大中型客车冷却系统设计规范Word格式.docx
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汽车受发动机冷却液温度和润滑机油温度的限值而允许使用的最高环境温度。
3.7冷却风扇效率
是指风扇工作时发生的拒不损失，包括液力损失、溶剂损失和机械损伤。
各种损失以相应的效率标示。
冷却风扇的效率直接影响风扇的功率消耗。
同样条件下，风扇效率愈高，风扇的功率消耗就愈小。
4设计准则
4.1发动机冷却系统设计应满足安全、环保和其它法规要求及国际惯例。
4.2应满足的功能要求
4.2.1把发动机工作产生的热量与外界气体做热交换，保证所有许用工况下发动机出水温度要低于所要求的许用值。
4.2.2在规定时间内排除发动机及冷却系统内的空气。
4.2.3具有水温报警装置。
4.2.4具备一定的缺水工作能力。
4.3应达到的性能要求
4.3.1系统本身的膨胀空间容积应不小于系统总容积的6%；
4.3.2初次加入防冻液的量应能达系统总容积的90%；
4.3.3密封性好，不漏气、不漏水。
4.4设计输入、输出要求
总布置图样评审完毕、设计任务分解后开始进行冷却系统总成的设计，在设计过程中，需要不断根据其它总成的要求进行逐步完善。
在底盘总布置、发动机安装位置及车架型式确定的基础上开始设计，设计服务于性能设计、整车及底盘布置要求。
5部件及总成结构、性能及布置要求
5.1散热器
5.1.1选择散热器的原则；
5.1.1.1散热器芯部正面积（A×
B）；
空间允许情况下尽可能大，推荐简易匹配：
（30-37.5）cm2/kW，实际应以满足公司冷却测试为准；
尽量成正方形；
其中心应与风扇中心重合或稍低于风扇中心。
5.1.1.2散热器总散热面积；
散热器总散热面积应能满足极限工况要求，但不能使散热器的风阻过大。
推荐按照（0.16-0.20）m2/kW或按发动机厂家要求确定。
5.1.1.3散热器应尽可能在公司已有产品中选择，同时，同一车型装配不同发动机时，应选择散热能力要求最高的发动机来进行散热器匹配设计，以使物料最大程度的通用化。
5.1.1.4散热器前端进风面积应尽可能大，进风口截面≥70%散热器芯部正面积。
5.1.1.5散热器迎风正面积应尽可能大。
5.1.1.6散热器芯子厚度应尽可能薄。
5.1.1.7散热器与车身及发动机舱结合处，密封性要好。
5.1.1.8散热器与护风罩装配结合面，密封性要保证。
5.1.1.9散热器相对于发动机位置应尽可能低，但上水室不应低于发动机出水口。
5.1.1.10风扇中心与散热器中心应重合或稍高，风扇直径尽可能大。
5.1.1.11风扇前端面与散热器距离
理论上要求风扇与散热器之间保持一定距离，从而保证气流均匀地通过散热器的整个面积，使散热器发挥最大的散热效能。
对于吸风式风扇，此距离≥50mm（推荐80mm～100mm）；
对于吹风式风扇，此距离≥100mm；
若风扇未扫过面积较大，此距离应相应增加。
5.1.1.12风扇轮毂直径应尽可能小。
5.1.1.13发动机机舱中的排风通道和排风口面积应尽可能大，排风口总面积≥风扇叶片扫过面积。
5.1.1.14散热器散热管、散热材料
铜质或铝制；
铝质散热器有质量轻，价格低的优势，铜质散热器具有良好的散热能力，结构刚度好等特点。
推荐：
散热器散热面积小于等于35m2时使用铝质散热器，大于35m2时使用铜质散热器。
