后置发动机汽车冷却系统的研究

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1前言由于后置发动机车辆的冷却系统没有迎面风，为了便于散热器气流的组织，将散热器布置在发动机的侧面，并增加一套风扇的中间传动机构，因此气流的组织、传动机构的安装调整较困难。同时由于后置客车特有的结构使噪声较大，从而使冷却系统设计较前置发动机车辆更为复杂。

a.冷却系统应具有足够的冷却能力，保证发动机在所有工况下出水温度低于要求的许用值。

b.冷却系统应能在规定时间内排除系统内c.冷却系统设计应留有膨胀空间，其容积占系统容积的比例应满足发动机安装推荐。

足发动机安装推荐。

e.发动机高怠速运转，散热器或系统加水盖打开，水泵进口为正压，f.冷却系统应有一定的缺水工作能力，缺水量应满足发动机安装推荐。

目前后置客车冷却系统主要存在以下问题：。中间轮至发动机皮带轮的皮带随发动机扭转振动忽紧忽松，使皮带损害严重。

d.冷却系统传动轮系难以调整到个平面上，使皮带损害严重。

针对以上问题，提出如下考虑m3.1冷却性能的考虑3.1.1底盘部分采用尽可能大的散热器，风扇配以较低的速比，最大限度地利用散热器的正面积，减小芯r-厚度，从而降低风阻提高风扇效率。

将风扇安装在护风圈上，使风扇和护fxl圈之间没有相对运动，减小风扇和护风圈的间隙，提高风扇效率。

3.1.2车身部分a.冷却系统的进风能力一般进风口面积应为散热器正面积的90 %100%，同时w值及s值应尽可能小，如风道内应保证足够的断面尺寸，内部形状趋向流线使气流在风道内不产生涡流现象。风道截面主要有俯视截面为三角形、方形和半圆形3种。

设计中应在车身上的相对位置开口，以尽可能保证风扇排风通畅。

在进风道与散热器间要采取密封措施，防止发动机罩内的热风回流，尤其要注意对排气系统等热源的隔离。

3.2风扇传动装置的考虑由于采用发动机后置的形式，风扇布置在散热器后面，远离发动机，传动困难。在发动机和风扇之间设置一个中间轮，通过发动机前端曲轴皮带轮取力，经中间轮再由皮带带动风扇。

3.2.1皮带的张紧在中间轮上设计了调节杆，解决皮带随发动机扭转振动忽紧忽松的问题，提高皮带的可靠性。

3.2.2传动轮系的调整将散热器4点悬置在车架后框架上，上下各两点。护风圈与散热器总成之间无任何连接关系，各自分别固定。因此护风圈的位置和角度容易调整，可将冷却系统传动轮系调整到一个平面上，提高皮带的可靠性。冷却系统布置见图'2.根据对目前国内几种后置发动机客车噪声的测定，冷却系噪声能量接近整车幅射噪声能量的50%，主要影响因素如下。

a.依靠提高风扇速比来提高风量，将普遍存在风扇噪声大的问题。表1为eq1110kr6d风扇转速与风扇噪声的关系。

噪声试验表明风扇转速在高速时每下降nor/min，风扇噪声下降0. 7db（a）~0.8db（a），：故设计时应首先考虑采用降低风扇转速提高风扇效率的方法，这样既可获得较好的冷却性能，又可降低风扇噪声和功率损耗。

h.不同的风扇与散热器间距引起的噪声级表1 eq1110kr6d风扇转速与风扇噪声的关系风扇转速/r在低速时变化不大，在高速时略有不同，见表2.风扇皮带轮支承板对冷却系噪声的影响不大。

进风箱罩及贴吸声材料对冷却系噪声的影响较明显，见表3、表4.进风箱装铁丝网进风箱罩时，其噪声明显低于装百叶窗。而进风箱作吸声处理后降噪效果也非常明显，对此客车厂家应引起重视3.4冷却系统计算的考虑3.4.1冷却系统计算的难点实际上，由于冷却系统安装在发动机罩内，受到诸多因素的影响，如散热条件差、空气流动时空气密度下降、护风圈间隙的存在、风扇与散热器及发动机的相对位置以及风扇前后除散热器阻力外阻力的存在等，必然使风扇实际风m比台架风m小，水泵的流量也因散热器及管道的阻力而下降以上诸因素的影响形成了冷却系统的安装效率如何考虑这个安装效率是h前冷却系统匹配计算中的难题。

