冷卻系統(tǒng)計(jì)算評(píng)估及改進(jìn)設(shè)計(jì)報(bào)告

1、報(bào)告編號(hào)：13冷卻系統(tǒng)計(jì)算評(píng)估及改進(jìn)設(shè)計(jì)報(bào)告課題名稱：4100QBZL經(jīng)濟(jì)型國(guó)3 柴油機(jī)開發(fā)編 寫： 楊 崴 校 對(duì)： 陳 希 穎審 核： 繆 雪 龍 批 準(zhǔn)： 居 鈺 生 無(wú)錫油泵油嘴研究所二六年五月冷卻系統(tǒng)計(jì)算評(píng)估及改進(jìn)設(shè)計(jì)報(bào)告一、4100經(jīng)濟(jì)型國(guó)3柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)與原機(jī)相比國(guó)3柴油機(jī)要采用冷卻EGR系統(tǒng)，需對(duì)引入廢氣進(jìn)行冷卻，所以原冷卻系統(tǒng)需重新進(jìn)行設(shè)計(jì)校核。1. 總體思路（油泵所方案）：對(duì)于引入EGR系統(tǒng)的4100柴油機(jī)來(lái)說(shuō)，冷卻水不僅要冷卻柴油機(jī)還必須冷卻引入的廢氣，而柴油機(jī)本身又同時(shí)存在大循環(huán)和小循環(huán)兩條水路，所以如何布置EGR冷卻水路將成為一個(gè)復(fù)雜的問(wèn)題。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)整體布置情況

2、，在原冷卻系統(tǒng)（見圖1所示）基礎(chǔ)上重新從水泵口引水冷卻EGR， 也就是說(shuō)EGR冷卻器仍與原冷卻系統(tǒng)公用同一個(gè)冷卻水泵，同時(shí)考慮盡量不影響原冷卻水路，因此系統(tǒng)改進(jìn)方案（見圖2所示）采用并聯(lián)冷卻方案：在冷卻水泵出水口，根據(jù)機(jī)體換熱量和EGR冷卻器換熱量分配冷卻水流量。從EGR冷卻器出口出來(lái)的冷卻水回到節(jié)溫器端.水泵節(jié)溫器中 冷 器散 熱 器氣缸體氣缸蓋出水管風(fēng)扇機(jī)油冷卻器圖1 原冷卻系統(tǒng)示意圖水泵節(jié)溫器風(fēng)扇中 冷 器散 熱 器氣缸體氣缸蓋出水管機(jī)油冷卻器EGR冷卻器圖2 增加EGR系統(tǒng)后冷卻系統(tǒng)示意圖（油泵所方案）2. 云內(nèi)方案云內(nèi)考慮到盡可能延續(xù)原機(jī)布置，因此從機(jī)油冷卻器處引出EGR冷卻器冷卻水

3、，經(jīng)EGR冷卻器后重新進(jìn)入水泵，見圖3所示。由于對(duì)EGR進(jìn)行冷卻的冷卻水是流經(jīng)機(jī)體和機(jī)油冷卻器的，所以水溫較高，因此該方案對(duì)EGR系統(tǒng)的冷卻效果不佳；而且經(jīng)過(guò)EGR冷卻器的冷卻水直接經(jīng)水泵重新進(jìn)入機(jī)體，因此該方案對(duì)機(jī)體冷卻效果也會(huì)造成一定程度的影響。具體影響程度由后期試驗(yàn)測(cè)試。水泵節(jié)溫器中 冷 器散 熱 器氣缸體氣缸蓋出水管風(fēng)扇機(jī)油冷卻器EGR冷卻器圖3 增加EGR系統(tǒng)后冷卻系統(tǒng)示意圖（云內(nèi)方案）二、冷卻系統(tǒng)能力校核及改進(jìn)設(shè)計(jì)（一）. 冷卻水泵能力校核和冷卻管路設(shè)計(jì)及校核1. 冷卻水泵能力校核（1）. 冷卻系統(tǒng)帶走的熱量冷卻系統(tǒng)散走的熱量Qw，受許多復(fù)雜因素的影響，很難精確計(jì)算，初步估算時(shí)可以

