冷却设计

关键词：蒸发

冷却设计（精选十篇）

冷却设计篇1

蒸发冷却器是利用热湿交换原理进行直接蒸发冷却降温的节能产品。蒸发冷却器使用循环水进行直接蒸发冷却降温, 与大型空调机组配套使用;是针对干热、温差较大及缺水地区而设计的, 主要用于核电、火力发电企业的设备降温。蒸发冷却器夏季用于室内降温, 可起到既节能又降低运行费用的目的。本文以三门核电一期工程蒸发式空气冷却机组JDK55蒸发冷却器为例, 介绍蒸发冷却器的设计方案, 包括设计计算、产品特点和日常维护等。

2 蒸发冷却器计算

2.1 设计工况

JDK55蒸发式空气冷却机组:风量55000m3/h;蒸发冷却器进口干球温度32℃, 相对湿度68%;蒸发冷却器出口干球温度27.5℃, 相对湿度92.5%;要求蒸发冷却器饱和效率η>90%。

2.2 理论计算

(1) 加湿量计算 (见图1) :查焓湿图:t1=32℃, d1=20.47g/kg·干空气, h1=84.73kJ/kg·干空气, t2=27.5℃, d2=21.55g/kg·干空气, h2=82.76kJ/kg·干空气, tmax=27℃, dmax=22.62g/kg·干空气。

含湿量=d2-d1=21.55-20.47=1.08g/kg·干空气

则JDK55蒸发式空气冷却机组加湿量=55000×1.2×1.08/1000=71.28kg/h

(3) 冷量:△h=h1-h2=84.73-82.76=1.97kJ/kg·干空气

则JDK55蒸发式空气冷却机组冷量=55000×1.2×1.97/3600=36.12kW

1.循环水泵 (双) 2.PLC变频电控箱3.温湿度外控信号4.智能电子除垢自清洗水过滤器5.喷雾系统流量调节阀6.喷雾系统7.湿膜系统8.进水阀9.进水过滤器10.快速补水电磁阀11.补水浮球开关12.溢水口13.地漏14.排水电磁阀/泵15.液位差控制器16.过滤网17.电导率检测装置18.水泵液保护开关19.水泵流量调节阀装置20.水温检测装置21.流量开关22.压力表

(4) 补充水量:上述设计工况需要用减焓加湿降温方式, 即采用进排水混合降水温的方式, 可根据水温值来自动调控:排水电磁阀或排水泵, 来保证降温要求。

为维持降温所需的水温, 必须定时排走一部分水。假设给水温度20℃, 进风温度32℃, 每小时应排走水箱内定量的水约300～500kg/h。

补充水量=加湿量+排水量

则JDK55蒸发式空气冷却机组补充水量=71.28+300=371.28kg/h

2.3 降温焓湿图 (如图1)

这里t1-t3-t4-t2′围成的区域为等焓加湿区域。

进口干球温度32℃, 相对湿度40%～68%

查焓湿图:t1=32℃, d1=20.47g/kg·干空气, h1=84.73kJ/kg·干空气, 相对湿度68%;t2=27.5℃, d2=21.55g/kg·干空气, h2=82.76kJ/kg·干空气, 相对湿度92.5%;t2′=27.5℃, d2′=22.32g/kg·干空气, h2′=84.73kJ/kg·干空气, 相对湿度95.7%;tmax=27℃;t3=32℃, d3=11.88g/kg·干空气, h3=62.72kJ/kg·干空气, 相对湿度40%;t4=22℃, d4=15.94g/kg·干空气, h4=62.72kJ/kg·干空气, 相对湿度95.9%;其中t1-t2′为等焓线, t3-t4为等焓线。

看图得出t1-t2为减焓加湿线。当混水温度小于湿球温度时, 这一过程即为减焓加湿过程。

2.4 蒸发冷却器选型

为保证蒸发冷却器饱和效率>90%, 采用复合加湿降温方式:刺孔不锈钢湿膜 (填料) 300mm+单排喷雾+挡水板结构。蒸发冷却器结构布置图如图2;蒸发冷却器水电系统图如图3。

3 蒸发冷却器设计原理和产品特点

此直接蒸发冷却器是专为国内外干热地区电站、核电站行业设计制作的, 是利用热湿交换原理与金属导热原理进行直接蒸发冷却降温的节能产品。该机组使用循环水进行直接蒸发冷却降温, 与大型空调机组配套使用;是针对干热、温差较大及缺水地区而设计的, 主要用于核电、火力发电企业的设备降温, 经济、节能、实用。夏季用于室内降温, 起到节能又降低运行费用的目的。蒸发器主体结构及框架全部采用不锈钢材料, 保证不霉变、高寿命, 且易反复清洗, 采用复合加湿降温方式, 饱和效率≥90%, 远期运行可靠性好。

在此项目中, 我们采用低温混合水的传导降温与等焓加湿冷却相结合的方式-减焓冷却降温方式。

减焓冷却降温实施方法:主要是通过水箱内的水温传感器检测水温, 当温度高于设定值时, 排水电磁阀排掉水箱内部分水, 补充低温水, 利用供水温度低 (约20℃以下) 与原水箱内水混合后达到设定值, 再利用不锈钢湿膜独特的良好导热性能, 使喷雾水及湿膜表面循环水温度维持在20℃～26℃范围内, 直接对空气进行冷却降温, 此种方式为直接传导冷却与等焓加湿复合方式。即使在极端气候条件下, 也可确保冷却器的降温效率。

4 蒸发冷却器产品特点

(1) 采用复合加湿蒸发降温方式:即采用不锈钢刺孔湿膜+喷雾+挡水板结构方式。较传统单一湿膜蒸发冷却器, 增加了喷雾横向布水并延长了有效气化热湿交换距离, 既解决了高风速迎风无水, 又解决了金属膜不吸水的弱点, 进而提高了综合饱和效率 (≥90%) 。

(2) 采用特殊结构的铝合金大沟槽 (15mm) 挡水板 (≥4m/s) , 使高风速空调的占空距离大大减小, 过水率小于0.3g/kg。

(3) 主体结构全部采用不锈钢材料, 高寿命、不霉变, 可重复清洗寿命最高达40年。

(4) 蒸发冷却填料采用专利刺孔结构, 利用水的张力浸润原理, 穿透浸润, 提高了饱和效率, 冲孔可减小风阻。

(5) 采用高效雾式过滤旋转防堵双雾头, 可任意调节喷雾方向, 缩短布水范围与汽化距离;在动态风速下, 保持雾粒充满加湿段, 起到加湿、清洗净化作用。快速可换, 防阻塞, 易清洗。

(6) 双可靠性设计: (a) 进水采用粗过滤器, 出水采用智能电子刷式自清洗装置, 便于维护有效保证喷雾孔不堵, 喷雾头采用细滤等多级过滤方式, 维护清洗方便, 远期运用可靠。 (b) 针对水箱小, 供水大的瞬间供水保证要求, 采用电控式防水波动装置设计与低水位无水保护设计。 (c) 水路采用无水检测装置, 确保水泵在粗过滤堵塞清理的工况下, 水泵安全运行。 (d) 用帽式溢流装置代替反水弯, 防止高水位溢出。 (e) 针对冷却段较短的局限, 采用旋转双喷头, 以利于雾粒分布均匀, 缩短汽化与横向布水距离。

(7) 采用进口PLC控制柜, 全自控, 屏幕可显, 可远程控制, 安全可靠。

(8) 采用温度传感器控制排水可调, 手动与自动控制。

(9) 主体结构采用不锈钢设计, 高寿命。

(10) 设有独特防侧过水设计, 防水箱搜风带水设计。

(11) 水箱采用厚度2mm不锈钢焊接, 水箱内安装有机械浮球自动补水机构与快速补水电磁阀、防水位波动及保护水泵的液位控制器。确保动态条件下的远期无人值班安全运行。

(12) 水泵为多级离心式管道泵, 进口德国WILO品牌, JDK150机组采用湿膜供水及喷雾供水泵各一台, 保证足够使用流量及压力。

(13) 流量检测装置。在水泵出水管路中安装流量检测装置, 随时检测出水压力, 避免水泵由于进水口过滤网堵塞等问题, 使泵产生空转而烧损水泵。

(14) 水泵设有流量调节分路及反冲洗装置, 以变调节喷雾量及清洁水箱内一级过滤网, 延长清理时间。

(15) 在等焓加湿降温的设计上, 又增加了减焓冷却降温方式, 水箱设置排水电磁阀及水温传感器, 当水温超过设定值时, 自动排放水, 并且同时补充外部低温水, 把水温控制在20℃-26℃范围内。

(16) 智能电子除垢自清洗装置。具有对原水进行过滤并自动对滤芯进行清洗排污的功能, 且清洗排污时系统供水不间断。清洗方式简单, 且清洗循环电子监控, 可实现自动清洗排污。全自动自清洗过滤控制系统中的各参数均可调节。

(17) 电导率检测装置能随时检测水箱内的水质导电率, 检测水质水垢指标, 并根据设定值实现自动调节水箱内水质的导电率, 防止水垢积附在喷雾系统内, 造成喷头堵塞及减少湿膜及挡水板的表面结垢。

5 蒸发冷却器日常维护

(1) 清洗部件:水箱内过滤器正常情况下每半月清理一次;如果水质较差, 应一周或更短时间清理一次;清理时, 反旋开快拧接头, 过滤器托盘取出, 冲洗里面的杂质或沉淀物;或用备件更换使用;未装过滤器, 严禁开机, 以防供水泵堵塞无法使用;蒸发冷却器如长时间停用, 应把水箱内水排空, 以免水变质;水箱底及箱壁:每半年一次或视实际工况定;蒸发器湿膜、挡水板等需3～5年清洗一次, 用外接自来水或高压泵水枪冲刷。