3.4.2对安装效率的几种考虑方法a.考虑冷却系统的总效率；h.将散热器风阻加大〗倍；r.分别考虑冷却系统中的几种安装影响n素，即分别考虑对风扇流量有影响的几种因素：风扇系数（风扇与散热器间距的影响因素护风圈系数（不同护风圈的影响因素）；发动机罩阻力系数表2eq1110kr6d风扇与散热器及护风圈的相对位置与风扇噪声的关系dbta）注：为风搦投影宽度中心与散热器芯后的间距；7'为mu投影宽度露出护风圈的距离表3eq1110kr6d进风箱罩对冷却系噪声的影响db（a）进风箱罩形式测m点铁丝网正百叶窗反百叶窗注：测点i位于汽冷却出风n；测点2位于进风u表4eq1u0kr6d进风箱贴吸声材料对冷却系噪声的影响测点状况测点1尤吸声测点2有吸声无吸声注：测点1位于汽v部冷却出wi；测点2位于进wu（不同发动机罩的影响因素），最后的总系数为这三个系数的乘积：，这种方法为美ffl康明斯公司所采用此方法比以1：两种方法更准确，但缺点是发动机罩阻力系数难以ih只能定性分析冷却能乃3.4.：（安装效率冷却常数由于以h方法都只能求出散热器的散热与发动机的水套散热it比较，r不够准确，3试验结果无法比较，：，冷却系统性能试验及评价指标是冷却常数，即气水温差。、。ft设u阶段较为准确地i丨算出冷却常数，从而定m地分析冷却能力，足h前冷却系统设汁计算中采用的方法发热m，kw；iy为安装效率采m发动机全燃烧发热足为r便rif算目前计算中多采用发动机水套散热量，而许多国内发动机没有做过水套散热贵试验，因此提不出水套散数值热量。但发动机全燃烧发热量可按下式计算：q，-6qxnxnx x10x10"v2式屮，n为发动机转速，r/min；为发动机缸数；（/为缸内喷油y：。lnmv循环；为燃料密度，ks/l；a为燃料低热值，u/kg常ff丨试验获得，为散热器进水温度，l为散热器进风温度，k为散热器散热系数，kw/t；/1为散热器散热面枳，c，。为冷却水比汽乍技啦为冷却空气流量，kg/h；g，为冷却水流量，装效率基本不变a71可由试验获得，//可根据散热器性能试验结果计算出，可由发动机参数计算得到，因此可计算出每种基本车型的安装效率。当进行改进设计或变型车设计时，已知巧就可以计算出冷却常数at.这样的安装效率是由试验获得的，与实际情况较为接近，而且可直接计算出冷却常数，并与试验结果比较，从而可定站分析冷却系统的冷却能力，替代了以前近似计算散热器散热量与发动机散热量比较的定性分析：为此编制了冷却性能计算程序，以eq1110rc为例，说明以匕冷却性能的计算方法，并与试验结果比较。

3.5冷却系统设计计算与试验对比实例在eq〗horc后置客车的设计中，采用了上述的布置方式而在计算中，由于eqi110kr6d与之具有相同的发动机及近似的发动机系统布置。因此可根据eq1110kr6d冷却性能试验结果先计算出安装效率，在eq1i 10rc设计计算中引用，计算出冷却常数。

在转鼓试验台上进行eq1110rc冷却性能试验，计算结果与冷却性能试验比较见表5.表5eq1110rc冷却性能计算与试验结果比较发动机转速/环境温度/冷却常数试验值计算值通过计算与试验结果的比较，说明新的冷却性能计算方法与试验值较接近，较真实地反映了冷却性能，可在今后的冷却系统设计中广泛应用从转鼓试验结果看，该车冷却能力过强。但因不同客车车身的进风道有差异，若某种车型在使用中出现过冷，可进一步减小速比。根据本文介绍的计算方法可以很容易地获得需要的速比，这样就能进一步降低风扇的功率损耗和噪声。

3.6新旧后置发动机冷却系统比较新旧后置发动机冷却系统对比如表6.表6新旧后置发动机冷却系统比较乍型兮发动机散热器正散热器散风扇直风风扇护风圈沸腾空气车外加速噪声面积热面积/m2谏比间隙/mm温度/标准/dbf实测/叩丨a> 4结论本文提出的后置发动机车辆的冷却系统新的设计及计算方法，经eq111ofic冷却系统定型试验，证明已很好地解决了以往后置发动机客车经常出现的皮带损坏、冷却性能差、风扇噪声大等问题。同时经发动机安装检查试验，发动机安装满足有关要求。表明本文提出的后置发动机车辆的冷却系统设计及计算方法是成功的。

（责任编辑钱瑜）修改稿收到日期为1999年12月25日。

据中国科技信息研究所999年10月公布的统计数据表明，已连续多年人选为该所中国科技论文统计源刊的汽车技术杂志，1998年总被引频次为98次。在当年1286种统计源刊中，汽车技术杂志在交通运输类学科的16种统计源刊中名列第3位。

总被引频次是指本刊0创办以来所刊登的用的总次数，它是一项较为客观实际的评价指标，可用以说明本刊被科技人员使用和重视的程度以及在科技交流中的地位和作用，从而也是0前被有关部门用作衡量和评价科技期刊质m的一项重要依据。

（范文田）一

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