5.1.1.15设计的散热器应尺寸小、重量轻、制造工艺简单、结构可靠耐久、风阻小、通用性强。
5.1.1.16在相同的发动机功率段，发动机水套散热量应根据整车的使用工况优先选用已有的散热器。
5.1.1.17对散热器总成其余未明确的技术要求、试验方法、检验规则、包装、标志、运输、储存及质量保证等应符合Q/FTE003相关规定。
5.1.1.18散热器安装时，必须牢靠，为隔离和吸收来自车架的部分震动和冲击，使散热器在车辆运行中，不致发生震裂、扭曲等损坏，与车架的连接时必须采用减震垫。
5.2风扇的选择
风扇应满足冷却系的风量和风压的需要，同时要求消耗功率最小、风扇效率高且有较宽的效率区、风扇噪声小、重量轻、成本低等，可按照如下方式设计。
5.2.1风量和风压
风量和风压的值可从风扇的风压曲线与系统阻力曲线相交的匹配点上得到。
风量必须满足散热器散热的需要（可根据风量的值和散热器散热效率曲线求出）。
风压在额定功率转速下，一般为（20～60）毫米水柱，若要克服较大阻力则应达80 毫米水柱。
5.2.2风扇的外径和转速
风扇的外径一般应略小于散热器芯部宽度和高度，在保持同等风量的前提下，应采用直径大而转速低的风扇。
风扇叶尖线速度应≤95m/s，推荐（71.1～91.4）m/s，（80～85）m/s为佳。
5.2.3风扇最大消耗功率应不超过发动机额定功率的6%。
5.2.4风扇效率应为（45～70）%。
5.2.5风扇最大动不平衡量应符合表1的规定。
表1风扇总成不平衡量
风扇外径Dmm
不平衡量g.cm
500＜D≤600
≤40
600＜D≤700
≤50
D＞700
≤60
5.2.6叶片安装角一般为30°
。
5.2.7叶片端部前弯风扇：
该结构风扇在风扇与发动机前端距离较近时采用，且在高速大风量时效果更明显。
在小流量范围内，选择直叶片结构风扇为好。
5.2.8风扇：
一般采用尼龙风扇。
5.2.9风扇离合器：
在气温较低的地区和季节采用，有节能效果。
但要注意风扇离合器与冷却系统的匹配问题。
5.3护风罩的设计
5.3.1护风罩的功用
护风罩的功能就是合理引导气流均匀流过散热器芯部，避免气流的回流或者涡流损失，特别是在总体布置不太理想的条件下，护风罩所起作用更重要。
5.3.2合理确定风扇叶端与护风罩（圈）之间的径向间隙
理论上此间隙越小越好。
一般此间隙为2.5%的风扇直径，后置发动机推荐此间隙为（10～15）mm，前置发动机车推荐此间隙为（15～20）mm。
5.3.3合理确定风扇伸入护风罩的位置
对于直叶吸风式风扇，风扇叶片投影宽度伸入护风罩内以2/3为宜；
对于吹风式，以1/3为宜；
对于弯叶风扇（叶片投影宽度应为叶片最窄部分），以2/3为宜。
5.3.4根据整车的使用工况优先选用已有的风扇、护风罩及中间传动机构；
5.4膨胀水箱的设计
5.4.1膨胀水箱通常又称为副水箱，它是冷却系统的一个组成部分。
冷却系统必须安装具有强制除气循环功能的膨胀水箱。
5.4.2膨胀水箱的功能：
储备冷却液、提供膨胀空间、除气、便于加注冷却液。
5.4.3膨胀水箱容量的确定
5.4.3.1膨胀容积
不小于整个系统内冷却液总容量的6%。
5.4.3.2储备容积
约占整个系统总容积的10%；
整车装备暖风系统时应达20%。
5.4.3.3必留容积
容积为35mm×
A（A为膨胀水箱底平面面积）
5.4.3.4膨胀水箱的总容积=膨胀容积+储备容积+必留容积；
5.4.4液面检查
膨胀水箱外侧应有透明管，方便观察液面。
5.4.5冷却液的加注