(2) 清洗水箱办法:打开进水开关阀处的放水开关, 可接入冲洗软管, 放水刷洗, 或用专用清洗自吸泵 (自备) , 置于水箱中清洁冲刷、抽吸、排放, 反复几次, 干净为止或用高压水冲洗即可;

(3) 地区性水质差解决办法:加软化水装置即可解决, 可与厂家检测并选购。

(4) 循环水变质解决办法:加大排水比例 (>15%) ;采用高频电极软水器, 安装在喷雾回水旁通管上即可 (可向厂家选购) , 水箱长时间停用则排空并清理污物, 及时用清水清洗。

(5) 过水解决办法 (应严格预先做好密封, 以防为主) : (a) 拦水板下边水箱出风面过水解决办法:湿膜:减少后排膜供水量, 适当关小每块膜右侧水量调节阀;喷淋:减小供水量增大卸流量, 调整旁通阀, 压力表显示0.2～0.25MPa。 (b) 水箱侧底边 (角) 有飞沫现象解决办法 (>4m/s风速, 易产生此现象) :预先在水箱左右两侧加装L型侧封板;外形尺寸视情况由安装方自定, 可与厂家咨询。 (c) 水箱水质原因:水质浓度变化或残留清洁剂易产生的飞溅泡沫解决方法是换水、定期清洗。 (d) 调整水位方法:水位降低不得超过70mm;

冷却设计篇2

v 处理能力：

6×104吨/年 v 煤油：入口温度120 ℃，出口温度40 ℃ v 冷却介质：循环水，入口温度30℃，出口温度40℃ v 每年按330天计，每天24小时连续运行换热器简介换热器是化工、石油、食品及其他许多工业部门的通用设备，在生产中占有重要地位。由于生产规模、物料的性质、传热的要求等各不相同，故换热器的类型也是多种多样。

工业上最常见的换热器是间壁式换热器。根据结构特点，间壁式换热器可以分为管壳式换热器和紧凑式换热器。

管壳式换热器包括了广泛使用的列管式换热器以及夹套式、套管式、蛇管式等类型的换热器。其中，列管式换热器被作为一种传统的标准换热设备，在许多工业部门被大量采用。列管式换热器的特点是结构牢固，能承受高温高压，换热表面清洗方便，制造工艺成熟，选材范围广泛，适应性强及处理能力大等。这使得它在各种换热设备的竞相发展中得以继续存在下来。

使用最为广泛的列管式换热器把管子按一定方式固定在管板上，而管板则安装在壳体内。因此，这种换热器也称为管壳式换热器。常见的列管换热器主要有固定管板式、带膨胀节的固定管板式、浮头式和U形管式等几种类型。

列管式换热器又称管壳式换热器，在化工生产中被广泛使用。它的结构简单、坚固、制造较容易，处理能力大，适应性能，操作弹性较大，尤其在高压、高温和大型装置中使用更为普遍。

换热器选择原则：通常需要在了解各种换热器的结构、特点与用途的基础上，根据生产工艺要求，通过计算，选用适当的换热器。

完善的换热器在选型设计时应满足以下各项基本要求：

（1）合理地实现规定的工艺条件（2）安全可靠（3）有利于安装、操作与维修（4）经济合理确定设计方案选择换热管的类型两流体温度的变化情况：热流体进口温度120℃ 出口温度40℃；

冷流体进口温度30℃，出口温度为40℃，该换热器用循环冷却水冷却，冬季操作时，其进口温度会降低，考虑到这一因素，估计该换热器的管壁温度和壳体温度之差较大，因此初步确定选用列管式换热器。

流动空间及流速的确定由于循环冷却水较易结垢，若其流速太低，将会加快污垢增长速度，使换热器的热流量下降，所以从总体考虑，应使循环水走管程，煤油走壳程。

选用Φ25mm×2.5mm的碳钢管，管内循环水流速取1m/s。

工艺计算及主体设备设计组分物性参数煤油、水在定性温度下的物理特性参数项目温度0C 密度（g/cm3）黏度(10-4Pas)比热容()执导率()入口出口煤油 120 40 825 7.15 2.22 0.14 冷却水 30 40 993.9 7.225 4.17 0.626（一）、定性温度，按单管程,多壳程计算,有:。

温度差较正系数ψ 查上图得温度较正系数，故:（二）、计算热负荷: 由此可得：

（三）、估算传热面积A估: 据书表4－7数据初选传热系数，则传热面积（四）、试选型号: 为避免冷却水结垢，需要提高冷却水的流速，故应让水走管程，煤油走壳程。

取管内水的流速，传热管为的碳钢制管，其内径d1=0.02m，d2=0.025m。

估算单程管子根数为：。根据传热面积A估估算管子长度。

若用4管程，则每根管程长选用L=6m。，根据以上数据初选浮头式列管换热器型号为:AES-500-1.6-53.7-6/25-4 I。

其中管总数116根，每管程的管数为n=116/4=29根;管中心距t≥1.25d2≈32mm，故取t=32mm ；

正方形错列，壳体内径为DN＝500mm，取折流挡板间距h=250mm，传热面积A选＝53.7m2。

（五）、校核总传热系数: ² 管程对流传热系数管内冷却水流速: ² 壳程对流传热系数: 壳程最大流通面积: 煤油流量: 正方形排列的当量直雷诺数：

普朗特数：

由此可得传热系数为：

² 总传热系数：

取污垢热阻。碳钢的执导率，则：

² 传热面积：，与原估计值基本相符。，即传热面积有19.9%的裕量。

计算表明所先换热器规格可用。

设计结果概要此次根据设计任务的要求选用的是AES－500－1.6－53.7－6/25－4 I较高级冷拔换热管，其具体参数见下表：

公称直径DN/mm 管根数管程流通面积/m2 管长L/m 传热面积A/m2 中心排管数管程数 500 116 0.0053 6 53.7 9 4 AES－500－1.6－53.7－6/25－4 I列管换热器工艺参数设计结果一览表：

项目计算结果管程壳程物料组分冷却水煤油质量流量q(kg/s)8.95 2.1 流速U(m/s)0.989 0.093 雷诺数Re 27207.4 2897.3 普朗特数Pr 4.82 11.34 污垢热阻Rd(m2∙k/W)0.000344 0.0000172 传热系数α(W/m2∙k)4767 336 总传热系数K 255.8 W/m2∙k 传热面积A 44.8 m2 裕度 19.9% 由上表数据可知，本设计中选用的AES－500－1.6－53.7－6/25－4 I换热器可达到工艺标准要求。

综述：

在工程应用中,qv由生产任务决定,u由经济权衡决定。对本次课设任务而言，要想增大传热系数，在具体操作时，可通过减少金属壁、污垢及金属侧流体等热阻中较大者的热阻来。当金属壁很薄，其热导率较大，且壁面无污垢时，则减小两侧流体的对流热阻就成为强化传热的主要方面。若两侧液体的对流传热系数α相差较大时，增大小者对提高K值、增强传热最有效。本次设计任务可通过适当增大冷却水的流速，或者在管内插入旋流元件或者增大传热面的表面积来强化传热效果。

课程设计不仅仅考察我们对换热器传热过程基本计算的掌握情况，同时要求我们对整个传热流程有一个系统性的认识，是对我们课堂知识的一个扩展和深化，将传热的原理，换热器的工作原理和具体情境中的工艺条件的影响，以及生产成本等诸多信息进行整合进行设计对我而言是一次综合性的锻炼。

冷却设计篇3

（吉利汽车研究院有限公司，杭州 311228）

近年来，节油、低排放等成为汽车消费的重要指标，混合动力汽车适应这种节能与环保的要求，正日益成为汽车发展的前沿方向。

不同于传统汽车对发动机或者自动变速器进行冷却，混合动力汽车还需要对电机控制器、动力电池等新增零部件进行冷却。由于同时装有发动机和电动机两种动力装置，在不同的运行工况下，两种动力装置运行的状态不同，对冷却的需求也不同。各个关键零部件对工作温度的要求不同，表1列出了各热源的目标工作温度。

按照表1所示，各大热源的目标控制温度相差较大，不能共用冷却系统，相比传统车而言，需要增加三套冷却系统，此外由于动力电池的冷却采用风冷，具有不同冷却原理。本文中将对发动机、电机控制器、动力合成箱等冷却进行较为详细讨论，动力电池的冷却只做部分介绍。

1 深度混合动力汽车系统分析

1.1 车辆运行工况以及相应的冷却系统分析

混合动力汽车采用发动机和电动机双动力源的结构方案［1］，典型工况包括正向行驶时，纯电动、发动机驱动、混合驱动、制动等动力模式；逆向行驶除电量不足时采用混合动力，一般为电动模式；滑行时，动能回收，具有为电池充电的动力模式；冷却系统工况分析如下。

（1）纯电动模式。在冷启动、怠速以及小负荷工况下，混合动力汽车以纯电动动力运行，发动机不参与驱动，不需要冷却；电机运行输出动能，控制器运行，需要进行冷却；动力合成箱传动输出能量，需要冷却。