4、采用經(jīng)驗(yàn)公式 （kJ/s）式中A 傳給冷卻系統(tǒng)的熱量占燃料熱能的百分比，對(duì)柴油機(jī)A=0.180.25，如果發(fā)動(dòng)機(jī)裝置水冷式機(jī)油散熱器，則要增加機(jī)油的散熱量，即將Qw增大5%10%；ge 燃油消耗率（kg/kWh）；Ne發(fā)動(dòng)機(jī)功率(kW)；Hu燃料低熱值 （kJ/kg），柴油低熱值取Hu=41870 kJ/kg；于是被冷卻水帶走的熱量范圍為（標(biāo)定點(diǎn)）當(dāng)A=0.23時(shí)，同時(shí)考慮水冷式機(jī)油散熱器散熱量，將QW增大8% 后得到 Qw = 56.43 kJ/s根據(jù)EGR系統(tǒng)報(bào)告，EGR冷卻廢氣所需總傳熱量QE總=11.5 kJ/s，考慮到EGR冷卻器的冷卻效率，取QE = 1.07QE總 = 12.31

5、 kJ/s。所以，冷卻系統(tǒng)需帶走的熱量為（2）. 冷卻水的循環(huán)量根據(jù)散入冷卻系統(tǒng)中的熱量，可以算出冷卻水的循環(huán)量式中tw冷卻水在發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)循環(huán)時(shí)容許的溫升，對(duì)強(qiáng)制循環(huán)冷卻系統(tǒng)，可取tw=612，本計(jì)算取tw=8；w水的密度，近似取為1000kg/m3； cw水的比熱，近似取為4.187kJ/kg。將QE代入冷卻水循環(huán)量計(jì)算公式，則EGR系統(tǒng)所需冷卻水循環(huán)量未引入EGR系統(tǒng)前（即原機(jī)冷卻系統(tǒng)）所需冷卻水循環(huán)量：引入EGR系統(tǒng)后所需冷卻水循環(huán)量：（3）. 水泵能力校核為保證發(fā)動(dòng)機(jī)的正常運(yùn)行，一般把標(biāo)定工況作為冷卻系統(tǒng)的設(shè)計(jì)工況。所以在以下計(jì)算中選取標(biāo)定點(diǎn)的冷卻水循環(huán)量作為計(jì)算量。1 ）. 確定水泵泵

6、水量Vp式中v水泵的容積效率，主要考慮到水泵中冷卻水的泄漏，一般取0.60.85。為保證循環(huán)水量，取Vp2.710-3 m3/s。未引入EGR系統(tǒng)前水泵泵水量為：5）. 水泵能力分析（判斷方法：根據(jù)所需流量進(jìn)行水泵揚(yáng)程校核）圖4為云內(nèi)4100QBZL所采用水泵的性能曲線表，點(diǎn)1和點(diǎn)2代表未引入EGR系統(tǒng)前，在滿足發(fā)動(dòng)機(jī)要求冷卻水量前提下，水泵所能提供的揚(yáng)程范圍；點(diǎn)3和點(diǎn)4 代表引入EGR系統(tǒng)后，在滿足發(fā)動(dòng)機(jī)要求冷卻水量前提下，水泵所能提供的揚(yáng)程范圍。圖4 云內(nèi)4100QBZL水泵的性能曲線表從表1可知，引入EGR系統(tǒng)后，在滿足流量要求的前提下，水泵所提供的最小揚(yáng)程為12.8m。表1 原機(jī)和引入

7、EGR系統(tǒng)后流量與揚(yáng)程對(duì)應(yīng)表流量（10-3 m3/s）揚(yáng)程（m）原機(jī)11.9814.922.813.9引入EGR系統(tǒng)后32.4114.443.4212.8根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)，克服缸體缸蓋水套阻力的揚(yáng)程分配為1.251.5mH2O，克服散熱器或冷卻器阻力的揚(yáng)程分配為22.5 mH2O，克服水管阻力的揚(yáng)程分配為0.751.25 mH2O，因此整個(gè)冷卻系統(tǒng)的流通阻力為45.25 mH2O；此外加上水冷機(jī)油冷卻器流通阻力1.25 mH2O和EGR冷卻器流通阻力2 mH2O ，得到冷卻系統(tǒng)最大總阻力為8.5 mH2O ?，F(xiàn)有水泵在滿足最大流量3.42 m3/s的同時(shí)，可提供揚(yáng)程為12.8m，因此現(xiàn)有水泵可

