吳昌慶，劉聰聰，馬驍宇

（安徽江淮汽車技術(shù)中心，安徽 合肥 230001）

輕型卡車?yán)鋮s系統(tǒng)設(shè)計和校核方法研究

吳昌慶，劉聰聰，馬驍宇

（安徽江淮汽車技術(shù)中心，安徽 合肥 230001）

文章主要介紹輕型卡車?yán)鋮s系統(tǒng)的設(shè)計原則，包括對冷卻系統(tǒng)影響較大的散熱器、中冷器、冷凝器、風(fēng)扇和水泵的選型等，重點介紹選型校核的計算方法，包括校核計算所需參數(shù)、散熱器和發(fā)動機(jī)水流量校核計算、前端冷卻模塊和風(fēng)扇總風(fēng)阻的校核計算，同時對發(fā)動機(jī)在工況點散熱量進(jìn)行對比，驗證冷卻模塊能否滿足整車需求。

散熱器；冷卻模塊；熱傳遞系數(shù)；校核計算

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.12.028

CLC NO.: U464.138 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)12-81-06

引言

輕型卡車一般都裝有散熱器和風(fēng)扇組成的冷卻裝置，但是隨著輕型卡車全面推進(jìn)國四改革，為了降低有害物質(zhì)排放和提升功率，同時為了提升整車的空調(diào)制冷效果，發(fā)動機(jī)廣泛采用增壓中冷裝置，同時采用較大迎風(fēng)面積冷凝器。由于中冷器和冷凝器本身的散熱量和風(fēng)阻對散熱器將產(chǎn)生很大影響，因此傳統(tǒng)的冷卻系統(tǒng)校核方法已經(jīng)不能滿足需求，必須將整車熱問題作為一個系統(tǒng)問題研究。本文提出將散熱器、中冷器和冷凝器集成為冷卻前端模塊，和整車風(fēng)扇進(jìn)行匹配并進(jìn)行必要的校核計算，以驗證選型設(shè)計是否滿足工況需求。

1、傳熱系數(shù)及發(fā)動機(jī)散熱量計算公式

熱量的傳遞分為導(dǎo)熱、對流和輻射，由于汽車?yán)鋮s系統(tǒng)的熱交換是通過風(fēng)扇的強(qiáng)對流換熱所實現(xiàn)，導(dǎo)熱和輻射影響微小，因此本文討論僅限于對流換熱。文獻(xiàn)[1]介紹了散熱量和傳熱系數(shù)及散熱面積有關(guān)。傳熱系數(shù)指的是換熱器（散熱器、中冷器和冷凝器等）在單位溫度（平均溫度和初始溫度之差）和單位面積（參與換熱表面積）情況下所能散出的熱量。傳熱系數(shù)不僅與換熱載體和換熱介質(zhì)有關(guān)，還與換熱表面形狀、大小，特別是冷卻介質(zhì)的流速和冷卻空氣的流速有密切關(guān)系，一般由散熱器廠家通過風(fēng)洞臺架測定。文獻(xiàn)[2]介紹了散熱器散熱量的計算公式：

式中，

K――散熱器傳熱系數(shù)（W/（m2·℃））

A――散熱器散熱面積（m2）

tw1――散熱器水側(cè)進(jìn)口溫度（℃）

ta1――散熱器空氣側(cè)進(jìn)口溫度（℃）

Gw――冷卻水流量（kg/h）

Cpw――冷卻水定壓比熱（W.h/（kg·℃））

Ga――冷空氣流量（kg/h）

Cpa――冷空氣定壓比熱（W.h/（kg·℃））

發(fā)動機(jī)通過冷卻系統(tǒng)散發(fā)的熱量無法通過實驗直接測出，在對冷卻系統(tǒng)校核計算時，一般以經(jīng)驗公式估算冷卻系統(tǒng)需要散熱量：

式中，

η——熱能傳遞系數(shù)

ge——內(nèi)燃機(jī)燃料消耗率（kg/kW·h）

Ne——柴油機(jī)發(fā)出功率（kW）

hn——燃料低熱值 （kJ/kg）

其中，熱能傳遞系數(shù)η指發(fā)動機(jī)傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比，對汽油機(jī)η=0.23～0.30，柴油機(jī)η=0.18～0.25；燃料低熱值hn對于柴油機(jī)一般取41870kJ/kg；內(nèi)燃機(jī)燃料消耗率ge和發(fā)動機(jī)功率Ne一般由發(fā)送機(jī)臺架試驗給出。當(dāng)發(fā)動機(jī)有機(jī)油冷卻器和EGR冷卻器時，QE應(yīng)增大10%～20%。