（2）混合动力模式。中等负荷时，开始转变为混合动力驱动，发动机启动，耗散热能开始产生，冷却系统需要开始参与运行；电机持续运行输出能量，控制器部分需要冷却；动力合成箱传动输出能量，需要冷却。大负荷以及加速运行时，发动机与电机都有动力输出，动力合成箱传动输出能量，各部分都需要冷却。电量不足时，发动机输出动力，需要冷却；电机开始充电，电机控制器运行，需要冷却；动力合成箱传动输出能量，需要冷却。

（3）制动、滑行模式。制动、滑行时回收能量，发动机不输出动力，并将动能尽快转化为电能，不需要冷却；但是如果发动机不断油，则需要冷却。此时电机变为发电机，能量回收至电池，电机控制器需要冷却；动力合成箱传动输出能量，需要冷却。

实际车辆运行时，路况具有复杂性，热量的传导存在时间累积，运行模式会频繁转化，如果采用热量来进行计算将会很不方便，按照需要散热的功率来计算分析，问题将会得到简化。

1.2 系统特点

通过分析整车运行工况可以得出冷却系统具有下面几个特点。

（1）混合动力汽车冷却系统应该具有分别满足发动机、电机控制器、动力合成箱等的冷却要求的冷却系统，这三个冷却系统具有独立的动力源（泵）和循环流。

（2）发动机、电机控制器、动力合成箱各一套独立的冷却系统，各系统按需调节冷却流量，相对共用冷却系统更节能。

（3）多套系统控制难度增加。同时因发动机、电机控制器、动力合成箱布置在整车机舱中，散热器集中在机舱前端布置，对机舱布置要求较高。

（4）电池系统因工作温度接近乘员舱温度，采用乘员舱抽风冷却，布置便利。

1.3 系统原理与组成

基于上述特点，可设计如图1所示的整车冷却系统原理图，将发动机、电机控制器、动力合成箱的散热器通过可靠的连接组合成一个部件，布置在传统车辆散热器的位置。

图1所示发动机部分由发动机、散热器、水泵、水壶、压力阀、进出水管等构成一个独立的循环流，介质是按照体积比50：50配成的水和乙二醇的溶液。

电机控制器部分由电机控制器、散热器、电子水泵、膨胀水壶、进出水管等构成一个独立的循环流，介质是按照体积比50∶50配成的水和乙二醇的溶液。

动力合成箱部分由动力合成箱、散热器、油泵、进出油管等构成一个独立的循环流，介质是ATF（DX-Ⅵ）冷却油。

动力电池的冷却采用鼓风机风冷的方式，布置在后行李舱中。

2 设计计算

2.1 发动机部分的计算

混合动力汽车动力模式的结构方案表明，它的发动机的运行只是在某些时候才需要散热，相比于传统车散热需求量应该是较小的，例如，对于某款1.8 L汽油发动机，当其使用在传统车上时散热需求是70 kW，而当其作为混合动力使用时，它的散热功率需求大约是51 kW。

2.1.1 冷却液总量的计算

发动机应用于混合动力时，散热器水室及管带中冷却液的体积应该能够完全满足极端工况下的热量交换需求以及水泵的最小循环水量，经过计算其体积大于3 L时能够满足要求，实际样件的水室容积在4 L，水壶的最小容积应达到900 ml。

2.1.2 水泵的设计计算

水泵是以发动机为动力源，运行情况取决于发动机的传动比，因此功耗是发动机的部分效能，此处计算的水泵的功耗大约是2 kW，流量范围可以调整，计算时取60 kW，其最低扬程应能够满足驱动最低要求，计算时取0.15 bar。

2.1.3 散热器的设计计算

管带式散热器管带结构如图2所示，散热的机理是当冷却液在循环的闭式管路中流动时，在外界的空气以及风扇的作用下，吹向散热器管片的冷却空气与需要冷却系统损耗的热量发生热交换［4］，这个过程主要是在管带壁和散热片上进行。

散热器的散热能力［2］通过散热系数来评价，受散热器管片结构、水管中水流速度、通过散热器的空气流速、管片的材质及制造质量的影响，其值可以通过试验获得，实际散热器样件的管带宽度为18 mm，管带间距15 mm。

迎风面积是散热器全部处于风扇的热交换区域的面积，试验获得的散热系数包含了散热表面积转化为迎风面积的比例因子，因此通过下式计算获得的值将是散热器实际散热迎风面积［2］:

式中：KR为散热系数，一般取 0.069～0.117 kJ/m2·s·℃；Δt为散热器中冷却液和冷却空气的平均温差。

式中：tw为冷却液的平均温度为冷却空气的平均温度为散热器的进水温度，取标定工况发动机的出水温度时82～95℃；ta1为散热器冷却空气的进口温度，取40℃；Δtw为散热器的进出口温差，也即冷却液在发动机中的允许温升，取6～12℃；Δta为散热器冷却空气的进出口温差，取10～30 ℃。

经过计算可知散热器极端工况下的迎风散热面积是0.003 2 m2。相比发动机应用于传统车时的散热面积缩小了0.001 2 m2，实际制作散热器时的几何面积则不应小于此面积值。

2.2 动力合成箱部分的计算

与传统发动机变速箱不同，混合动力汽车动力合成箱集成了电动机及变速传动机构。发动机模式动力输出时，动力经由发动机飞轮输入，在齿轮间变速传动，最后经由输出轴输出，传动的损失能量与输入能量按照传动级数降低，转化为热能，需要进行冷却。电动模式的动力输出时，电机电能转化为机械能经输出轴输出，同时释放部分热能，需要进行冷却；制动或者滑行时，机械能回收转变为电能存入动力电池，这个过程也存在热能损耗；需要进行冷却。

2.2.1 动力合成箱热量计算

对于动力合成箱需要散热的热量来源分析结果表明，直接计算需要冷却的热量，难度很大，但是另一方面所有的热量全部等效的传递给冷却油液，假设单位时间内冷却系统散热量Qh使得油液温度上升Δt。因此：

式中：qf为流量，试验中测得流量为即0.6 m2/h；Cf为油比热容，计算时取 2.1 kJ/（kg·K）；ρf为油密度，计算时取 0.865×108kg/m2；Δt为进出油口温差，试验中控制Δt为10℃。

这样得到的动力合成箱中需要散热的热量是需要满足流量和温差要求的，具有一定的局限性，计算得到是单位时间内需要散热的热量，即散热功率是3.028 kW。

2.2.2 油泵

油泵是动力合成箱部分冷却系统的动力源，电源是动力电池，其电压300 V，流量0.6 m3/h。

系统介质ATF（DX-Ⅵ）同时是润滑油，冷却时温差10℃以上可满足散热要求，入口压力0.15 MPa，扬程 0.5 MPa。

油泵功耗可以按照公式Ph=U·I计算，按照流量为0.6 m3/h时的电流计算，功耗是0.3 kW。

2.2.3 散热器的设计计算

动力合成箱冷却系统的散热器是以铜管作为介质进行热传导的，热导动力是散热器内的油与外部冷却液的温差，热传导进行时热量先传到散热器管筒，再传到外部的冷却液。这种散热方式要求其散热器具有较大的热传导系数、表面积以及较小的厚度，对于实际零件厚度不变，在能够取得最佳的水浸冷却效果的情况下，其外径还必须小于电机控制器散热器水室截面。

关系式V=q·t表明液体的体积可以通过流量和时间获得，假定一定时间内流动液体的热量全部传导到管筒上，即 C1V1ρ1=C2V2ρ2，那么：

式中：C1为铜的比热容，0.39 kJ/kg℃；ρ1为铜的密度，8.96×102kg/m2；C2为油的比热容，2.1 kJ/（kg·K）；ρ2为油的密度，0.865×103kg/m2；q2为油的流量，计算时取10 L/min。

式（4）表明，以某一典型流量值在单位时间（取1分钟）内通过的体积值与铜管散热器的体积成一定的比例关系，计算得到铜管体积是0.005 2 m3，如果外径取φ16 mm，壁厚1 mm，铜管长度达到51 mm时，它的内径表面积达到0.002 2 m2，外径表面积达到0.002 6 m2。

事实上，铜的导热系数是401 w/m℃，在1分钟的时间内传导过1 mm的铜管时，如果长度超过51 mm，它即具有充分的散热能力。

2.3 电机控制器部分的计算

混合动力汽车增加的电机控制器是控制电动机的电机模式或者发电机的发电模式转换，即电能的输出与存储之间转换，存在瞬时极大电流，伴随产生热量，这一部分的热量对于电机控制器具有不良的影响，需要进行冷却。

2.3.1电机控制器的热量计算

混合动力汽车运行时动力模式的切换取决于路况。按照电学能量守恒原理，电能转化为机械能输出时产生较大的热量损耗Q，是输入电能的部分转化效能，相对于输入电能存在损耗因子φ，大约是0.15～0.25；当机械能转化为电能存入电池时也存在热量损耗，它是机械能的部分转化效能，相对于机械能存在损耗因子τ，大约是0.15～0.25；能量的转化都与路况表现出函数关系，冷却系统需要进行冷却的热量即：

散热器恶劣工况需要它具备能量储备，取储备系数ω为1.15～1.25，则此即为需要散热量：

按照上述关系式，以及车辆运行工况的功率要求，需要散热器的散热功率大于4.06 kW。

2.3.2 水壶储水量

这里可以通过热量平衡关系估算总的冷却液的体积［6］是：

式中：Δte为冷却液在发动机中循环时的允许温升，一般取6～12℃；γw为冷却液的密度，取近似值1 000 kg/m2；Cw为冷却液的比热容，可取 4.2 kJ/（kg·℃）。

