【正文】 ，轎車多采用散熱器橫流水結構，因為轎車車身較低，空間尺寸緊張。橫流水結構散熱器能充分地利用轎車的有限空間最大限度地增加散熱器的迎風面積。散熱器分成水冷和風冷兩種冷卻 形式，風冷主要用在行駛在沙漠地帶的車輛的冷卻，但是決大多數(shù)的車輛采用水冷冷卻形式。 散熱器懸置布置： 散熱器通常為四點懸置，也可以采用三點懸置。其中主懸置點為 2 個，輔助懸置點為 2 個或 1 個。所有懸置點應布置在同一個部件總成上，改善散熱器受力情況，以盡量減少散熱器的振動強度。主懸置點與其連接的部件總成之間以膠墊或膠套等柔性非金屬材料過渡以達到減震的目的。主懸置點的膠墊壓縮量一般為其自由高度的 1/5 左右。少數(shù)轎車因其整車的減振膠墊或膠套而進行剛性連接。 中，重型載貨汽車由于散熱器的質量大及使用環(huán)境較差，一般要在散熱器的外部增加一個剛性較大的保護框架，以防止振動等外界力直接作用在散熱器上。懸置點設置在框架上。輕型貨車和轎車一般不加保護框架，蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 9 懸置點設置在散熱器的側板或水室上。為提高散熱器強度一些車散熱器上加有十字拉筋。 護風罩布置 護風罩的作用是確保風扇產(chǎn)生的風量全部流經(jīng)散熱器，提高風扇效率。護風罩對低速大功率風扇效率提高特別顯著。 風扇與護風罩的徑向間隙較小，風扇的效率越高。但間隙過小，車在行駛中由于振動會造成風扇與護風罩之間的干涉。風扇與護風罩之間的徑向間隙一般控制在 5mm－ 25mm。當風扇與護風罩之間的干涉。風扇 與護風罩安裝在同一零部件總成上（如同在底盤或同在車身上）其徑向與相對運動，風扇與護風罩之間的間隙可以下線，否則取上限。風扇與護風罩的軸向位置一般為：風扇徑向投影寬度的 2/3 在護風罩內， 1/3 在護風罩外，以增加導流減小背壓。 在大批量生產(chǎn)的車型中多采用塑料護風罩。鐵護罩多用于批量小或直徑較大的車型中。 在某些車型中，特別是轎車，護風罩在常開有多個窗口并加以單向簾布。當車速較高，風扇停止運轉時簾布打開減小護風罩的風阻，當風扇啟功后，簾布關閉提高風扇效率。 風扇布置 風扇直徑大小應和散熱器的形狀相協(xié)調，條件允許時 可增大風扇的直徑，降低風扇轉速。以達到減小功率消耗和降低噪音的目的。在某些散熱器長，寬比例相差較大時，如轎車散熱器，有時采用兩個直徑較小的風扇所取代。特別是要求轉速較高的風扇中已全部采用塑料風扇。 電動風扇是由電動機來驅動風扇，電動機的啟動與停止是受水溫直接感應的溫度開關來控制。電動風扇具有起動溫度與設定溫度一致，布置位置靈活，不受發(fā)動機轉速的影響，汽車在低速怠速時冷卻效果好等優(yōu)點，冷車啟動時水溫上升較快。但也多用于發(fā)動機橫置的轎車。 節(jié)溫器布置 目前汽車上應用的節(jié)溫器均采用蠟式感應體節(jié)溫器。當冷卻水溫溫度蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 10 升高時蠟膨脹，節(jié)溫器開啟，冷卻水流經(jīng)散熱器進行大循環(huán)。當冷卻水的溫度降低時蠟體積縮小，節(jié)溫器關閉，冷卻水不經(jīng)過散熱器，短路流經(jīng)發(fā)動機剛體進行小循環(huán)。節(jié)溫器一般布置在發(fā)動機的出水口處。要求節(jié)溫器的泄漏量小，全開時流通面積大。增大節(jié)溫器的流通面積可以通過提高節(jié)溫器閥門的升程和增加閥門的直徑來實現(xiàn)。國外較先進的節(jié)溫器多通過提高閥門升程來增大流通面積，這樣可以減少因增大節(jié)溫器閥門直徑帶來的卡滯，密封不嚴等問題。但是增大節(jié)溫器的升程，對節(jié)溫器技術要求較高。有些發(fā)動機為增加節(jié)溫器的流通面積多采用兩只節(jié)溫器并聯(lián)結構。 水 泵布置 水泵的流量及揚程根據(jù)不同的發(fā)動機而定。流量一般為發(fā)動機額定功率的 － 倍。，揚程一般為 － ，揚程過高對冷卻系統(tǒng)的密封性會產(chǎn)生不利的影響。水泵的可靠性主要取決于水封和軸承，軸承普遍采用軸連軸承及永久式潤滑結構，水封采用陶瓷，碳化硅動環(huán)和石墨靜環(huán)整體式水封。軸承的游隙及水封的氣密性要嚴格控制。 膨脹箱布置 盡量靠近散熱器布置，使得水管長度最短；膨脹箱的高度要高于冷卻系統(tǒng)所有部件。 