文獻(xiàn)[3]在校核時，以散熱器、中冷器和冷凝器前風(fēng)速相同，采用在給定的壓差下這兩部分的流量按面積比例分配，而沒有考慮兩部分的冷卻空氣流速差異，這顯然是不合理的。對于前端模塊的散熱器、中冷器和冷凝器而言，其迎風(fēng)面積是不同的，且相互之間有重疊和非重疊部分，而重疊部分又分為二重疊和三重疊，冷卻空氣通過不重疊、二重疊和三重疊部分的風(fēng)阻都是不同的，通過的冷卻空氣流量也是不同的，因此，文獻(xiàn)中方法具有一定局限性。對于前端冷卻模塊的布置方式，需要分別確定冷卻空氣通過這三部分的流量的分配，因此其選型和校核計算要更加符合整車實際布置。與文獻(xiàn)[3]不同的是，本文通過前端冷卻模塊各零部件風(fēng)阻曲線分別計算通過不重疊、二重疊和三重疊部分的單位面積流速。

2、前端冷卻模塊、風(fēng)扇及水泵的選型

2.1 前端冷卻模塊選型

散熱器、中冷器和冷凝器都是屬于翅片式圓管或扁管換熱器，其散熱量與其散熱面積和迎風(fēng)面積相關(guān)。校核其性能能夠滿足整車要求時，應(yīng)盡量選擇迎風(fēng)面積較大、厚度較薄的芯體。因為芯體厚，阻力增大，相同風(fēng)速下通過換熱器的風(fēng)量減少，同時容易被灰塵和污染物堵塞，降低散熱量。換熱器的選型時還需考慮翅片的間距，試驗發(fā)現(xiàn)相同的進(jìn)風(fēng)風(fēng)速下，翅片的間距減小，散熱量增大，但是風(fēng)阻同時增大，從而增大風(fēng)扇的功率消耗，降低整車經(jīng)濟(jì)性[4]。

對于普遍使用的吸風(fēng)式風(fēng)扇而言，前端冷卻模塊的布置方式從前向后一般是冷凝器、中冷器和散熱器，其優(yōu)點是利于通過前端模塊的冷卻空氣全部通過散熱器，且利于散出的熱量通過發(fā)艙排出。前端冷卻模塊的布置上，要求迎風(fēng)面積最大化，即被前格柵和前保險桿遮掩的面積最小化，可有效增大進(jìn)風(fēng)量和減少風(fēng)阻。

2.2 風(fēng)扇選型

風(fēng)扇轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生流動空氣流經(jīng)前端冷卻模塊帶走其產(chǎn)生的熱量。輕型卡由于運動速度較快且大都采用發(fā)動機(jī)前置縱置方式，風(fēng)扇氣流方向應(yīng)于高速迎面氣流一致，故輕型卡車一般選擇吸風(fēng)式風(fēng)扇。

風(fēng)扇的風(fēng)量與轉(zhuǎn)速、葉片直徑三次方成正比，風(fēng)扇的消耗功率與其轉(zhuǎn)速的三次方成正比，因此，為了獲得較大的風(fēng)量和消耗較小的功率，應(yīng)選擇較大直徑的葉片，同時盡可能減小風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速，已獲得最高效率。風(fēng)扇的噪聲是其葉尖線速度的函數(shù)，應(yīng)控制風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速和葉片的直徑使得葉尖線速度在適當(dāng)范圍內(nèi)：輕型車輛發(fā)動機(jī)一般要求控制在71m/s-91 m/s，使風(fēng)扇噪聲保持在可接受范圍內(nèi)[5]。

2.3 水泵選型

車用水泵一般分為電子水泵和機(jī)械式水泵。對于普通乘用車和載貨車，一般選用機(jī)械離心式葉片泵，當(dāng)水泵葉片旋轉(zhuǎn)時，葉片對冷卻液施加作用力，水泵的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為冷卻液的動能，從而保證冷卻液在系統(tǒng)內(nèi)循環(huán)。

同一轉(zhuǎn)速下，水泵的流量和阻力成反比[6]。水泵的各轉(zhuǎn)速下的流量要能滿足散熱器、EGR冷卻器和油冷器的流量需求，同時其揚程要能夠和各散熱器流阻水阻匹配。