8、滿足引進(jìn)EGR系統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)使用要求，不需改動(dòng)。（此段數(shù)據(jù)出自于柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)中冊(cè)第十八章）（4）. 冷卻水泵其他數(shù)據(jù)的計(jì)算1）. 水泵泵水壓力的確定（經(jīng)驗(yàn)估算）水泵的泵水壓力應(yīng)當(dāng)足以克服水冷系中所有的液體流動(dòng)阻力，并獲得必要的冷卻水循環(huán)的流動(dòng)速度。同時(shí)為了冷卻可靠，在工作溫度下，水在任一點(diǎn)的壓力均應(yīng)大于此時(shí)的飽和蒸汽壓力，以免產(chǎn)生氣蝕現(xiàn)象。在沒(méi)有試驗(yàn)數(shù)據(jù)的情況下，按照發(fā)動(dòng)機(jī)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)，總阻力在40103 53103 Pa之間。為了安全起見，一般泵水壓力取為 150 103 Pa，而對(duì)于該水泵可按照提供的最大揚(yáng)程14.4mH2O決定泵水壓力，取值為141 103 Pa。2）. 水泵所消耗的功率式中

9、水泵的泵水壓力（Pa），為了安全起見對(duì)于車用發(fā)動(dòng)機(jī)，一般取泵水壓力，該水泵取141 103 Pa；h水泵的液力效率，h0.60.8，取中間值0.7；m水泵的機(jī)械效率，在現(xiàn)有結(jié)構(gòu)中，可取0.90.97，取0.95；于是。車用發(fā)動(dòng)機(jī)水泵消耗的功率一般為發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定功率的0.51.0%。 在允許范圍內(nèi)。3）. 水泵的轉(zhuǎn)速水泵的轉(zhuǎn)速越高，水泵葉輪的尺寸及重量則越小，但水泵轉(zhuǎn)速受到氣蝕條件和葉輪材料機(jī)械強(qiáng)度的限制，其轉(zhuǎn)速不能太高。目前各類型水泵都未達(dá)到材料機(jī)械強(qiáng)度所限制的轉(zhuǎn)速，因此水泵轉(zhuǎn)速主要是受到氣蝕條件的限制。原云內(nèi)4100QBZL發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻水泵和冷卻風(fēng)扇同軸，并通過(guò)皮帶一級(jí)傳動(dòng)與發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸連接。按照

10、原傳動(dòng)比，水泵轉(zhuǎn)速為3300r/min。小結(jié)：根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)估算，現(xiàn)有水泵在滿足最大流量3.42 m3/s的同時(shí)，可提供揚(yáng)程為12.8m，因此現(xiàn)有冷卻水泵可滿足引進(jìn)EGR系統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)使用要求，不需改動(dòng)。但由于計(jì)算多采用經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)估算，實(shí)際冷卻效果還需試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。（5）水泵特性和系統(tǒng)阻力特性及其匹配如果要精確判斷水泵能力，可按下述方法（但目前缺冷卻系統(tǒng)流動(dòng)阻力曲線）：水泵的泵水壓力與流量有關(guān), 可用下式表示: p = f (V W )。圖5中示出其特性曲線1。圖中還示出了系統(tǒng)流動(dòng)阻力特性曲線2。由水泵特性可知, 隨著水泵泵水壓力的逐漸增大, 泵水量逐漸減少, 當(dāng)泵水壓力增大到某一值時(shí), 與系統(tǒng)阻力

11、平圖5 水泵特性曲線衡，曲線1 與曲線2 交于B 點(diǎn), 該點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的水流量V W B 即為水泵穩(wěn)定泵水量, 值應(yīng)與求出的V W 值接近, 否則, 必須調(diào)節(jié)水泵轉(zhuǎn)速或重新選擇水泵, 以達(dá)到最佳匹配。2. 冷卻系統(tǒng)管路設(shè)計(jì)校核（1）. 油泵所方案管路設(shè)計(jì)412水泵節(jié)溫器風(fēng)扇中 冷 器散 熱 器氣缸體氣缸蓋出水管機(jī)油冷卻器EGR冷卻器1）. 管路設(shè)計(jì)圖6 油泵所方案冷卻系統(tǒng)計(jì)算示意圖圖6中截面2和截面4處的水頭如下： ， 另外： ，（進(jìn)出EGR冷卻器的管路直徑選擇為相同）根據(jù)粘性流體總流的伯努利方程：（H2為管路循環(huán)損失）總水頭由發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)最大總阻力為8.5mH2O，查水泵特性表，可得對(duì)應(yīng)冷卻水