膨胀水箱可实现加注冷却液的功能；
5.4.6除气管进入膨胀水箱后应当有阻挡板，以防止除气管中带气体的冷却液直接到达加注管，造成加注管中有气体直接进入发动机；
5.4.7膨胀水箱应具有水位传感器，规格为M22×
1.5。
5.4.8膨胀水箱的位置
由于客车产品一般安装有暖风系统，而暖风系统在车厢内部的循环管路位置一般较高，因此膨胀水箱应尽可能安装的较高的位置，同时需兼顾到冷却液加注的方便性。
5.4.9压力盖的使用
5.4.9.1压力盖的功能
保证密闭式冷却系内的冷却液能保持一定的压力。
5.4.9.2压力盖的安装位置
压力盖可装在膨胀水箱加注口上，也可与膨胀水箱口分开，且散热器上盖子应封死。
5.4.9.3压力盖压力
一般为50kPa，其压力值由压力阀决定，如果压力盖与加水口分开，加水口压力值不小于70kPa；
不同压力盖和不同海拔高度与冷却水沸点的关系如表2。
表2压力盖压力、海拔高度与冷却水沸点
海平面
海拔1500米
海拔2500米
海拔3500米
无压力盖
100℃
95℃
91℃
87℃
压力盖压力30kpa
107℃
103℃
97℃
压力盖压力50kpa
111℃
108℃
105℃
102℃
5.4.9.4压力盖中除了有压力阀外，还应有一个真空阀，真空阀压力推荐为10kPa。
5.4.10膨胀水箱安装要求
5.4.10.1管路的弯角处或直径变化处必须圆滑过渡，管路尽量短而直，这样有利于空气的排出。
5.4.10.2为了保证冷却液循环时能将所产生的气体全部排出，膨胀水箱的安装位置要尽可能的高，膨胀水箱的下水口位置不能低于发动机出水口，同时保证发动机水泵进水口处的压力满足发动机性能要求。
5.4.11冷却管路设计
5.4.11.1冷却系的主循环回路
冷却系的主循环回路是指冷却液被水泵强制压入发动机缸体及缸盖水套内，流速较强的冷却液沿结构设计的路线冲刷发动机内部高温受热壁面，把热带走，然后流经节温器进入散热器，经散热后液温下降，重新由水泵输入发动机水套内这一循环回路。
此回路设计时需注意：
a）若发动机上有水冷式中冷器和车上有暖风装置，且它们的位置均比发动机及散热器高，则在它们的水套或水路的最高点上应设置放气阀门，以便在加注冷却液时打开阀门让空气排出；
它们所容纳的冷却液容量应计算在冷却系总容量之内；
b）尽量避免发动机前低后高布置，否则，缸盖后端的水套处应设置放气阀；
c）冷却液的加注速度应≥15升/分钟。
5.4.11.2冷却系除气循环回路
该回路以膨胀水箱为中心，一般有三根管路与膨胀水箱相连接，其中两根是分别从发动机缸盖水套顶部和散热器上水室顶部引出并输入膨胀水箱，一般将其称为溢气管或除气管；
冷却液在循环中所产生的蒸汽以及混入的空气经这两根管引入膨胀水箱，在膨胀水箱内冷凝、分离，分离后的冷却液从膨胀水箱底部回水管重新进入水泵。
设计时应注意一下几点：
a）除气回路循环流量应≤2L/min；
b）膨胀水箱高度：
其底平面至少应高出发动机水套顶部；
c）补水管：
沿水流方向向下倾斜，向上倾斜是必须避免的。
d）软管材料选用三元乙丙橡胶，壁厚约为5mm；
要求：
胶管内部应光滑、无杂物，胶管壁厚均匀，胶管耐热温度-40℃～140℃，耐压不低于180kPa。
e）钢管材料选用不锈钢，壁厚为1.0mm。
水管直径根据发动机及散热器进出水口规格推荐使用45mm、50mm、55mm、60mm、70mm。
管内壁应清洁，无杂物，管口两端做好防尘保护；