3、選型校核計算

3.1 校核計算工況

校核工況應(yīng)選擇發(fā)動機(jī)工作最惡劣的情況，乘用車一般采用電子風(fēng)扇，且大都使用高轉(zhuǎn)速高功率發(fā)動機(jī)，故一般以額定功率點為主要校核計算工況，以爬坡工況為次要計算工況；商用車一般采用機(jī)械風(fēng)扇，大都使用低轉(zhuǎn)速大扭矩發(fā)動機(jī)，爬坡時發(fā)動機(jī)處于大扭矩工況區(qū)間，氣缸壓力增高，散熱量增大，且此時發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速較低，即風(fēng)扇轉(zhuǎn)速低、進(jìn)風(fēng)量小，此工況冷卻系統(tǒng)熱負(fù)荷大、散熱條件差，因此必須以該工況作為主校核計算工況，以額定工況為次校核計算工況。

3.2 校核計算所需參數(shù)

冷卻系統(tǒng)的校核實際上是冷卻模塊散熱量和工況點發(fā)動機(jī)散熱量之間的校核，在進(jìn)行校核之前必須組織相關(guān)數(shù)據(jù)，主要有發(fā)動機(jī)參數(shù)，如工況點參數(shù)等，散熱器、中冷器、冷凝器、風(fēng)扇和水泵的相關(guān)臺架參數(shù)。本文以某公司輕型皮卡車型的冷卻系統(tǒng)匹配為例，探討該校核計算方法。

3.2.1 發(fā)動機(jī)相關(guān)參數(shù)

發(fā)動機(jī)性能參數(shù)及額定轉(zhuǎn)速下水分量設(shè)計參數(shù)見表1、表2所列。

表1 發(fā)動機(jī)性能參數(shù)表

表2 發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)設(shè)計流量分布表

3.2.2 散熱器相關(guān)參數(shù)

根據(jù)廠家臺架試驗數(shù)據(jù)，計算散熱器的不同風(fēng)速下平均風(fēng)阻和不同流量下平均水阻，散熱器性能參數(shù)見表3所列。其中，散熱器迎風(fēng)面積Fr=0.32m2，散熱面積A=14.74m2，進(jìn)水溫度80℃，進(jìn)風(fēng)溫度20℃。

表3 散熱器性能參數(shù)表

由表3可畫出臺架散熱器在各測試點水阻和風(fēng)阻曲線，【同一水流量下，水阻變化較小，因此取平均值做的曲線；風(fēng)阻類似】如圖1、圖2所示。

圖1 散熱器冷卻水側(cè)阻力曲線

圖2 散熱器風(fēng)阻曲線

3.2.3 中冷器相關(guān)參數(shù)

根據(jù)中冷器廠家提供中冷器冷側(cè)流量及風(fēng)阻試驗數(shù)據(jù)，見表4。其中，中冷器迎風(fēng)面積Fi=0.283m2。

表4 中冷器冷側(cè)風(fēng)阻表

3.2.4 冷凝器相關(guān)參數(shù)

廠家提供空氣測流量及風(fēng)阻試驗數(shù)據(jù)，見表5。其中，冷凝器迎風(fēng)面積Fc=0.266m2。

表5 冷凝器冷側(cè)風(fēng)阻表

3.2.5 風(fēng)扇相關(guān)參數(shù)

根據(jù)風(fēng)扇相關(guān)臺架試驗數(shù)據(jù)，計算風(fēng)扇在極限工況下的進(jìn)風(fēng)量和風(fēng)阻，圖3給出了風(fēng)扇在不同轉(zhuǎn)速下的風(fēng)量和風(fēng)阻關(guān)系。其中，風(fēng)扇-發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速比為1.234。

圖 3 風(fēng)扇臺架性能曲線

由表1和圖3可知發(fā)動機(jī)最大凈扭矩轉(zhuǎn)速和風(fēng)扇性能曲線，利用插值法計算可得出風(fēng)扇在發(fā)動機(jī)處于該工況下的性能曲線。為保證較大安全系數(shù)，計算時取較小值進(jìn)行驗證。最大凈扭矩風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為：

利用插值法做出風(fēng)扇該轉(zhuǎn)速下風(fēng)量-風(fēng)阻曲線，見圖4。

圖4 工況點風(fēng)扇性能曲線

3.2.6 水泵相關(guān)參數(shù)