12、總流量為510-3 m3/s，水泵進(jìn)口壓力為-22.2kPa。在水泵的平衡狀態(tài)，水泵提供的水頭正好和發(fā)動(dòng)機(jī)阻力平衡，即：。所以由上述推導(dǎo)，可得：。式中：由于4截面靠近水泵進(jìn)水口，因此認(rèn)為該截面壓力等于水泵進(jìn)口壓力，即P4=-22.2kPa。根據(jù)連續(xù)性方程：，而設(shè)計(jì)希望，可得。綜合上述，可得則EGR冷卻管路內(nèi)徑為，取整D=13mm。2）.冷卻水量校核由得到：。由連續(xù)性方程可得：由結(jié)果明顯可知： ，?？梢姲丛摲桨高M(jìn)行的冷卻水管路設(shè)計(jì)可同時(shí)滿足發(fā)動(dòng)機(jī)和EGR系統(tǒng)的冷卻要求。（2）. 云內(nèi)方案管路設(shè)計(jì)校核21水泵節(jié)溫器中 冷 器散 熱 器氣缸體氣缸蓋出水管風(fēng)扇機(jī)油冷卻器EGR冷卻器1）. 管路設(shè)計(jì)圖7

13、 按云內(nèi)方案冷卻系統(tǒng)計(jì)算示意圖根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，通過(guò)缸套傳給冷卻介質(zhì)的熱量QL約占冷卻水帶走總熱量的（3238%），通過(guò)缸蓋傳給冷卻介質(zhì)的熱量QH約占冷卻水帶走總熱量的50%左右，通過(guò)水冷機(jī)油冷卻器傳給冷卻介質(zhì)的熱量QC約占冷卻水帶走總熱量的（510%）。本文中取QL占38%，QH占54%，QC占8%。由前文可知冷卻水從發(fā)動(dòng)機(jī)帶走的熱量（標(biāo)定點(diǎn)）Qw = 56.43 kJ/s，從EGR冷卻器帶走的熱量 QE = 12.31 kJ/s。結(jié)合該發(fā)動(dòng)機(jī)管路循環(huán)實(shí)際情況，兩管路循環(huán)需帶走的熱量如下：，。將管路循環(huán)需帶走的熱量代入冷卻水循環(huán)量計(jì)算公式，則1管路循環(huán)所需冷卻水循環(huán)量：；2管路循環(huán)所需冷卻水循環(huán)

14、量：由發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)最大總阻力為8.5mH2O，查水泵特性表，可得對(duì)應(yīng)冷卻水總流量為510-3 m3/s，水泵進(jìn)口壓力為-22.2kPa。根據(jù)連續(xù)性方程：，而設(shè)計(jì)希望，可得，與油泵所方案管路設(shè)計(jì)同理可得：式中：由于2截面靠近水泵進(jìn)水口，因此認(rèn)為該截面壓力等于水泵進(jìn)口壓力，即P2=-22.2kPa。綜合上述，可得則EGR冷卻管路內(nèi)徑為，取整D=20mm。2）.冷卻水量校核a. 設(shè)計(jì)管路冷卻水量校核由得到：。由連續(xù)性方程可得：由結(jié)果明顯可知： ，?？梢姲丛摲桨高M(jìn)行的冷卻水管路設(shè)計(jì)可同時(shí)滿足發(fā)動(dòng)機(jī)和EGR系統(tǒng)的冷卻要求。b. 沿用原有管路冷卻水量校核原4100發(fā)動(dòng)機(jī)從機(jī)油冷卻器返回冷卻水泵的管路內(nèi)徑