冷卻系統(tǒng)主要部件匹配設計要點 在整車總布置空間允許的條件下，盡量增大散熱器的迎風面積。 在保證風量不變的條件下，可以適當增加風扇直徑，降低風扇轉速，減少噪聲和率消耗。 冷卻系統(tǒng)的最高水溫應以發(fā)動機的允許使用水溫為標準。 節(jié)溫器的全開溫度應為發(fā)動機正常工作水溫范圍的中限，開啟溫度應為發(fā)動機正常工作水溫范圍的下限。但因節(jié)溫器的自身特性，開啟溫度一般低于全開溫度 10攝氏度左右。 冷卻系統(tǒng)輪廓圖（例子） 5.彈性卡箍 卡箍 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 11 －膨脹箱至散熱器 －膨脹箱至水泵 －發(fā)動機至膨脹箱 性卡箍 水管 冷卻系的主要設計參數(shù) :發(fā)動機主要參數(shù)： 類型：水冷 4 沖程，直列 4 缸 SOHC VTEC ， 16 氣門橫置 氣缸直徑與行程： 發(fā)動機排量： 2254ml 壓縮比： ： 1 最大功率： 110kw/5700rpm 最大扭矩： 在設計或選用冷卻部件時應以散入冷卻系統(tǒng)的熱量 Q 為原始數(shù)據(jù)，來計 算冷卻系統(tǒng)的循環(huán)水量和冷卻空氣量： 用經(jīng)驗式 0 . 2 5 1 1 0 4 3 1 0 0 0 . 2 5 8 2 . 3 1 / 7 0 7 7 6 /3 6 0 0 3 6 0 0e e uW A g P hQ k J s? ? ?? ? ? ? 千 卡 小 時 燃料熱能傳給冷卻系的分數(shù) ,取同類機型的統(tǒng)計量汽油機 A=～ 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 12 ，取 A= 燃料消耗率， kg/；汽油機 ～ 取 eP 發(fā)動機有效功率，取 eg 最大功率 110kw 若水冷式機油散熱器，要增加散熱量， WQ 增大 5%～ 10%. 在算出發(fā)動機所需的散走的熱量后，可計算冷卻水循環(huán)量 8 2 . 3 1 2 4 5 . 7 3 / m in8 1 0 0 0 4 . 1 8 7WWW W WQVLt r C? ? ?? ? ? Wt? 冷卻水循環(huán)的容 許溫升（ 6? 12? ），取 8? Wr 水的密度，（ 1000kg/ 3m ） WC 水比熱（ ? ） 實際冷卻水循環(huán)量為 29 8 / m inpWV V L?? 冷卻空氣需要量： 38 2 . 3 1 3 . 8 9 2 /2 0 1 . 0 1 1 . 0 4 7Wa a a P aQV m st r C? ? ?? ? ? at? 散熱器前后流動空氣的溫度差，取 20C? ar 空氣密度，一般 ar 取 空氣的 PaC 定壓比熱， 可取 PaC =? g. 散熱器的設計 外形尺寸。散熱器散發(fā)的熱量就等于發(fā)動機傳給冷卻液的熱量。已知散熱器散發(fā)的熱量后，所需散熱面積 F 可由下式計算： F= ψ／ K mt? K散熱器的傳熱系數(shù) / 2千 卡 米 .小 時 散熱器貯備系數(shù)，水垢及油泥影響等，一般 ? =～ ，取 mt? 冷卻水與空氣的平均溫差，取 26? 散熱器的不同部位，其冷卻水與空氣溫差不同，通常采用平均溫差， ? 1ts— 散熱器進水溫度，取 90?2ts— 散熱器出水溫度，取 0?4 1tk— 空氣進入散熱器時的溫度，取 0?2 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 13 2tk— 空氣離開散熱器時的溫度，取 0?4 1 1 0 2 .11kwL? ?? ? ??? ? ???2千 卡 / 米 小 時 .C w? — 從冷卻水到散熱器壁的放熱系數(shù) ,當冷卻水流速為 ～ 時， w? 約為 2021～ 3500 . ?2千 卡 /米 小 時 .C，取 3500。 ?? — 散熱管導熱系數(shù)，純鋁導熱系數(shù)為 230W/,換算為197 .8 . ?2千 卡 /米 小 時 .C ?? — 散熱管壁厚， L? — 散熱管到空氣的散熱系數(shù)，當流過散熱管的空氣流速為 10～20m/s 時， L? =60～ 105 . ?2千 卡 /米 小 時 .C，取 105。 散熱面積 27 0 7 7 6 1 .1 2 0 .81 0 2 2 6W mQFmKt ? ?? ? ??? 