根據(jù)水泵相關(guān)臺架試驗數(shù)據(jù)，計算水泵在極限工況下的水流量和水阻，圖5給出了水泵在發(fā)動機(jī)不同轉(zhuǎn)速下的流量-揚程曲線。其中，水泵-發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速比為1.497。

圖 5 水泵臺架性能曲線

根據(jù)發(fā)動機(jī)最大凈扭矩轉(zhuǎn)速和水泵臺架性能曲線，利用插值法計算水泵在發(fā)動機(jī)該工況下的性能曲線。為保證較大安全系數(shù)，計算時取較小值進(jìn)行驗證。最大凈扭矩水泵轉(zhuǎn)速為：

利用插值法做出水泵在該轉(zhuǎn)速下流量-水阻曲線，見圖6。

圖 6 工況點水泵性能曲線

3.3 選型校核計算步驟

選型計算的實質(zhì)是確定風(fēng)扇和前端冷卻模塊的正確組合，同時確定發(fā)動機(jī)水泵和散熱器的正確組合，使得整個冷卻系統(tǒng)能夠滿足發(fā)動機(jī)在惡劣工況下的散熱量需求。校核計算按照下列步驟：

（1）利用風(fēng)扇和前端模塊總風(fēng)阻性能曲線確定風(fēng)扇的空氣流量；

（2）利用水泵和散熱器性能曲線確定通過散熱器的水流量；

（3）確定散熱器的熱傳遞系數(shù)；

（4）散熱量校核

3.4 風(fēng)扇的冷卻空氣流量

利用風(fēng)扇、散熱器、中冷器和冷凝器的性能曲線，按下列步驟確定風(fēng)扇的冷卻空氣流量。

（1）確定前端冷卻模塊的總風(fēng)阻；

（2）繪制風(fēng)扇與前端冷卻模塊的性能配合曲線圖；

（3）確定風(fēng)扇冷卻空氣流量；

3.4.1 前端冷卻模塊總風(fēng)阻計算

計算前端冷卻模塊總風(fēng)阻之前，需要將廠家提供的散熱器、中冷器和冷凝器的性能曲線繪制到同一坐標(biāo)系中（臺架試驗數(shù)據(jù)提供的風(fēng)速單位需要換算成各自的單位重量風(fēng)速單位，其中，空氣密度取1.29kg/m3），形成前端模塊零部件風(fēng)阻圖，見圖7所示。

圖 7 前端模塊零部件風(fēng)阻圖

對于散熱器、中冷器和冷凝器的迎風(fēng)面積全部覆蓋的情況，在某冷卻空氣流量下的總阻力等于散熱器、中冷器和冷凝器在該流量下的阻力的和。

對于散熱器、中冷器和冷凝器的迎風(fēng)面積不相同，不能全部覆蓋的情況，其總阻力的計算更加復(fù)雜一些。以散熱器迎風(fēng)面積為基準(zhǔn)，冷卻空氣通過的沿程為三個部分：直接通過散熱器、通過中冷器-散熱器、通過冷凝器-中冷器-散熱器，見圖8所示。

圖8 冷卻空氣沿程示意圖

冷卻空氣通過前端模塊過程中，非重疊、二重疊和三重疊部分的風(fēng)阻是不同的，在三重疊部分，其風(fēng)阻最大，等于散熱器、中冷器和冷凝器風(fēng)阻之和，二重疊部分風(fēng)阻次之，等于散熱器和中冷器風(fēng)阻只和，非重疊部分風(fēng)阻最小，僅為通過散熱器風(fēng)阻。根據(jù)流體力學(xué)原理[7]，冷卻空氣在前端冷卻模塊中流動時，在冷凝器進(jìn)口截面和散熱器出口截面之間的各個部分的壓力降是相同的，故通過非重疊、重疊部分的流速是不同的，流過非重疊部分因風(fēng)阻小故流速大，流過重疊部分風(fēng)阻大故流速小。根據(jù)以上原理，可以在圖9中計算中出整個前端模塊的總風(fēng)阻，具體步驟如下：

圖 9 前端模塊總風(fēng)阻計算圖

（1）先設(shè)定一總風(fēng)阻，如取200Pa做一水平線（見圖9），分別于散熱器曲線、散-中串聯(lián)曲線和散-中-冷串聯(lián)曲線相交于A、B和C點。