15、為15mm，由得到：。由連續(xù)性方程可得：由結(jié)果知： ，基本滿足冷卻水流量要求，因此可沿用原管路內(nèi)徑。但該管路設(shè)計(jì)分配給EGR冷卻器的冷卻水相對(duì)較少，余量不多，可能會(huì)影響EGR冷卻器的冷卻，但由于本計(jì)算為經(jīng)驗(yàn)估算，所以該方案具體冷卻情況仍需試驗(yàn)驗(yàn)證。小結(jié)：如采用油泵所方案進(jìn)行管路布置，在保持原機(jī)體進(jìn)水口面積不變的前提下，只需在水泵出水腔上加一個(gè)內(nèi)徑13mm分支進(jìn)行EGR系統(tǒng)的冷卻，其余冷卻管路不變；如采用云內(nèi)方案進(jìn)行管路布置，最好加大原有機(jī)油冷卻器EGR冷卻器冷卻水泵沿途冷卻管路內(nèi)徑，以達(dá)到良好的冷卻水分流情況。（二）. 散熱器能力校核及改進(jìn)設(shè)計(jì)1. 散熱器能力校核（1）. 散熱器傳熱系數(shù)K的確

16、定 （1）其中：w為水的導(dǎo)熱系數(shù)，當(dāng)管內(nèi)水流速度vw=0.20.6m/s時(shí)，可取w=20003500kcal/m2h；為材料厚度，可取0.000150.0002m； 為材料的熱傳導(dǎo)系數(shù)；a為空氣的導(dǎo)熱系數(shù)，一般為60105kcal/m2h。kcal/m2h=387.49 kJ/m2h（2）. 散熱器散熱面積校核根據(jù)散熱器的散熱量、外形幾何條件，可計(jì)算出散熱器散熱面積、正面積和散熱器基本尺寸。散熱面積 式中：為散熱器儲(chǔ)備系數(shù)，考慮到焊接不良、水垢及油泥影響，一般取=1.11.15；t為冷卻水和空氣的平均溫差，取柴油機(jī)最高允許出水溫度tw=95，由于散熱器前裝了中冷器，空氣先對(duì)中冷器進(jìn)行了冷卻，進(jìn)

17、入散熱器的空氣已經(jīng)被加熱，取ta=55。該值大于原散熱器散熱面積15.4m2，所以散熱器需進(jìn)行改動(dòng)。2. 散熱器改進(jìn)設(shè)計(jì)（1）. 提高散熱器散熱能力方法1）.改變散熱器的尺寸在幾何尺寸允許的范圍內(nèi)，可選用迎風(fēng)面積盡可能大的散熱器芯，增加散熱器散熱面積，提高散熱能力。2）.改變散熱器的材料，提高傳熱系數(shù)選用熱傳導(dǎo)性優(yōu)良的散熱器材料，提高傳熱系數(shù)。3）.提高液氣平均溫差（2）. 具體改進(jìn)方案散熱器基本尺寸確定：1）散熱器正面積FRFR=Va / va=3.25/11=0.30m2其中va為空氣通過(guò)散熱器時(shí)流速，對(duì)汽車va = 1015m/s，現(xiàn)取偏下限值va = 11 m/s；2）芯部的高度h 和

18、寬度b根據(jù)總布置要求確定芯部的高度h 和寬度b ，b =FR / h；3）散熱器芯部厚度lR式中： 為散熱器芯部的容積緊湊性系數(shù)，表示單位散熱器芯部所具有的散熱面積，其值越大，散熱面積越小，但空氣阻力也大，一般取=370900m2/m3；4）散熱器的水管數(shù)nn = VW /（ vWf0） vW為水在散熱器水管中的流速，一般取vW =0.60.8m/s；f0為每根水管的橫斷面積。小結(jié)：經(jīng)計(jì)算，在引進(jìn)EGR系統(tǒng)后，散熱器散熱面積應(yīng)大于17.86m2，而原散熱器散熱面積僅為15.4m2，所以散熱器需進(jìn)行改動(dòng)。根據(jù)散熱器的發(fā)展趨勢(shì)，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)擴(kuò)大散熱器正面積FR，減少芯部厚度。散熱器廠家可根據(jù)上述散熱面

