保溫簾、冷卻液等組成。

2 冷卻系統的功用

發動機冷卻系統是一個強制循環水冷系統，發動機在工作期間，最高燃燒溫度可達 2500℃，即使在怠速或中等轉速下，燃燒室的平均溫度也在 1000℃以上。因此，發動機冷卻系統的主要功用是保證發動機在最適宜的溫度狀態下工作，這樣才能使得發動機擁有良好的動力性、經濟性和可靠性。

3 搭載汽油機的某微卡產品冷卻系統設計校核

3.1 設計要求

冷卻系統設計要求見表1

表1 冷卻系統設計要求

3.2 冷卻系統校核

3.2.1 發動機基本參數及發熱量的估算

發動機基本參數見表2，發動機臺架試驗數據見表3。

表2 發動機基本參數

表3 發動機臺架試驗數據

發動機散熱量估算：Qw=L.ge.Ne.hn/3600 （4-2-1）

L—發動機傳給冷卻系統的熱量占燃料熱能的百分比，汽油機取L=0.18；

ge—發動機燃料消耗率，Kg/Kw·h；

Ne—發動機發出功率，Kw；

hn—燃料低熱值，Kj/Kg，對于汽油機取hn=43900Kj/Kg。

根據公式（4-2-1）及表3，可估算出發動機功率點、扭矩點的散熱量，見表4。

表4 發動機功率點、扭矩點散熱量

3.2.2 發動機水泵性能參數

表5 發動機水泵性能參數

發動機水泵與曲軸之間通過帶輪驅動，發動機水泵轉速與曲軸轉速之比為1.347。發動機水泵性能參數見表5。

3.2.3 電子扇總成結構及性能參數

微卡車型所搭載的汽油發動機匹配一個單一風檔電子風扇總成，ECU根據水溫傳感器輸出的水溫信號控制電子扇繼電器的通斷從而實現了對發動機出水溫度的管控。電子扇總成參數見表6，電子扇總成單體性能參數見表7。

表6 電子扇總成參數

表7 電子扇總成單體性能參數

3.2.4 散熱器結構及性能參數

根據駕駛室空間及發動機散熱量開發散熱器總成，其結構參數見表8，性能參數見表9。

表8 散熱器結構參數

表9 散熱器性能參數

表9詳述了散熱器在各種不同風量和水流量下對應的風阻和水阻，通過求算數平均值可以得到散熱器在一定風量下的平均風阻和一定水流量下的平均水阻。經驗表明冷卻系統中的系統風阻約是散熱器風阻的3倍，冷卻系統的系統水阻約是散熱器水阻的9倍，這樣就得到了冷卻系統在一定風量下的系統風阻和一定水流量下的系統水阻。冷卻系統的風阻參數見表10，水阻參數見表11。

表10 冷卻系統的風阻參數

表11 冷卻系統的水阻參數

3.2.5 通過散熱器的風量計算

由表7及表10通過作圖法可以得出散熱器總成與電子扇配合時的風量與壓降的關系曲線如圖1。

圖1 散熱器與電子扇配合關系曲線

圖中冷卻系統的風量-風阻曲線與電子扇的風量-風阻曲線的交點即為冷卻系統中散熱器與電子扇的配合點，可讀出冷卻系統風量的具體數值，見表12。

表12 冷卻系統風量

由 q=s×v （4-2-2）

q-冷卻系統風量；

s-散熱器迎風面積；

v-散熱器迎風風速；

由表9知s=0.188㎡，通過公式(4-2)可得出散熱器迎風風速，見表13。

表13 通過散熱器風量

3.2.6 發動機功率點和扭矩點散熱器水流量的計算

由表5及表11通過作圖法可以得出散熱器總成與發動機水泵配合時在不同轉速下的水流量與水阻的關系曲線如圖2。

圖2 散熱器與水泵配合關系曲線

圖中冷卻系統的水流量-水阻曲線與水泵的水流量-水阻曲線的交點即為冷卻系統中散熱器與水泵的配合點，可讀出散熱器在各種水泵轉速下水流量的具體數值，見表14。

表14 散熱器在各種水泵轉速下的水流量

由表 14通過作圖法得出散熱器水流量與水泵轉速的關系曲線如圖3。

圖3 散熱器水流量與水泵轉速關系曲線

根據水泵與曲軸的傳動比，可得出發動機功率點和扭矩點散熱器的水流量，數據見表15。

表15 發動機功率點和扭矩點散熱器的水流量

3.2.7 發動機功率點和扭矩點散熱器散熱系數的計算

由表9通過作圖法可得出散熱器在不同水流量時散熱系數與風速的關系曲線見圖4。

圖4 散熱器在不同水流量時散熱系數與風速的關系曲線

由表13中散熱器迎風風速2.82m/s，從圖4中可得出散熱器在不同水流量時的散熱系數見表16。

表16 散熱器在不同水流量時的散熱系數

由表16通過作圖法可得出迎風風速為2.82m/s時散熱器散熱系數與水流量的關系曲線，見圖5。

圖5 散熱器散熱系數與水流量的關系曲線

由表15中發動機在功率點和扭矩點的水流量，結合圖5可得出發動機功率點和扭矩點時散熱器的散熱系數見表17。

表17 發動機功率點和扭矩點散熱器的散熱系數

3.2.8 發動機功率點和扭矩點散熱器散熱量的計算

表9詳述了散熱器在液氣溫差ΔT=60℃時的散熱量，由表1知發動機最高出水溫度為108℃、許用環境溫度為40℃，則實際液氣溫差允許值為：ΔT=108-40=68℃。