计算得到该系统的热平衡循环水流量是160 ml，系统最小储水量由此可以确定。

2.3.3 电子水泵

电子水泵的电压采用12 V电压（电压范围8～12 V），流量21 L/min。水泵扬程应该达到0.6 bar。冷却剂是体积比50%水+50%乙二醇溶液，温度-40～128℃，功耗应该按照水泵功率来计算，大约是0.3 kW。

2.3.4 散热器面积

这部分的散热器的特点是其水室中夹带了动力合成箱的散热器，因此按照公式计算时，Qmax的值应该是电机控制器散热器需要耗散热量的功率和动力合成箱需要耗散热量的功率的总和。

计算所的散热器的面积大约是0.112 m2。

2.4 电子风扇的设计计算［2，3，5］

台架试验时，可以通过一定的空气量与空气流速，按照SR=Va/μa来计算散热器的迎风面积SR，式中：Va为冷却空气的需要量m2；μa为散热器正面积的空气流速m/s，与前述散热器的散热面积比较，校核散热器的面积是否满足要求。

计算时取冷却空气体积为100 L，空气流速10 m/s，得到散热面积0.01 m2。与之前计算值相比较可知，该电子风扇能够满足散热时的冷却空气需求量。

3 最终方案及试验验证

3.1总布置方案

混合动力汽车的总布置设计时需要满足上述的散热特点，各个零部件在机舱内布置时，安装、维护应该方便，不影响其他功能件的使用。

由于发动机运行工况改变，散热需求减少，散热器面积减少0.001 2 m2；而电机控制器新增需求0.112 m2，因此开发新的集成型散热器，如图1所示结构，布置在原散热器位置。散热器本身采用上下结构，上半部分水流横向流动，水室在左右两侧，下半部分纵向流动，水室在上下位置。

实际样车制作时将电机控制器散热器独立布置在发动机、动力合成箱散热器总成的前方，管路独立。动力电池冷却系统独立布置在后行李舱中。

3.2 试验验证

按上述方案搭建动力总成试验台架，并组装样车，进行标定及可靠性试验。如图3、图4所示。

目前已完成整套混合动力系统进行了400 h台架可靠性试验和整车实车运行15 000 km标定，冷却系统在试验中正常运行，能够满足各热源的散热要求。

4 结论

上述的设计过程提供了一种比较成功的设计方法，所得的相关数据已应用于某款混合动力汽车上，台架试验和路试表明，冷却系统能够满足整车运行要求。

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磨机支承润滑装置冷却设计选型篇4

在磨机运转过程中, 磨机滑环和滑履瓦之间的摩擦会产生热量, 同时, 粉磨产生的热量也会通过筒体滑环传递到滑履瓦。为降低此热量, 往往给磨机配备稀油润滑站供给冷却润滑油, 从而实现润滑和冷却的目的。但润滑油流量等参数一般都是根据经验选择, 且由于粉磨的物料以及工艺差异, 同规格的磨机在不同工厂应用状况往往不同, 参数难以确定, 所以在工厂内时常发生由于滑履瓦过热, 影响磨机正常运转的情况。实践证明, 影响滑履瓦发热的因素除设计是否合理、接触是否良好外, 润滑站的选择是否合理也是一个极其重要但却容易被忽视的因素。针对这种情况, 找到一套正确选择磨机滑履轴承润滑装置参数的方法十分必要。

2 磨机滑履轴承润滑装置冷却器参数计算

主轴承是管磨机主要部件, 磨机的无用功主要消耗在主轴承的摩擦上, 约占磨机总能耗的10%以上, 摩擦造成磨机运转中轴瓦温度升高, 影响磨机的安全运转。管磨机的主轴承主要分两类, 一种为中空轴型式, 另一种为滑履轴承型式。由于磨机的大型化, 目前ϕ3.8m以上磨机往往采用滑履轴承型式的主轴承, 而滑履瓦温度过高, 往往超过80°C, 成为了影响磨机运转率的主要故障点, 如何解决这个问题, 是实现磨机高运转率的关键。在传统的设计中, 往往缺少详细的计算, 无法选择正确的轴承润滑装置, 及时冷却磨机轴承。针对此现象, 我们研究出了以下计算方法。

影响磨机滑履瓦温度升高的主要因素包括滑环和滑履瓦摩擦产生热量及磨机筒体滑环传热。下面以目前常用的ϕ4.2m磨机滑履轴承为例进行相关计算。

2.1 热平衡计算

已知该磨机运转中每个滑履瓦的载荷为1 460k N, 根据统计测量结果, 滑环部位温度在70~80°C左右, 相比磨机出口水泥温度一般低15~30°C左右, 靠接触方式传热给滑履瓦。

以润滑油流入滑履瓦和流出滑履瓦为界限进行滑履轴瓦工作时的热平衡计算:

式中:

Fr——滑履瓦径向载荷, k N, Fr=1 460k N

f——轴承的摩擦系数, 即润滑油的内摩擦系数, 滑动轴承液体摩擦系数在0.001~0.01, 取f=0.01

V——轴颈圆周速度, m/s

α——滑履瓦的导热系数, W/m·K, 50℃时, α=50.6W/m·K

h——滑履瓦厚度, m, h=0.066m

th——滑环温度, ℃, 取th=80℃

tb——滑履瓦内壁温度, , 取tb

c——润滑油的比热, J/kg·℃, 对于矿物油, c=1 900J/kg·℃

ρ——润滑油的密度, kg/m3, 对于矿物油, ρ=850~900kg/m3

Q——润滑油的流量, , 该磨机选配润滑站, 对应每个滑履瓦Q=0.04m3/min=0.000 667m3/sJ/m2·℃

Ks——瓦体的散热系数, J/m2·℃, 按照散热条件考虑, Ks=80J/m2·℃

A——滑履瓦轴承体散热面积, A=0.908 6m2

t0——润滑油的出口温度 (出口温度≯60~70℃) , ℃

t1——润滑油的入口温度 (应在30~40℃之间) , ℃, 取t1=40℃

αw——水对滑履瓦的平均对流传热系数, W/m2·K, 水强制对流时, α=1 000~15 000W/m2·K。由于冷却水在瓦内的流动速度很低, 取αw=1 000W/m2·K

Aw——滑履瓦内腔过水冷却面积, m2, Aw=1.09m2℃=25℃

tw——冷却水流入温度, , tw

则:

通过以上计算可以看出, 润滑油出口温度t0符合要求, 磨机的结构设计及润滑油流量的选择合理。滑履瓦尺寸见图1。

2.2 冷却器散热面积计算

根据出口温度, 核算润滑站冷却能力, 润滑油的热负荷:

式中:

Q——润滑油的流量, Q=0.000 667m3/s

ρ——润滑油的密度, 对于矿物油, ρ=850~900kg/m3=1 900J/kg.℃

c——润滑油的比热, 对于矿物油, c

T1——润滑油进口温度, T1=t0=56.32℃

T2——润滑油出口温度, 取T2=40℃

则:

热交换面积计算:

式中:

k——传热系数, 与换热器结构型式有关

通过计算可以看出, 该磨机配置的润滑装置, 如采用管式冷却器, 换热面积应该在13m2以上。常用换热器型式计算所需的换热面积见表1。而有些润滑站生产厂家的冷却器标准配置的换热面积是8m2, 甚至6m2, 这样的配置可以满足承载力引起的发热冷却。但在一些入磨物料温度较高或环境温度较高地区, 因磨内隔热处理不到位造成磨机筒体滑环温度过高, 磨机超载运行的情况下, 冷却能力明显不足, 从而导致因滑履瓦过热影响磨机正常运行的情况时有发生, 这时现场不得不增加冷却器。

3 结语

经过多台磨机的实际运行情况验证, 按照本文方法配置润滑站冷却器后, 在磨机设计工况运行、滑履瓦接触合格情况下, 滑履瓦均未发生过热现象。

摘要：本文介绍了磨机滑履轴承润滑装置选择的重要性, 并以ϕ4.2m磨机滑履轴承为例, 详细介绍了滑履轴承润滑装置冷却设计选型方法。实践证明, 采用此方法设计的滑履轴承在磨机设计工况运行、滑履瓦接触合格的情况下, 没有发生过热现象。

冷却设计篇5

n（1）冷却塔应布置在环境清洁、气流通畅、通风良好、远离高温的地方，以确保其冷却效率，

n（2）多台冷却塔并联使用时，冷却塔之间应设连通管或共用连通水槽，以避免各台冷却塔补水和溢水不均匀，造成浪费，

工程

连通管的管径宜比总回水管的管径放大一号，且与各塔出水管的连接应为管顶平接。冷却塔的自来水总进水管上应设置水表。

冷却设计篇6

关键词：冷却塔；内压；三维效应；风洞试验；设计取值

中图分类号：TU311.3；V211.7文献标识码：A

为实现循环水的冷却，冷却塔风筒顶部敞开，底部由人字柱支撑而形成风通道，故内表面也受到风荷载作用.相对外表面风荷载而言，有关冷却塔内表面风荷载的研究成果较少，中国规范也未对其取值作出相关规定，但明确指出在进行塔筒局部弹性稳定性验算时必须要考虑内压产生的应力[1-2].研究表明[3]，考虑内压效应后，环向压应力增大，结构的整体稳定性与局部弹性稳定性降低，这一趋势可能随着冷却塔高度的增加而更加显著.