19、積和散熱器正面積，在總布置允許的空間范圍內(nèi)，重新選擇芯部高度和寬度，同時(shí)結(jié)合本廠散熱器冷卻水管截面，決定冷卻水管的排列情況。如總布置不允許加大散熱器尺寸，則要依靠提高散熱系數(shù)和液氣平均溫差的方法提高散熱能力。（三）. 冷卻風(fēng)扇能力校核及改進(jìn)設(shè)計(jì)1. 冷卻風(fēng)扇能力校核（1）. 冷卻空氣需要量冷卻空氣的需要量Va一般根據(jù)散熱器的散熱量確定。散熱器的散熱量一般等于冷卻系統(tǒng)的散熱量Qw： 。式中ta空氣在散熱器進(jìn)出口處的溫差，通常ta1030 a空氣的密度，一般a1.01 kg/m3cp空氣的定壓比熱，可取cp1.047 kJ/kg將Qw代入冷卻空氣需要量計(jì)算公式有未引入EGR系統(tǒng)前冷卻空氣需要量：（

20、2）. 冷卻風(fēng)扇能力校核在風(fēng)扇功率的確定計(jì)算中，同樣以標(biāo)定點(diǎn)作為計(jì)算工況。1）. 風(fēng)扇壓力的確定（經(jīng)驗(yàn)估算）冷卻空氣流過(guò)散熱器時(shí), 要遇到一系列阻力, 為了使冷卻空氣順利通過(guò)散熱器并且把散熱量帶走，風(fēng)扇所供給的冷卻空氣必須具有一定的壓力，以克服空氣道的阻力。風(fēng)扇的供氣壓力是根據(jù)冷卻系的類型、具體布置與結(jié)構(gòu)而確定的。由于類型、具體布置與結(jié)構(gòu)的差異，風(fēng)扇供氣時(shí)所需要克服的空氣通道阻力也不同。水冷式冷卻系空氣通道的阻力p一般為：式中為散熱器的阻力，當(dāng)風(fēng)速為816m/s時(shí)，管片式散熱器阻力約為100500Pa，取稍大值380Pa；為除散熱器外的所有空氣通道，如百葉窗、導(dǎo)風(fēng)罩，發(fā)動(dòng)機(jī)罩等的阻力，它約等于

21、（0.41.1），取0.8。于是。2）. 風(fēng)扇能力分析風(fēng)扇外徑分析因?yàn)轱L(fēng)扇輪葉掃過(guò)的環(huán)面積等于散熱器芯部正面積的45% 60%， 而風(fēng)扇輪葉內(nèi)徑與外徑之比D 1/D2 = 0.28 0.36, 則， 即（m）經(jīng)計(jì)算，D2 = 433509mm，目前風(fēng)扇外徑為420mm，不在范圍內(nèi)。在保證發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊的前提下，按照風(fēng)扇外徑推薦尺寸，選取D2 = 450mm。2. 冷卻風(fēng)扇改進(jìn)設(shè)計(jì)（1）. 提高風(fēng)扇散熱能力的方法合理布置風(fēng)扇和導(dǎo)風(fēng)罩在冷卻系統(tǒng)中，風(fēng)扇、導(dǎo)風(fēng)罩和散熱器組成一個(gè)工作單元，所以對(duì)風(fēng)扇和導(dǎo)風(fēng)罩的改進(jìn)實(shí)際上即是為了提高散熱器的散熱能力。1）. 風(fēng)扇直徑風(fēng)量與風(fēng)扇直徑的關(guān)系見下面公式 式中：

22、Va為風(fēng)扇流量 ，C為軸向流速, D2為風(fēng)扇外徑, D1為風(fēng)扇輪葉內(nèi)徑。由上述公式可以看出，增大風(fēng)扇直徑 D2 是提高風(fēng)扇流量 Va 行之有效的辦法。2）. 風(fēng)扇轉(zhuǎn)速風(fēng)扇的流量 Va和風(fēng)壓 H 分別與轉(zhuǎn)速的一次方和二次方成正比，所以提高轉(zhuǎn)速也可以達(dá)到增加風(fēng)量和風(fēng)壓的目的。結(jié)合原曲軸皮帶輪與風(fēng)扇皮帶輪的傳動(dòng)比，同時(shí)考慮到風(fēng)扇消耗的功率與轉(zhuǎn)速的三次方成正比，且其葉頂圓周速度過(guò)大會(huì)造成噪聲急劇增加，故傳動(dòng)比不宜提高過(guò)大。此項(xiàng)改動(dòng)需根據(jù)柴油機(jī)空間布置的具體情況。3）. 調(diào)整風(fēng)扇 導(dǎo)風(fēng)罩和風(fēng)扇 散熱器的安裝位置 確定風(fēng)扇外徑與風(fēng)扇導(dǎo)風(fēng)罩之間的間隙s：從提高風(fēng)扇效率出發(fā), 護(hù)風(fēng)圈和散熱器的接合一定要嚴(yán)密和