（2）分別過A、B和C點作向下垂線和X軸交與Ga1、Ga2和Ga3點，這三點即為通過散熱器、散熱器-中冷器、散熱器-中冷器-冷凝器的冷卻空氣單位重量面積風(fēng)速。通過這三部分的冷卻空氣的重量流量分別為和在200Pa風(fēng)阻下，通過散熱器迎風(fēng)面積Fr冷卻空氣總重量流量為這三部分重量流量之和。

（3）單位面積總重量流量Ga為：

（4）在X軸上Ga點做垂線和風(fēng)阻為200Pa的水平線先交于H點，此點即為200Pa時前端模塊總風(fēng)阻上的一點。

按照以上步驟，逐一設(shè)定不同數(shù)值總風(fēng)阻，即可做出完整的前端模塊總風(fēng)阻曲線，見圖9所示。

3.4.2 繪制風(fēng)扇-前端模塊性能匹配曲線

根據(jù)工況點風(fēng)扇性能曲線圖（圖4）和前端模塊總風(fēng)阻圖（圖9），可繪制出風(fēng)扇-前端模塊性能匹配曲線圖，見圖（10）。需要注意的是，在繪制風(fēng)扇-前端模塊性能匹配曲線圖之前，需要將前端模塊總風(fēng)阻圖橫坐標(biāo)的流量單位（kg/(m 2·s)）轉(zhuǎn)換為和風(fēng)扇性能曲線橫坐標(biāo)（m3/s）一致，密度取1.29kg/m3。

圖10 風(fēng)扇-前端模塊性能匹配曲線圖

3.4.3 確定風(fēng)扇的冷卻空氣體積流量

在圖10的風(fēng)扇和前端模塊性能匹配曲線圖中，風(fēng)扇的性能曲線和前端模塊的總風(fēng)阻曲線的交點A就是風(fēng)扇和前端模塊匹配的實際工況點，這一點的橫坐標(biāo)Va就是風(fēng)扇的冷卻空氣體積流量。由圖（10）可知，風(fēng)扇的冷卻空氣體積流量為1.35m3/s。根據(jù)散熱器的迎風(fēng)面積Fr=0.32m2，可計算出通過散熱器的平均風(fēng)速為4.22m/s。

3.5 散熱器的冷卻水流量

根據(jù)散熱器水側(cè)性能曲線、水泵工況點性能曲線和發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速水分量的相關(guān)參數(shù)[8]，可確定通過散熱器的冷卻水流量。

3.5.1 工況點水泵-散熱器分配性能曲線

水泵在工況點運轉(zhuǎn)時，通過的水流量并不是全部通過前端散熱器，有部分流量分別經(jīng)過EGR冷卻器，油冷器和暖風(fēng)系統(tǒng)直接回到水泵入口處。

發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)流量分布和阻力成反比關(guān)系，根據(jù)發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)設(shè)計流量分布表（表2）和水泵工況點性能曲線圖（圖6），可繪出工況點水泵-散熱器分配性能曲線，見（圖11）。

圖11 工況點水泵-散熱器分配性能曲線圖

3.5.2 繪制散熱器-水泵性能匹配曲線

根據(jù)散熱器冷卻水側(cè)性能曲線圖（圖1）和工況點水泵-散熱器分配性能曲線（圖11），可繪出散熱器-水泵性能匹配曲線圖，見圖（12）。

圖12 散熱器-水泵性能匹配曲線圖

3.5.3 確定散熱器的冷卻水流量

在圖12的散熱器和水泵性能匹配曲線圖中，散熱器性能曲線和水泵-散熱器分配性能曲線的焦點B就是散熱器和水泵匹配的實際工況點，這一點的橫坐標(biāo)Vw就是通過散熱器的實際水流量。由圖（12）可知，通過散熱器的冷卻水流量為118L/min。

3.6 散熱器的熱傳遞系數(shù)K值

由散熱器的試驗數(shù)據(jù)(表3)和計算公式1可做出散熱器流量為80L/min、100L/min、120L/min時的風(fēng)速-K值曲線，并從曲線中可求出風(fēng)速為4.22m/s時的K值，如下圖所示：