孙天风等[4]通过对茂名冷却塔的实测研究发现强风作用下的内压并非沿环向均匀分布；Kasperski等[5]通过风洞试验发现内压沿环向和高度均匀分布，压力系数值接近-0.50；李鹏飞等[6]的风洞试验结果表明内压基本均匀分布，但大小与填料层透风率密切相关；张陈胜[7]和沈国辉等[8]通过CFD方法对内压分布进行了研究，结果表明内压沿高度和环向变化明显；鲍侃袁[9]通过CFD数值模拟发现塔底尾流区内侧风压急剧减少；余关鹏[10]和沈国辉等[11]通过风洞试验发现内压在底部180°圆周角急剧减少.此外，一些学者认为内压沿环向、高度不变，根据经验假定它为某一数值，例如，Diver[12]认为内压压力系数为-0.40～-0.50，Sollenberger等[13]认为取值为-0.40，Scanlan等[14]在由内外压差实测数据获得外表面风压系数时取内压为-0.40，Kawarabata等[15]认为实际设计中内压可取为-0.45.由以上综述可以看出，虽然一些学者认为内压沿环向、高度不变，但也有研究结果（包括实测、数值模拟和风洞试验）表明内压沿高度变化，沿环向分布也并不均匀，内压的分布特征及其取值尚无统一认识.此外，已有研究大多在20世纪70，80年代进行，研究对象高度大多在100 m左右[16-17].

随着中国电力事业的发展，中国冷却塔高度即将突破200 m的世界纪录，此类特大型冷却塔设计的风荷载取值既无规范指导，又无实际工程经验借鉴，因此亟需开展内压相关研究.本文以中国某核电站拟建的220 m高双曲冷却塔为例，通过风洞试验的同步测压技术获得其内表面的风压系数，对该塔的内表面风荷载三维效应进行了分析，最后采用有限元方法对其内表面风压设计取值的简化方法进行了分析.研究成果可为此类巨型冷却塔内表面风荷载取值与中国相关规范的修订提供参考和依据.

1风洞试验概况

1.1试验模型

某核电站拟建冷却塔淋水面积为20 000 m2，塔顶标高220.0 m，喉部标高169.4 m，进风口标高13.45 m，人字柱底面标高0.0 m，塔顶直径109.0 m，喉部直径103.5 m，底部直径169.9 m，风筒采用分段等厚，最小厚度在喉部断面，壁厚0.23 m，最大厚度在下环梁位置，壁厚1.4 m，由均匀分布的56对1.4 m人字柱支撑.刚性模型测压风洞试验在湖南大学HD2风洞的高速试验段进行，试验段长17.0 m，宽3.0 m，高2.5 m.试验模型采用6 mm厚的有机玻璃制作，保证模型具有足够的强度和刚度，在试验风速下不发生变形及不出现明显的振动.模型内表面在外形上与实际结构保持几何相似，几何缩尺比为1/200，外表面几何相似则由于结构壁厚太薄而无法满足，模型底部由严格几何缩尺的人字柱支撑，保证人字柱之间的空隙使得空气可以自由出入，确保真实模拟冷却塔内部空气流动特征，试验模型照片如图1所示.在模型表面共布置14层测点，每层沿环向等间距布置36个测点，共计504个测点，测点布置及圆周角定义如图2所示.

1.2风场模拟

项目厂址周边地形与GB 50009—2001《建筑结构荷载规范》规定的B类地貌类似，在湖南大学HD2风洞高速试验段模拟了B类地貌风场，转盘中心处的模拟结果如图3所示.从图3（a）可以看出，风洞中模拟的平均风速剖面与GB 50009—2001《建筑结构荷载规范》规定的B类风场基本一致，湍流度剖面也与实际大气中的情况基本一致；图3（c）给出了转盘中心50 cm高处的顺风向脉动风谱，可以看出，模拟的顺风向脉动风谱与常用的von Karman，Kaimal和Davenport等理论谱基本一致.

1.3符号定义

任意测点i处的风压系数CPi表示为：

2风荷载三维效应

冷却塔内表面风压与塔底填料层透风率大小及有无十字挡风板密切相关，考虑到风筒在施工期间塔底尚未安装填料层，此时透风率为100%（无十字挡板），而冷却塔实际运行状态下填料层透风率一般为30%（有十字挡板），因此以这两种工况的测试结果为例，对内压三维效应及其设计取值进行分析.

图4为各测层平均风压沿环向分布情况.由图4可知，当透风率为100%（无十字挡板）时（图4（a）），塔底风压系数在180°圆周角附近突然增大（最大值达-0.24），这一现象与文献[4，8]等的研究结果一致，其解释为从塔底迎风面进来的气流撞击在尾流区内壁，使得该区域的风压增大；其他高度的平均风压系数沿环向基本不变，但不同高度处的平均风压系数值略有不同，约为-0.50～-0.60.当透风率为30%（有十字挡板）时（图4（b）），塔底内压沿环向分布更为均匀，没有在180°圆周角附近发生突变，各高度平均风压系数沿环向基本不变，这是因为填料层具有“整流”作用，使塔内气流分布较空塔更为均匀，但不同高度处的平均风压系数值略有不同，约在-0.45～-0.55内微小波动.图5为各测层压力系数平均值沿高度变化曲线，从图5可以更为清晰地看出，内压并非完全沿高度均匀分布.图6为各高度截面阻力系数沿高度变化曲线，阻力系数绝对值与0偏差越远，表明该高度风压沿环向分布越不均匀，由图6可知，当透风率为100%（无十字挡板）时，这种不均匀性在塔底尤为显著.

3响应计算与结果分析

3.1有限元模型及荷载取值

采用大型通用有限元分析软件ANSYS对原型结构进行有限元分析.建模时，冷却塔筒体采用shell63壳单元模拟，人字柱采用beam188 Timoshenko梁单元模拟，支柱上端节点与风筒末节圆的有关节点位置保持一致，边界条件为人字柱底端固结.划分网格时，子午向根据模板节数划分，环向等分为人字柱对数的适当倍数，保证适当的网格密度以确保计算结果的准确性.有限元模型及1阶模态分析结果如图7所示，结构基频为0.738 Hz.

考虑到冷却塔风致响应中外表面风荷载的贡献占主导地位，因此各计算工况均考虑了外表面风荷载的作用，选取中国有肋曲线（该塔的设计风压曲线）为外表面风压曲线.

3.2静力响应

图8所示为各工况下的静力响应比较，可以看出，位移响应对内压大小及其分布特征不敏感，各工况下的位移响应基本一致，当塔底风压分布较为不均匀时（工况6），位移甚至略微偏小；相对而言，内压的分布特征对子午向内（应）力影响较小，对环向内（应）力影响较大；内压沿子午向分布的不均匀性对内（应）力的影响较小，环向分布的不均匀性影响较大；内压分布越不均匀，环向压内（应）力越大，拉内（应）力越小，且塔底风压沿环向分布的不均匀性对环向内（应）力的影响随高度的增加而减小，当内压为均匀分布时，环向压内（应）力与内压系数绝对值成正比，拉内（应）力则与之成反比.

对而言，内压沿环向分布的不均匀性对屈曲稳定影响较大，沿高度的不均匀性影响较小；当内压均匀分布时，临界风速与内压绝对值成反比.

综上所述，静力响应与屈曲稳定计算结果均表明，将具有“三维效应”的内压简化为沿高度、环向不变的常数进行设计可保证该塔的安全性，且内压取值为-0.50可满足要求.

为进一步分析内压大小及分布特征对响应的影响机理，图10给出了不考虑外压时表1中各内压工况下的响应计算结果.由图10可以看出，尽管塔底风压沿环向不均匀分布时会使得响应增大，但它引起的响应相对外压较小，例如，最大位移约为0.25 cm，不到外压的10%.因此，尽管内压的分布特征会对响应产生一定的影响，但由于冷却塔的风致响应中以外压占主导地位，内压对响应的贡献较小，故将具有“三维效应”的内压简化为沿高度、环向不变的常数进行设计可满足安全性要求.

4结论

基于刚性模型测压风洞试验获得了某核电站220 m高超大型冷却塔沿高度、环向变化的三维内表面风压系数，分析了冷却塔内表面风荷载的三维效应，采用有限元计算方法对内压设计取值简化进行了讨论，并对结果产生原因进行了分析，主要结论如下：

1）冷却塔内表面风压并非完全沿高度、环向均匀分布，风压系数沿高度方向约在0.1范围内波动，环向不均匀性以风筒施工期间的空塔塔底风压尤为严重.

2）尽管内压的大小及分布特征会对响应产生一定的影响，但由于冷却塔的风致响应中以外压占主导地位，内压对响应的贡献较小，将具有“三维效应”的内压简化为沿高度、环向不变的常数进行设计可满足安全性要求，大小可取为-0.50.