23、緊實(shí)，間隙愈小愈好, 但因散熱器與裝風(fēng)扇的內(nèi)燃機(jī)分別用彈性支撐裝在底盤上,在運(yùn)行時(shí)它們可能有相對(duì)位移, 如間隙過(guò)小, 則風(fēng)扇和護(hù)風(fēng)圈可能相碰, 所以一般將s 取在5 20 mm之間。有研究表明，當(dāng)護(hù)風(fēng)圈與風(fēng)扇的葉間間隙由0.03 D2 (D2為風(fēng)扇外徑) 減小至0.01 D2 時(shí), 風(fēng)扇的容積效率可提高1/3。風(fēng)扇散熱器的安裝位置也影響風(fēng)扇冷卻空氣利用程度。（2）. 具體改進(jìn)設(shè)計(jì)1）. 風(fēng)扇外徑D2處的圓周速度，原風(fēng)扇為72.5m/s一般u2控制在70m/s，最高不超過(guò)110m/s。2）. 風(fēng)扇外徑D2處的壓力系數(shù)風(fēng)扇外徑D2處的壓力系數(shù)不應(yīng)超過(guò)0.6，這樣可使葉片載荷減小，也使風(fēng)扇工作點(diǎn)離風(fēng)

24、扇喘振線還有一定距離。3）. 風(fēng)扇葉輪內(nèi)徑D1D 1/D2 =0.28 0.36， D 1=0.28 0.36D2 =126162mm，取下限值D 1=126mm。4）. 風(fēng)扇氣流的有效軸向速度c5）. 風(fēng)扇外徑D2處的無(wú)因次流量系數(shù)6）. 節(jié)流系數(shù)7）. 風(fēng)扇的容積效率va. 確定風(fēng)扇外徑與風(fēng)扇護(hù)風(fēng)圈之間的間隙s從提高風(fēng)扇效率出發(fā), 間隙愈小愈好, 但因散熱器與裝風(fēng)扇的發(fā)動(dòng)機(jī)分別用彈性支撐裝在底盤上，在運(yùn)行時(shí)它們可能有相對(duì)位移，如間隙過(guò)小，則風(fēng)扇和護(hù)風(fēng)圈可能相碰, 所以一般將s取在520mm之間，原機(jī)s=20mm，則原機(jī)= 20/420 =0.048，該值較大。現(xiàn)取s=10mm，則=s/D2

25、=10/450=0.022。b. 確定容積效率v如圖8所示為不同節(jié)流系數(shù)下，容積效率v與相對(duì)間隙（s/D2）的關(guān)系，由圖查得，v=0.55圖8 容積效率與相對(duì)間隙的關(guān)系8）. 通過(guò)風(fēng)扇輪葉氣流的實(shí)際軸向速度c9）. 空氣氣流周向分速度Cu式中，h為風(fēng)扇液力效率，一般為0.550.75，取0.68。10）. 氣流平均相對(duì)速度wm11）. 平均氣流角m，m=31.40，取m=3212）. 風(fēng)扇輪葉的安裝角 =+m式中：為攻角13）. 風(fēng)扇輪葉寬度b圖9 風(fēng)扇斷面參數(shù)示意圖式中：Z為風(fēng)扇輪葉數(shù)，取Z=7；Ca為升力系數(shù)計(jì)算至此，由風(fēng)扇廠家根據(jù)上述數(shù)值，結(jié)合本廠風(fēng)扇葉片不同截面的空氣動(dòng)力性能曲線（圖10為某型葉片空氣動(dòng)力性能曲