f）钢管两端应具有防脱凸台，钢管与橡胶管配合尺寸不小于40mm，不大于60mm。
g）安装暖风系统时，为降低燃油消耗量，取水口设置在发动机上，回水口设置在发动机回水管上，直径为￠25mm，国四发动机需预留尿素加热水管路，取水口设置在发动机上，回水口设置在发动机回水管上，直径为￠14mm。
h）冷却系统中软管与钢管相接处的连接件推荐使用标准型的钢带式B型卡箍；
j）膨胀水箱下水管为管径25mm的钢管、橡胶软管；
k）除气软管为管径10mm的钢管、橡胶软管。
5.4.12冷却系统传动结构的选型设计
一般发动机在整车上的布置可分为前置、中置、后置三种形式，目前后置客车已成为主流，冷却系的设计一般是通过发动机前端的皮带轮取力，经过冷却传动机构，由带传动驱动水箱风扇。
结合公司后置底盘冷却系的结构特点，后置客车冷却传动机构主要有两种：
分体式机械传动结构、电子式风扇结构。
可根据整车布置需要进行选择：
5.4.12.1机械传动结构（机械传动车型使用）
经皮带轮转速为4000r/min、历时30min的运行，运转应正常，不得有异响，轴承处温升不大于40℃。
本装置选用6306可维护轴承，最大传递功率18kW，适用风扇直径最大720mm，平均转速3000r/min时轴承设计寿命10000h。
5.4.12.2电子式风扇结构（纵置水箱安装结构使用）
适用于侧置水箱布置形式，有利于车辆空间的合理布置，在降低燃油消耗率上有明显作用。
5.4.12.2.1电子风扇技术要求、试验方法、检验规则满足标准QC/T773要求。
5.4.12.2.2电子风扇选用：
推荐使用直流24V吹风式电子风扇，风扇直径305mm.
5.4.12.2.3水温信号提取：
如整车采用CAN总线则直接从发动机ECU读取水温信息。
否则则应在发动机出水管上安装水温传感器，传感器安装尺寸规格为M22×
5.4.12.2.4传动机构所用皮带轮及皮带均应符合国际要求，通常要求传送皮带为B型或C型V带；
5.4.12.2.5冷却系统采用长效防冻锈液，通常由一定比例的乙二醇和清水组成，冰点为-25℃，个别高寒地区（中国北方地区或温度接近区域）可用-45℃防冻液，在正常工作条件下，防冻液温度控制在99℃以内；
6设计评审
6.1设计评审项目
冷却系统设计评审分为图纸评审及实物评审二个阶段。
6.2图纸评审
冷却系统图纸评审随PLM发布时一同评审，图纸评审的主要内容为：
a）冷却系统的设计是否符合整车需求和发动机需求；
b）冷却系统的安装、维修、保养的方便性；
c）冷却系统管路布置的合理性等。
6.3实物评审
实物评审主要依据为；
a）本设计规范；
b）冷却系统设计接口；
c）冷却系统特性清单；
7设计计算
冷却系统应满足在所有许用工况下，使发动机得到足够的冷却，即是在可能遇到的最高气温以及加上所有的附加热负荷时系统仍能正常工作。
现举例说明其计算方法和计算过程。
7.1.发动机
7.1.1.额定功率/额定转速：
117kw/2600r/min
7.1.2.水泵循环流量：
51加仑/分（193L/min）
7.1.3.水套散热量：
4320BTU/分（1088.64千卡/分）
7.2.散热器
7.2.1.散热器芯部正面积：
4.3英尺（相当于0.4m2）
7.2.2.芯子代号：
21/3K×
LL-9（芯子厚度21/3英寸=59.2mm）
7.2.3.冷却管排数：
4
7.2.4.散热片间距：
9片/英寸（相当于2.7mm）
7.2.5性能曲线数据见表3及表4.