散熱器細節(jié)計算 在計算出散熱面積后，就是散熱器芯部的選擇。從結構上分主 要有管片式和管帶式兩種（如圖 1）。這里選用管帶式散熱器。 根據(jù)汽車行業(yè)標準 QC/T290251991,選擇如下芯子： 冷卻管選取高頻對焊型冷卻管Ⅳ型號， 1b =2mm ,L=16m, 選用 2D 型雙排冷卻管，如圖 1 冷卻型號 規(guī)格 B1 L Ⅰ 2 13 2 13 Ⅱ 14 14 Ⅲ 15 15 Ⅳ 2 16 2 16 Ⅴ 19 19 圖 1 空調壓縮機的選用 （ 1） 確定壓縮機的的排氣壓力，吸氣壓力，排氣比焓及溫度 在這里忽略壓縮機吸氣管路和排氣管路的壓力損失， 根據(jù) 任務書中的已 知條件可 知制冷劑 R134a 在額定空調工況下壓縮機的吸氣壓力和排氣壓力分別為 ： 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 14 Pd=1700Kpa PS= 。 (2) 根據(jù) PS 和 ts，查表 R134a 過熱蒸氣的熱力性質表得：壓縮機吸氣口制冷劑比 焓 hs=，比體積 υ s=，比熵 SS=(Kg?K) (3) 根據(jù) PS 和 SS，查 R134a過熱蒸氣的熱力性質表得：壓縮機等比熵壓縮終了的 制冷劑比焓 hd， s= KJ/Kg。 (3) 額定空調工況下壓縮機的指示效率 η i 為： η i=Te/Tc+b*te=(5+)/(+)+ 5= (4) 額定工況下，壓縮機的排氣比焓為： hd=hs+(hd,s— hs)/η i=+(— )/= KJ/Kg (5) 根據(jù) Pd 和 hd，查 R134a 過熱蒸氣的熱力性質表得：額定工況下壓縮機的排氣溫度 td=℃ 。 2） 計算額定空調工況制冷系統(tǒng)所需制冷量 (1) 根據(jù)以知條件，膨脹閥前制冷劑液體溫度 t4,為： t4,=tc— △ tsc=℃ — 5℃ =℃ 。 (2) 蒸發(fā)器出口制冷劑氣體溫度為： t1=te+△ tsh=5℃ +5℃ =10℃ 。 (3) 按 t4,查表有：蒸發(fā)器進口制冷劑比焓 h5,=h4,= KJ/Kg，按 t1和 Pe 查表有：蒸發(fā)器出口制冷劑比焓 h1=hs=。 (4) 在額定空調工況下，蒸發(fā)器的單位制冷量 qe,s為： qe,s=h1— h5,=— =。 (5) 穩(wěn)態(tài)工況，制冷系統(tǒng)所需制冷器應與車廂熱負荷平衡，計算是應留有一定的余量，以考慮實際情況與車廂熱負荷平衡是可能存在的差距。設該余量為 10%，則制冷系統(tǒng)所需 制冷量 Qe,s為： Qe,s=Q s= 5446W=5991W 3） 將額定空調工況下制冷系統(tǒng)所需制冷量換算成壓縮機所需制冷量 (1) 額定空調工況下制冷系統(tǒng)所需制冷劑的單位質量流量 qm,s 為： 蘭州工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 15 qm,s= Qe,s/ qe,s=。 (2) 額定空調工況下壓縮機的單位質量制冷量 qe,c為： qe,c=hs— h5/=— =。 (3) 額定空調工況下壓縮機的單位體積制冷量 qv,c 為： qv,c= qe,c/υ s=。 (4) 對于穩(wěn)態(tài)過程，制冷系統(tǒng)中各組成部件的制冷劑質量流量應當一致，因而額定空 調工況壓縮機的制冷劑質量流量應為： Qm,c=Qm,s=。 該工況壓縮機所需制冷量 Qe,c= qe,cq m,c= 478=。 4） 將額定空調工況下壓縮機制冷量換算成測試工況壓縮機制冷量 (1) 壓縮機的測試工況條件：制冷劑冷凝溫度 tc,t=℃ 。制冷劑的蒸發(fā)溫度 Te,t=5℃ 。 膨脹閥前制冷劑液體過冷度 △ tsc,t=0℃ 。壓縮機的吸氣溫度ts,t=t1/=7℃ 。壓縮機的轉速 n=1800r/min。不考慮 壓縮機吸氣管路 及 排氣管路的壓降。 (2) 根據(jù)制冷劑的蒸發(fā)溫度 te,t 和冷凝溫度 tc,t，查 R134a 飽和狀態(tài)下的熱力性質 表， 得測試工況下制冷劑的蒸發(fā)壓力和冷凝壓力分別為 ：Pe,t=,t=1700KPa。 壓縮機吸氣壓力 Pst=pe,t = Pd,t=Pc,t =1700KPa。 (3) 根據(jù) ts,t 和 Ps， t，查表有壓縮機測試工況下吸氣比焓 hst= KJ/K