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发动机冷却系统节能优化设计篇7

在设计冷却系统过程中,主要采用额定工况点设计,最大扭矩工况点校核的方法,设计时节温器全开,以冷却液大循环回路为依据,冷却系统主要零部件布置如图1所示,图中qvw是需要确定的冷却液流量,qva是需要确定的冷却空气流量,冷却液从发动机出口流经散热器、水泵回到发动机入口。

传统的冷却系关键参数及零部件的设计流程如图2所示。

2 传统方法的冷却系参数确定及零部件选型

基于图2所示的传统方法的冷却系设计流程,冷却系关键参数和零部件选型如下。

2.1 冷却液流量的确定

根据冷却系散发出去的热量,由热平衡关系式进行计算得到水冷式发动机冷却液的循环体积流量qνw:

式中,Qw为冷却液散热量,kJ/s;ρw为冷却液的密度,kg/m3;cρw为冷却液的定压比热容,kJ/(kg·℃);Δtw为发动机进出口冷却液温差,闭式强制循环体系的Δtw一般取6~12℃。

增大发动机进出口冷却液温差,冷却液流量可以减少,水泵耗功亦减少,但发动机冷却强度大,热负荷高,使得发动机工作平稳性变差,润滑介质工作条件恶化,机件易于磨损。故大温差只用于转速与热负荷较低的场合,现代发动机特别是高温冷却发动机,Δtw趋向下限。

2.2 风扇供风量的确定

冷却空气的需求量,即冷却风扇的供风量qνa,也是根据冷却系应散发掉的热量,由热平衡方程而得:

式中,Qw为冷却水散热量,kJ/s;ρa为冷却空气的密度,kg/m3;cpa为冷却空气的定压比热容,kJ/(kg·℃);Δta为散热器处冷却空气进出口温差,通常为10~30℃。

2.3 冷却系统关键零部件的选取过程

首先根据实际情况选取散热量性能好,功率消耗低,成本低的散热器,然后选择水泵,水泵在相应转速下,所能提供的泵水压力必须大于或者等于该状态下冷却系回路中总的阻力,根据整个冷却系的回路总阻力的特性曲线与所选择的水泵特性曲线的交点来确定具体流量,所匹配的流量在设计温差允许的范围内即可。

最后选择风扇,在设计过程中只要在相应转速下,风扇所能提供的风压值大于或者等于冷却系空气侧零部件的压降阻力值就能满足要求。设计时需试验测出冷却空气侧零部件(包括散热器、冷凝器、中冷器等)的实际阻力与空气流量的关系,然后用该曲线与相应转速下的风扇的风量—风压曲线相匹配,所得交点的风量值即为实际设计值,如果该设计值大于或者等于理论设计值,说明所选择的风扇的风量能够满足设计要求。

3 传统方法的冷却系设计过程所存在的问题

传统方法的冷却系设计过程,主要是从能否满足冷却能力方面考虑,而冷却系的耗功多少没有得到重视。冷却系的耗功主要是指系统的水阻耗功与风阻耗功之和,表现在具体零部件上就是水泵和风扇的耗功,其大小主要由冷却液流量、冷却液管道阻力、散热器侧冷却风量、冷却风道风阻决定,为满足散热要求,可以改变水泵流量,也可以改变风扇流量,这时冷却系统的耗功可能就不一样。分析总结设计过程,可知传统方法的设计过程中主要有以下几个方面的问题。

(1)传统方法的冷却液流量的设计值及冷却风量的设计值可以在一定范围内波动,国内许多企业在配车过程中经常采用的方法是:发动机台架设计(取一经验的冷却液流量值)—装车试验—散热不足—改变关键零部件(水泵/风扇/散热器之一)—满足散热要求—完成装配。在此过程中,在散热不足(“开锅”)的情况下,采用改变关键零部件的性能来解决,其目的也只是为了能够达到冷却要求,而在系统耗功优化方面考虑不足,也就是如果冷却能力过剩,也没有引起足够的重视,因此冷却系统在匹配过程中耗功不能实现最优化设计。

(2)从设计过程中还可以看出,冷却液流量和冷却风量的设计是在一个范围内进行估算,没有一个定量指标使得冷却液流量和风流量的设计值在满足散热要求的同时,尽量达到系统耗功最小,要使冷却系耗功最小,需要找到一个合理的、易用的评价指标。

4 优化设计耗功评价指标的提出

针对设计过程中冷却液流量、冷却风量的取值为一定的范围,缺少定量指标使得冷却系的设计在满足散热量要求的前提下同时耗功最小的问题,本文创新性地提出耗功评价指标,优化设计冷却液流量、冷却风量值,达到系统耗功最小的目的,同时也解决了传统方法的设计过程中,为了避免“开锅”,冷却液流量取值过大,导致水泵耗功过大的问题,从而减少冷却系的耗功,降低发动机的油耗,提高经济性。由于指标主要是针对系统耗功优化提出,首先要分析冷却系的系统耗功来源。

4.1 冷却系耗功分析

冷却系能量流动如图3所示,设计中发动机、其它热交换器、管道内部的摩擦生热部分等的热负荷Q1等于散热器带走的热量Q2,而散热器的散热依赖于冷却液与冷却空气的热交换,因此耗功主要表现在冷却液及冷却空气克服阻力上,冷却液克服管道阻力需消耗水泵功,冷却空气克服散热器侧阻力需消耗风扇功。因此,评价系统耗功就是要考虑这两部分的耗功情况。

(1)水阻耗功。

冷却液克服管道阻力所需要消耗的功即为冷却系水阻耗功。冷却液循环中管道水头损失如图3中所示,分为发动机水套阻力损失H1-2、散热器阻力损失H3-4及节温器与其余管道阻力损失H2-3三部分,而水泵需提供扬程H来克服这三部分阻力损失,即:

由伯努利方程可知:

所以水泵的有效功率【5】为:

式中,qw为水泵流量,m3/S。

由以上分析可知,为了维持冷却液的流量qw,必须由水泵给系统输入Np的有效功率,而且由公式(5)可知,只要测出水泵进口与出口处的压差及冷却液流量值便可以计算水泵的有效功,再根据水泵的效率便可以确定水泵消耗发动机的功率。

(2)风阻耗功。

由图4可知,冷却液与冷却空气的热交换量发生在散热器侧,冷却空气需克服散热器侧的阻力,因此以散热器为对象进行研究,把散热器作为一个开口系统进行研究,散热器的热交换流动如图4所示。冷却液从散热器冷却液管道入口T2、P3处流经散热器到达出口T1、P4处,冷却空气从散热器空气侧入口Ta1、Pa1处流经散热器到达出口Ta2、Pa2处,冷却液流量为qw,冷却空气流量为qa,且冷却液散发的热量即为冷却空气带走的热量。

散热器的耗功表现为内部冷却液部分克服水阻耗功,以及外部冷却空气克服风阻耗功,散热器水阻耗功是整个冷却系耗功(水泵功耗)的一部分,因此此处只需要计算散热器风阻耗功。散热器的风阻又可以作为风扇计算和设计的依据。

由伯努利方程可知,

式中,Pa1、Pa2为空气进出口全压,Pa。测定风阻时,用U形差压计或者微压计,根据测得的风阻Pa2-a1,整理成流速的关系曲线ΔPa2-a1=f(qa),并绘制成图。

在实车中,散热器的风阻只占冷却风道的一部分,通常用有效阻力系数来表示散热器空气侧的阻力(压降)与冷却风道的总阻力(压降)之比:

式中,ΔPa为散热器空气侧阻力,Pa;ΔP为冷却风道的总阻力,Pa。有效阻力系数是反映冷却风道及散热器设计完善程度的指标。一个完善的冷却风道,其阻力系数应该不小于40%~50%。

由风扇的功率公式【4】可得散热器风阻耗功为:

代入公式(7)可得整个冷却空气侧风阻耗功为:

4.2 耗功评价指标的提出及意义

(1)冷却系统耗功评价指标。

由以上耗功来源可知,冷却系的总耗功N由两部分组成,即冷却系的冷却液克服管道阻力所消耗功与冷却空气侧气体克服散热器侧阻力所做的功,即:

公式(8)、公式(9)代入公式(10)得:

公式(11)便是本文提出的冷却系统耗功评价指标,此评价指标使用冷却系本身的性能参数来表示,能够直接反应冷却系水阻和风阻耗功大小,为冷却系的设计提供最佳耗功优化目标。在此基础上再去设计和匹配水泵和风扇,使其满足系统最小耗功情况下的冷却液流量与冷却风量便能保证整个冷却系的耗功最小。

(2)冷却系统耗功评价指标的意义。

由设计过程分析可知,冷却液流量与冷却空气的流量都可以在一个很大的范围内选取,在传统方法的设计过程中,当冷却系的散热量满足不了散热要求时,因水泵耗功值相对于风扇耗功值较小(一般为1/10~1/5),因此通常通过加大冷却液流量来实现满足散热量要求。但由于散热器的性能及整个冷却系零部件性能的共同影响,并不是冷却液流量值越大越好,当冷却液流量增大到一定程度时,其流量增大所引起的水阻耗功增加值开始大于对应的冷却风量减少所引起的风阻耗功减少值,造成系统耗功的增加。过去只是从满足散热量的要求来设计,而没有很仔细地考虑在满足散热量的前提下如何实现节能。本文提出的冷却系统功耗评价指标,可以通过冷却液流量和相关零部件性能的优化设计和匹配,不仅能到达散热要求,而且可以实现功耗最小化。因此,对冷却系统的节能具有重要的理论意义和实用价值。

(3)基于冷却系统耗功评价指标的优化设计流程。

具体的优化设计过程如图5所示,在散热器选型确定以后,整个冷却系的冷却液管道阻力也就确定了。再根据散热器的风阻及公式(7)中的风阻系数便能确定散热器侧风阻值与冷却风量的关系,然后针对冷却系统优化设计冷却液流量值与冷却风量,使系统耗功最小化。

5 设计实例

根据耗功评价标准,对一款车用发动机进行重新设计冷却液流量以及冷却风量,优化其耗功性能,对其有效功进行比较,结果如表1所示,利用新评价设计所得的有效功,在功率点减少0.13 kW,扭距点减少0.01 k W。