由 Q=K×S×ΔT （4-2-3）

Q-散熱器散熱量；

K-散熱器散熱系數；

S-散熱器散熱面積；

ΔT -散熱器液氣溫差；

表18 液氣溫差ΔT=68℃時散熱器的散熱量參數

由表 18通過作圖法可得出散熱器在不同水流量時散熱量與風速的關系曲線見圖6。

圖6 散熱器在不同水流量時散熱量與風速的關系曲線

由表13中散熱器迎風風速2.82m/s，從圖6中可得出散熱器在不同水流量時的散熱量見表19。

表19 散熱器在不同水流量時的散熱量

由表19通過作圖法可得出迎風風速為2.82m/s時散熱器散熱量與水流量的關系曲線，見圖7。

圖7 散熱器散熱量與水流量的關系曲線

由表15中發動機在功率點和扭矩點的水流量，結合圖7可得出發動機功率點和扭矩點時散熱器的散熱量見表20。

表20 發動機功率點和扭矩點散熱器的散熱量

將表4、表13、表15、表17、表20中數據匯總得到發動機功率點、扭矩點發動機及散熱器參數見表21。

表21 功率點、扭矩點發動機和散熱器參數

由表21中發動機功率點、扭矩點散熱器散熱量均大于發動機發熱量，可初步判斷散熱器散熱性能滿足使用要求。

3.2.9 冷卻系統液氣溫差的計算

散熱器散熱量不小于發動機發熱量是散熱器能夠達到性能要求的一個先決條件，最終散熱器的散熱能力是否合格的必要條件是理論計算液氣溫差（△T‘）不大于整車要求的液氣溫差（△T即發動機允許的最高出水水溫與最大許用的環境溫度的差值）。根據表1設計要求中發動機允許最高出水溫度108℃和最低許用環境溫度40℃，可得出整車要求的液氣溫差△T為108-40=68℃。

ε-NTU法常用于計算液氣溫差，表示熱交換器的“關于熱傳遞大小”的無因次指標，其計算公式為：

其中，Qe-發動機的發熱量，Kj /h；

Cw-冷卻液的熱當量，Kj /h·℃（Cw=Cpw×Gw）；

Ca-空氣的熱當量，Kj /h·℃（Ca=Cpa×Ga）；

K-散熱器的散熱系數，Kj /h·m2·℃；

A-散熱器的總散熱面積，m2；

Cpw-冷卻液比熱，Kj /Kg·℃，一般取4.2007 Kj/Kg·℃；

Gw-冷卻液質量流量，Kg/h（Gw=Vw×ρw）；

Vw-冷卻液的體積流量，m3/h；

ρw-冷卻液的比重，Kg/m3，一般取965Kg/m3；

Cpa-冷卻空氣比熱，Kj /Kg·℃，一般取1.009Kj/Kg·℃；

Ga-空氣的重量流量，Kg/h （Ga = Va×ρa）；Va-冷卻空氣的體積流量，m3/h；

ρa-空氣的比重，Kg/m3，一般取1.2Kg/m3。由表21根據公式(4-2-7)、公式(4-2-8)計算得到發動機功率點、扭矩點冷卻液的熱當量和空氣的熱當量見表22。

表22 功率點、扭矩點時冷卻液的熱當量和空氣的熱當量

由公式（4-2-4）、公式（4-2-5）及公式（4-2-6）計算得到發動機功率點、扭矩點冷卻系統的液氣溫差見表23。

表23 功率點、扭矩點冷卻系統的液氣溫差

由表 23中功率點、扭矩點冷卻系統的液氣溫差分別為64.4℃、45.5℃均小于表1中冷卻系統設計要求的最大液氣溫差68℃，因此可以判定該冷卻系統設計理論校核合格。

3.2.10 熱平衡試驗驗證

表24 熱平衡試驗數據

該輕型在轉轂試驗室進行了熱平衡試驗，試驗結果表明整車功率點、扭矩點熱平衡均合格，具體熱平衡試驗數據如表24。

將表23理論計算與表24試驗數據進行對比，得出冷卻系統液氣溫差理論計算與試驗數據的誤差率見表25。

表25 液氣溫差理論計算與試驗數據的誤差率

表 25顯示功率點液氣溫差理論計算與試驗數據誤差率非常小，而扭矩點時誤差率較大是因為扭矩點散熱器散熱能力富余使得電子扇間歇性工作，發動機出水溫度循環波動所致，扭矩點水溫波動曲線見圖8。

圖8 扭矩點水溫波動曲線

3.3 總結

該微卡車型冷卻系統研發過程中通過設計計算準確地校核了散熱器的散熱性能，與熱平衡試驗結果極為吻合，實現了散熱器的合理選型，保證了冷卻系統與整車的合理匹配。

[1] 劉惟信.汽車設計.[M]清華大學出版社.

[2] 王望予.汽車設計.[M]機械工業出版社,2000.

[3] （日）武田信之.載貨汽車設計.[M]人民交通出版社,1997.

[4] 陳家瑞.汽車構造.[M]機械工業出版社,2000.

Design of cooling system for a micro card product equipped with gasoline engine

Tong Jie
( Anhui jianghuai automobile group co., LTD., Anhui Hefei 230601 )

The purpose of the engine’s cooling system is to remove the heat in proper quantity from the engine to environment timely according to the change of engine’s working condition by radiator, to keep the engine operating at its most efficient temperature. The design of a cooling system is reasonable or not can greatly affect the engine’s working efficiency and it’s operating life.Therefore, this paper takes a Vaccae model as an example, discusses the design and check of cooling system.

cooling system; radiator; matching; check

U462.2

A

1671-7988 (2017)21-63-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.21.023

CLC NO.: U462.1

A

1671-7988 (2017)21-63-05

佟杰（1982-），女，助理工程師。就職于安徽江淮汽車集團股份有限公司。