表3散热器风阻
项目
要求
通过散热器的空气流速V（英尺/分）
800
1000
1200
1600
2000
2300
2600
通过散热器的空气流量Q（立方英尺/分）
3400
4300
5160
6880
8600
9890
11180
散热器风阻△P（英寸/水柱）
0.315
0.475
0.600
0.980
1.455
1.865
2.300
表4散热器散热率
400
1720
3440
散热器的比散热量h（BTU/分.平方英尺.100°
F△T）
505
822
1097
1325
1518
1648
1768
散热器的散热量H（BTU/分.100°
2171.5
3543.6
4717.1
5697.5
6527.5
7086.4
7602.4
注：
H=h×
4.3；
散热器正面积=4.3平方英尺；
100°
F△T为水温差100°
F=（38℃）
7.3.风扇
7.3.1.直径：
22英寸（558.8mm）
7.3.2.叶片投影宽度：
2.16英寸（54.8mm）
7.3.3.叶片数：
10
7.3.4.与发动机速比：
1：
1
7.3.5.消耗功率（额定转速下）：
5.0kw
7.3.6.性能曲线数据见表5。
表5性能曲线数据
风扇产生的空气流量Q（立方英尺/分）
4000
5000
6000
7000
8000
9000
风扇产生的空气压差△P（英寸/水柱）
4.4
2.8
2.05
1.70
1.20
0.75
0.30
1英尺=304.8毫米1BTU=0.252千卡
7.4.工作环境
7.4.1.工作环境温度：
F（38℃）
7.4.2.环境海拔高度：
500英尺（152米）
7.4.3.冷却系统进风系数：
65%（假定）
7.5.根据散热器和风扇制造商提供的资料，可以绘制以下图。
上图中：
散热器的风阻曲线A数据可见表3；
散热器的散热率曲线D数据可见表4；
散热器的风量-风压曲线B数据可见表5；
表3、表4、表5中所指空气流量的风扇转速均是指在发动机额定转速下的风扇转速，即风扇转速=发动机额定转速×
风扇速比。
7.6从上图可以看出，散热器的风阻曲线A和风扇风压曲线B相交，其交点在C点，C点称为散热器和风扇的理论匹配点，从图可知C点的空气流量Q为7253立方英尺/分，压差△P为1.09英寸水柱。
C点就是在发动机额定转速下，上述散热器和风扇匹配后，通过散热器的理论空气流量和前后建立的压差。
它没有考虑冷却系整体装置中的全程系统阻力。
按照冷却系统实际情况，理论空气流量必须乘以上述假定的进风系数0.65。
故修正后的实际风量为7253×
0.65=4714立方英尺/分。
7.7在实际空气流量下，可以对应散热器的散热率曲线D得出E点，E点为实际风量与散热器散热量的汇合点。
E点纵坐标就是散热器在这实际空气流量下的散热率，其值为4410BTU/分.100°
F△T。
F△T是指在散热器试验时所采用的“液-气温差”为100°
F（55℃），就上述散热器在E点而论，每°
F的“液-气温差”相当于具有4410/100=44.1BTU/分的散热能力。
7.8根据发动机制造商所提供的该发动机在额定工况下的水套散热量为4320BTU/分，通过散热器要散发掉这部分热量，需要的“液-气温差”为4320/44.1=97.9°
F，即要求上述散热器保持在“液-气温差”为97.9°
F时，热量可发生收支平衡。
此外，由于水泵循环量为51加仑/分，而每加仑水的比热为8.06BTU/°
F，则冷却液通过散热器后，其温度应下降4320/51×
8.06BTU=10.5°
F，即散热器上下水室的温差为10.5°
F，取其平均值则为1/2×
10.5=5.25°
F，这等于上水室液温与平均液温（散热器芯子中部）之差值。
7.9上述已经求得发动机在工作环境大气温度为100°
F时，当保持“液-气温差”为97.9°
F，同时散热器上水室的液温比中部平均高出5.25°
F，因此在该工作环境下，上水室液温为：
100+97.5+5.25=203.2°
F，即此时发动机出水口的冷却液温度为203.2°
F（95℃）。
7.10假定冷却液的沸腾点为212°
F（100℃），现上水室液温为203.2°
F，离沸点还有212-203.2=8.8°
F，因此沸腾进风温度为100+8.8=108.8°
F（41.6℃），即当气温为108.8°
F时，冷却液发生沸腾。
根据发动机所允许的最高出水温度210°
F（99℃），故许用环境温度应为106.8°
F（41.6℃），其冷却常数为103.2°
F（57.3℃）。
8制图要求
二维图样为采用AutoCAD软件的*.dwg格式图样，外来文件采用PDF格式，三维图样为采用CATIA软件的*.CATProduct、*.CATDrawing、*.PDF格式图样。
制图要求：
图样清晰，视图完整，尺寸齐全，公差合适，技术要求明确。
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