本机在耗功优化设计中额定工况点匹配的优化水泵流量为296.3 L/min,对应的温差值为4.9℃,而原机匹配点的冷却液流量为230.0 L/min,对应温差值为6.0℃,其冷却水阻耗功比最佳冷却液流量下增加0.37 k W,而冷却风阻耗功比最佳冷却液流量下减少0.24 k W,总耗功值比优化方案增加0.13kW。

而扭矩点原设计流量值为188.1 L/min,温差值为6.0℃,而耗功优化后冷却液流量为190.0 L/min,温差值为5.9℃,比较接近,但不一致,说明设计方法上的不同会导致设计结果的不同,原机在传统的设计过程中,额定功率点的值偏离耗功最优化设计,而额定扭矩点较为接近。

6 结语

本文主要针对发动机冷却系传统方法的设计中重满足散热量要求,轻功耗最小(节能)的现象进行分析,提出并推导出冷却系耗功评价指标,本文使用的耗功优化设计方法除了考虑热量以外同时从耗功方面进行优化设计,从而达到设计最优效果。

摘要：传统发动机冷却系统的设计主要从满足散热量出发进行设计,对耗功大小的要求较低,没有量化的指标来指导冷却系统的耗功优化设计,随着全球能源危机的到来,节能成了汽车发动机设计的主要目标之一,在发动机的设计过程,冷却系统是重要构成部分,冷却系统的功耗减少可以减少发动机消耗在其附属零部件上的功率,从而提高发动机的输出功率,减少油耗。本文对传统冷却系设计存在的耗功考虑不足进行分析,提出解决方案,并确立冷却系设计用耗功评价指标,用来对冷却系统关键参数及零部件进行优化设计与匹配。

关键词：发动机,冷却系统,耗功优化,节能

参考文献

[1]张杰.简述发动机冷却系的设计及散热量的计算[J].装备制造技术,2004,(2):21-24.

[2]蔡增基,龙天渝.流体力学泵与风机[M].北京:中国建筑工业出版社,1999.

[3]姚仲鹏,王新国.车辆冷却传热[M].北京:北京理工大学出版社,2001.

[4]V.Ganesan.Non-Reacting and Reacting Flow Analysis in an Aero Gas Turbine Combustion Using CFD.SAE2007-01-0916.

车载冷却风扇智能控制系统设计篇8

近年来,随着汽车发动机的设计逐步趋向小型化、轻量化和高升功率化,以及涡轮增压、缸内直喷等技术的广泛采用,发动机的工作温度明显增高,对冷却系统提出了更严格的要求。汽车发动机的冷却有空气冷却和液体冷却2种方式,目前最常用的是液体冷却。液体冷却的基本原理是利用冷却液在循环系统中的流动带走发动机产生的多余热量,再通过散热器进行散热,同时控制冷却风扇在一定条件下启动,给散热器强制补风,实现发动机的适度冷却。因此,冷却风扇的控制技术直接影响着整个冷却系统的实际效率和性能。

随着汽车智能化程度的与日俱增,应用在汽车上的ECU模块数量也成倍增加,对车载网络总线提出了更高要求。FlexRay是继CAN、LIN等网络总线技术后的新一代高速串行通信的车载总线,其具备更快的数据速率,更灵活的通信方式以及较好的容错运算能力,可以很好地满足现代车载控制系统的强实时需求[1,2]。

为提高汽车发动机冷却系统的性能,本文提出一种车载冷却风扇智能控制系统设计方案。该系统采用ARM 7微处理器LPC2478作为控制核心,配合新型FlexRay车载网络总线技术,实现了对冷却风扇的实时、高效控制[3]。

1 系统结构设计

在FlexRay的设计思想中,汽车的各个功能模块均构成独立的节点,通过不同网络拓扑结构构成完整的车内网络。FlexRay总线支持总线型、星型和混合型3种网络拓扑结构[4]。结合不同的拓扑结构,总线还可设置为单通道结构或双通道结构,实际可衍生出多种总线结构,如双通道总线结构、双通道单星型总线结构、单通道级联星型网络拓扑结构、单通道混合型网络拓扑结构等。其中双通道总线结构是FlexRay总线拓扑中的一种最典型结构,它具备的冗余通信信道能较好地适应车载网络的分布式控制,在提高传输速率的同时能有效避免网络冲突,充分保证了数据传输的可靠性。因此,车载冷却风扇智能控制系统采用双通道总线结构,如图1所示。

系统中各节点间通过FlexRay双总线网络实现数据交换,其中发动机控制(Powertrain Control Module,PCM)节点及其他节点实现对发动机压力、转速等关键数据的在线监测,冷却风扇智能节点根据外部各节点的多种参数与多点测量的温度数据优化输出控制[5]。

2 冷却风扇智能节点设计

冷却风扇智能节点主要由主控制器LPC2478、双风扇驱动模块、多点测温模块、FlexRay通信控制器MFR4310、FlexRay总线驱动器TJA1082等构成,如图2所示。系统工作时,主控制器通过多点测温模块获得环境、进气和冷却系统的温度数据,利用FlexRay总线与PCM节点等通信,以获得其他实时参数;依据发动机工况采用PWM信号控制双风扇模块的无极调速,实时调整风扇工作状态。系统具备故障、保护等多种特殊模式,真正实现了对冷却风扇的智能化控制。

MFR4310包含2个完全独立的FlexRay通道A/B、128个有效载荷为254 B的信息缓冲器、2个可配置接收先进先出(FIFO)消息缓冲器等部件,同时支持10 Mbit/s的双通道高速串行通信,完全满足FlexRay2.1标准[6]。在工作状态下,MFR4310通过访问TJA1082的输入/输出管理模块、收发模块及发送器实现对物理层数据的收发和管理,同时配合总线失效检测、温度检测、唤醒等模块实现总线的超负荷保护、节能降耗等功能。图2中,TxEN是MFR4310的请求数据信号,TxD、RxD分别是数据发送、接收信号。当总线上出现一个传输给本节点的帧数据时,总线驱动器先将接收到的物理电平信号转换为串行信号,然后将其传送给MFR4310;当MFR4310需要发送数据到总线时,过程则相反。

3 系统软件设计

车载冷却风扇智能控制系统软件由物理层和应用层的软件构成。物理层软件即FlexRay总线驱动程序,主要完成模块的初始化工作,具体包括节点的通用接口配置、FlexRay总线通信控制器配置、中断使能与优先级配置等,程序流程如图3所示。

应用层软件建立在物理层正确通信的基础上,总线上各节点实现的功能不同,应用层软件也不同。应用层软件即主程序,主要完成多点测温模块控制,温度、压力及转速等数据的综合处理,双风扇模块的PWM控制等,程序流程如图4所示。

在车载实验平台测试了系统性能,结果表明,由LPC2478、MFR4310、TJA1082等模块构成的车载冷却风扇智能控制系统简洁实用,在FlexRay总线下能够很好地实现多节点间数据的读写和传输,具备较高的实时性和可靠性。同时,采用多路参数复合的线性控制信号,提升了发动机冷却系统控制的时效性和精确度。

摘要：为提高汽车发动机冷却系统的性能,结合新型FlexRay车载网络总线技术,提出了一种车载冷却风扇智能控制系统的设计方案。该系统采用多参数复合的线性控制信号,即同时采集冷却系统温度数据和发动机工作状态参数,由MCU综合处理后输出PWM控制信号,实现了对冷却风扇的实时、高效控制。测试结果表明,该系统能够很好地实现多节点间数据的读写和传输,具备较高的实时性、可靠性和精确度。

关键词：发动机冷却,冷却风扇,智能控制,FlexRay总线

参考文献

[1]宋雪桦,路敏,袁银男,等.基于FlexRay的线控转向系统设计[J].计算机工程,2012,38(10):27-30.

[2]姚江云,孔峰,吴方圆.FlexRay车载网络管理数据调度的研究[J].自动化仪表,2011,32(12):43-46.

[3]邓义斌,黄荣华,王兆文,等.发动机电控冷却系统建模设计与优化[J].农业机械学报,2011,42(1):31-34,38.

[4]何磊.基于FlexRay总线的线控转向系统双电机控制方法研究[D].长春:吉林大学,2011:39-49.

[5]何春鸣.汽车发动机冷却风扇控制技术评析[J].上海汽车,2009(7):37-40.