圖13 風(fēng)速-K值圖

由圖13可知，在風(fēng)速為4.22m/s時，不同水流量下的K值，如下表6所示：

表6

由此可做出當(dāng)風(fēng)速為4.22m/s，水流量-K值曲線，并通過作圖法得到水流量為118L/min時的散熱器K值，如下圖14所示：

圖14 工況點散熱器K值

由上圖可知，水流量為118L/min時，散熱器K值為181.04[W/（m2·℃）]。

3.7 散熱量校核

3.7.1 工況點散熱量計算

將K值代入公式(1)，計算得：

Qw=57.5KW，其中各參數(shù)如下表所示：

表7

3.7.2 冷卻系統(tǒng)理論需求散熱量計算

由表1可知，發(fā)動機(jī)在扭矩點時對應(yīng)的發(fā)功率為Ne=74.1Kw，將Ne和表1中參數(shù)代入公式（2）計算得：QE=60.4Kw，其中熱能傳遞系數(shù)η取較大值0.25，機(jī)油和EGR冷卻器以增大15%進(jìn)行校核。

3.7.3 對比驗證

經(jīng)過工況點散熱量Qw和理論需求散熱量QE進(jìn)行對比，即散熱器在受中冷器和冷凝器共同影響下的散熱量大于發(fā)動機(jī)最大理論需求散熱量，故理論校核滿足設(shè)計要求。

3.8 極限使用溫度校核

由散熱量計算公式1，可推倒出環(huán)境溫度(散熱器空氣側(cè)進(jìn)口溫度) ta1的計算公式4：

對于此款發(fā)動機(jī)要求發(fā)動機(jī)出水溫度（散熱器進(jìn)水溫度）不高于110℃，即tw1≤110℃。將QE=60.4Kw代入公式4，可得ta1=46.9℃。

即冷卻系統(tǒng)可滿足整車在環(huán)境溫度不大于46.9℃的情況下使用。

3.9 熱平衡試驗

為了解該車實際使用工況的熱平衡效果,在某整車廠轉(zhuǎn)轂臺架進(jìn)行了熱平衡測試。由于整車?yán)鋮s系統(tǒng)在發(fā)動機(jī)最大扭矩時的冷卻環(huán)境最為惡劣，故測試工況為發(fā)動機(jī)扭力點處。試驗數(shù)據(jù)如下：發(fā)動機(jī)進(jìn)水溫度94℃，發(fā)動機(jī)出水溫度102℃，迎風(fēng)溫度41℃，環(huán)境溫度38℃，冷卻常數(shù)為64℃，許用環(huán)境最高溫度46℃。

試驗結(jié)果表明，整車許用環(huán)境最高溫度為46℃，大于設(shè)計要求的45℃，與理論計算許用環(huán)境最高溫度46.9℃基本吻合。

4、總結(jié)

整車?yán)鋮s系統(tǒng)的匹配是系統(tǒng)校核過程，需要綜合考慮各方面的綜合因素。本文以最大扭矩工況為校核工況點，將冷凝器、中冷器和散熱器作為整體前端冷卻模塊，詳細(xì)說明了前端冷卻模塊的風(fēng)阻分析方法，同時對水泵和散熱器水阻的匹配做了詳細(xì)說明。最終，通過計算出在工況點時實際散熱器的熱傳遞系數(shù)K，并對整個系統(tǒng)的散熱量和極限使用溫度進(jìn)行校核。

本文在研究校核過程中，僅當(dāng)做通過風(fēng)扇的風(fēng)量全部通過散熱器，未考慮風(fēng)量流失影響，另外，整個發(fā)艙布置及通風(fēng)對前端冷卻模塊風(fēng)阻有較大影響，需對流場進(jìn)行分析，避免排風(fēng)不暢帶來不利影響。同時要避免熱風(fēng)回流帶來進(jìn)風(fēng)溫度升高的不利影響。

本文通過理論計算作為匹配依據(jù)進(jìn)行校核，同時以臺架熱平衡試驗數(shù)據(jù)進(jìn)行實際對比，表明本理論校核方法具有一定實用性。

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Light truck cooling system design and checking method research

Wu Changqing, Liu Congcong, Ma Xiaoyu
(Anhui jianghuai Automobile Co., Ltd., Auhui Hefei 230601)

The design principles of light truck cooling system is introduced in this paper, including the influence on the cooling system of the radiator, inter-cooled apparatus, condenser, fan and water pump selection, etc., this paper mainly introduces the calculation method of selection of check, check calculation required parameters, including the radiator and engine water flow check calculation, front-end and fan cooling module checking calculation of the total wind resistance, the heat dissipating capacity on limiting condition at the same time, verify the cooling module can meet the demand of the vehicle.

radiator; cooling module; heat transfer coefficient; verifying calculation

U464.138

A

1671-7988 (2016)12-81-06

吳昌慶，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。