拖拉机水冷却系统总体设计篇9

拖拉机工作时,发动机内与高温燃气相接触的零件受到强烈加热,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),机油变质或烧损,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,则柴油机工作粗爆,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发动机在最适宜的温度状态下工作。

1 拖拉机的工况及对冷却系统的要求

一个良好的冷却系统,散热能力能满足拖拉机在各种工况下使用的需要。当工况和环境条件变化时,仍能保证发动机可靠地工作和维持最佳的冷却水温度。

(1)应在短时间内,排除系统的压力。

(2)应考虑膨胀空间,一般其容积占总容积的4%～6%。

(3)在发动机高速运转、系统压力盖打开时,水泵进口应为正压。

(4)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。

(5)设置水温报警装置。

(6)密封好,不得漏气、漏水。

(7)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。

(8)使用可靠,寿命长,制造成本低。

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。在设计中必须做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地吹到散热器的正面积上,提高散热器的利用率。

在整机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拖拉机的迎面风,提高散热器的散热效率。在布置散热系统时,还要考虑散热器和周边的间隙。

2.1 散热器布置

拖拉机散热器一般采用纵流水结构,散热器强度及悬置的可靠性较好。横流水结构散热器能充分地利用有限空间最大限度地增加散热器的迎风面积,主要用于限制高度的拖拉机上,如果园拖拉机、大棚拖拉机等。散热器的安装通常使用减振器,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,达到减振的目的。主悬置点的胶垫压缩量一般为其自由高度的1/5左右。

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越小,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15～25 mm。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。

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声的目的。

2.4 节温器布置

目前与拖拉机配套的发动机上应用的节温器均采用蜡式感应体节温器。当冷却水温度升高时蜡膨胀,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,大节温器的升程,对节温器技术要求较高。国产发动机多采用两只节温器并排布置的方式,增加节温器的流通面积。

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1.5～2.7倍。扬程一般为0.7～1.5 kpa,扬程过高对冷却系统的密封性会产生不利的影响。在配套发动机时,水泵已经由发动机厂家确定好,一般不需配套设计。

2.6 膨胀水箱的布置

国内拖拉机上配套的发动机外形体积较大,由于空间布局限制,中小型拖拉机上膨胀水箱较少使用,膨胀水箱主要用于大型拖拉机上。膨胀水箱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。

2.7 前机罩的布置

由于拖拉机的作业环境较为恶劣,尤其是秸秆还田作业,杂草碎屑满天飞,很容易将散热器堵塞。因此前机罩的设计布置至关重要,主要应注意以下几点。

(1)进风面积要足够大。

(2)能够很好地过滤掉冷却空气中较大的杂质(杂草、秸秆碎屑等)。

(3)能与散热器周边形成良好的密封,防止热空气回流。

3 主要部件匹配设计要点、参数设计和选型

3.1 主要部件设计要点

(1)在整机总布置空间允许的条件下,尽量增大散热器的迎风面积。

(2)在保证风量不变的条件下,可以适当增加风扇直径,降低风扇转速,减少噪声和功率消耗。

(3)冷却系统的最高水温应以发动机的允许使用水温为标准。

(4)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℃左右。

3.2 参数设计及选型

(1)参数设计。在设计或选用冷却部件时应以散入冷却系统的热量Qw为原始数据,来计算冷却系统的循环水量和冷却空气量,以便设计或选用散热器和风扇。

热量Qw用以下经验公式计算:

式中A—传给冷却系统的热量站燃料热能的百分比,对柴油机A=0.18～0.25;

ge—燃料消耗率,kg/kW·h,柴油机取0.21～0.27;

Ne—发动机有效功率,kW。

hn—若水冷式机油散热器,要增加散热量,Qw增大5%～10%。

在算出发动机所需的散走的热量后,可用下式计算冷却水循环量Vw:

式中Δtw—冷却水循环的容许温升(6～12℃);

γw—水密度,(1 000 kg/m3);

cw—水比热(4.187 kJ/kg·℃)。

冷却空气需要量Va用下式计算:

式中△ta—散热器前后流动空气的温度差,10～30℃

γa—空气密度,γa—般取1.01 kg/m3

cpa—空气定压比热,可取cpa=1.047 kJ/kg·℃

(2)散热器及其选用。目前,拖拉机常用的散热器芯部结构主要分为管片式和管带式两种结构,按材料分有铜和铝两种材质。铜散热器制造及维修方便,但成本较高。铝散热器对制造工艺要求较高,芯体一般采用硬钎焊;由于材质较软,仅能做成管带式结构。铝散热器价格便宜,随着钎焊工艺的发展,在拖拉机上已大量使用,有取代铜散热器的趋势。

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Fs可由下式计算:

式中Ks—散热器的传热系数;

Δt—散热器中冷却水和冷却空气平均温度差。

(3)风扇的选择。拖拉机上采用的风扇均为轴流式,结构简单,系统布置方便,低压下扇风量大。一般采用增强尼龙制造的风扇,韧性好,不易变形,效率高。选择冷却风扇时主要参照空间尺寸和需要的扇风量。风扇的扇风量Vf按下式计算:

式中Va—冷却空气需要量;

ηvf—风扇容积效率,0.7～0.9。

3.3 冷却系统性能试验验证

冷却系统设计完成之后,还应该进行充分的试验验证。目前拖拉机水冷却系统的试验方法主要有两种,工况模拟试验和补偿试验两种。

(1)工况模拟试验。工况模拟试验方法比较直观可靠,但对试验设备要求较高。将拖拉机连接到PTO试验台上,连接好相关设备,试验车间温度调整至需要的温度进行测试,分别在发动机最大功率点、标定点和最大扭矩点进行试验,读取3种工况下冷却液温度稳定后最高数值T1,与发动机最高允许工作温度值T0进行比较,可以直观得出是否满足使用要求。

(2)补偿试验。补偿试验方法相对简单,对试验设备要求也相对较低,但存在一定的误差。当试验车间环境温度在26℃以上时,将拖拉机连接到PTO试验台上,连接好相关设备。分别在发动机最大功率点、标定点和最大扭矩点进行试验,读取3种工况下冷却液温度稳定后最高数值T1和当时的环境温度值T3 (散热器正前方1 m处)。用发动机最高允许工作温度T0-T1+T3得出的数值,即得出拖拉机可以满足的使用环境温度。

4 结论

油田用制氮设备冷却系统设计篇10

油田用制氮设备需要冷却的介质较多,包括空压机压缩空气、空压机润滑油、发动机冷却水和发动机涡轮增压气,即冷却系统应包括冷却上述介质的4个冷却器,且每种介质的换热量都较大,这必将导致整个冷却系统体积庞大,设计难度和生产难度都较大。在设计中应充分考虑各方面因素,兼顾可靠性,力争设计制造出性能优越、安全可靠的冷却系统。

1总体设计

为完成给定任务,冷却系统应包括主框架系和主轴系两个分系统。主框架系包括主框架、主框架压板、冷却器组、风机罩等,主轴系包括主轴、主轴支架、涨紧装置、轴承及轴承座、风机和皮带轮等。

为简化结构,选用4台冷却器共用1台风机的形式,于是将4台冷却器的长度和宽度设计成一致,且高度方向累加后与长度大致相等,即4台冷却器叠放在一起后长度和高度相近。这样有利于充分发挥风机的作用。

2冷却系统设计初始条件

要求整个冷却系统外形尺寸在以下范围内:长度(轴向尺寸)≤1 000mm;宽度≤1 700mm;高度≤1 900mm。4个冷却器的初始条件见表1。

3冷却器热量计算

根据上述初始条件及下列公式,计算出所需散热量Q1(kW):

Q1=Cp×M×ΔT 。 (1)

式中:Cp——定压比热,kJ/(kg·K);

M ——流量,m3/s;

ΔT ——温差,K。

设实际散热量为Q2(kW),则:

Q2=K×F×ΔTm 。 (2)

式中:K——传热系数,W/(m2·K);

F ——换热面积,m2;

ΔTm ——对数平均温差,K。

对于冷却系统:

Q1=Q2 。 (3)

由式(1)～式(3)可以计算出散热量及所需的换热面积,计算结果见表2。

4冷却器设计和风机选型

4.1 风机选型

考虑到钎焊炉的限制,将冷却器芯体长度设计为1 300mm;考虑到发动机的轴功率有限,风扇的轴功率不超过37kW。因此选择风机的条件为:①直径小于1 300mm;②功率小于37kW。查阅风机厂家提供的参数表得出,符合上述2个条件的风机风量可以达到20m3,风压可以达到1 109Pa,风机外径Φ1 250mm。综合各项指标,选定型号为12.5的风机。这也为冷却器的设计提出了要求,即风压不超过1 100Pa。

4.2 冷却器设计

为使风量分配均匀,风压一致,最初将风侧翅片设计成一致,均为双65JC20020;在随后计算压降对方案进行校核时发现中冷部分的压降偏小,于是将这部分的风侧翅片改为95JC25020。介质侧翅片选取了常用的几种形式,最终达到散热面积的计算值。

因风压限制在1 100Pa以下,所以与风压成正比关系的冷却器厚度也受到限制,经计算冷却器厚度设计为170mm。

为方便安装后续管路,将进、出口设计在冷却器的一侧。冷却器组由上到下分别为膨胀水箱、水冷却器、中冷器、后冷却器和油冷却器。其中膨胀水箱上设有加水口和放气管。

5系统结构设计

5.1 主框架系设计

主框架应起到的作用包括:①将系统内的部件安装到位;②牢固固定冷却器组;③将风机罩安装到位。首先,将冷却器组安装在主框架内,再由冷却器压板压紧,用螺栓紧固。风机罩采用传统的“天圆地方”形式,其优点是风量分配良好。将风机罩安装到主框架的一侧,用螺栓固定,见图1。

5.2 主轴系设计

主轴系包括主轴、主轴支架、涨紧装置、轴承、轴承座、皮带轮和风扇等,见图2。该系统中最为重要的部件为主轴,主轴将发动机的扭矩传递给风扇,使风扇转动。为使安装牢固可靠,采用了双轴承支撑。风机与皮带轮安装在主轴的两端,周向均采用键连接,轴端用轴头压板固定。

5.3 系统组成

将主框架系和主轴系组装在一起后,加装风机罩护网,构成整个系统,其结构见图3。

最后将该冷却系统安装到车体上,用地脚螺栓固定。通过管路连接各接口,形成循环回路,调整发动机后皮带轮,与冷却系统内皮带轮形成带传动。发动机运转带动皮带轮旋转,通过主轴传递至风扇,风扇旋转产生具有一定风压的气流,气流通过冷却器,使各介质得到冷却。