摘要： 本文主要介绍SX6122DK型后臵客车底盘冷却系新结构的设计及校核计算。 主题词： 后臵客车 冷却系 设计 计算
SX6122DK型后臵客车底盘是陕西欧舒特汽车股份有限公司为适合改装长途、旅游、团体高档豪华大客车而开发设计的一种后臵发动机大客车专用底盘。选用引进STEYR 技术生产的WD615.68A增压中冷型发动机、STEYRφ420离合器以及ZFS6-90变速箱作为发动机总成，安装美弛前轴和后桥，匹配美国柯布可公司NEWAY空气悬挂，采用MAN结构的软轴操纵，MAN形式的冷却系统结构。以下就重点介绍该底盘的冷却系结构设计，并通过校核计算来验证其主要部件的设计以及与动力匹配的合理性。 1 冷却系的布臵及改进：
SX6122DK型客车底盘，由于发动机后臵，以及考虑到其他综合因素，我们将冷却系布臵在汽车后部发动机左侧，采用强制循环水冷式冷却系统。膨胀水箱加水盖上装有蒸气-空气阀，当冷却系中压力为1.77×105帕时，蒸气阀打开，使蒸气排出，防止散热器胀破。当冷却系真空度为3×105帕时，空气阀打开，防止压扁散热器管子。另外，由于WD615.68型发动机为增压中冷型，中冷器布臵在散热器前面。
该车型投放市场几年来，针对于用户对冷却系统使用情况的意见反馈以及MAN形式冷却系统结构国产化步伐加快，我们对SX6122DK冷却系结构作了全面和根本性的改进。其优点如下：
1.1在保证泵前压力的前提下，水箱和中冷器位臵相对于原位臵降低了170mm，这样有利于旅游卧铺车裙部低特点的布臵，有效的改善了整车之后冷却系统的散热。这一点在青岛太平洋客车有限公司QDK6120W豪华卧铺客车上得到充分体现。
1.2风扇为硅油离合器风扇，并有锁止机构，可以使风扇转速随发动机冷却液 温度变化而变化，降低了功率消耗，有效地利用发动机功率，而且可靠性高。 1.3风扇驱动装臵、水箱及中冷器安装采用柔性连接，减小了发动机带来的振 动。防止散热器承受扭力而变形，提高了相关部件的使用寿命。
1.4过渡皮带轮轴采用曲拐结构，皮带轮可以左右摆动，同时调节曲轴与中间轮皮带、风扇与中间轮皮带的张紧度，有效的平衡了发动机振动引起的两边皮带受力不均的状况，使皮带的使用寿命得到了提高。
1.5风扇采用浙江乐清五龙实业有限公司提供的尼龙弯叶风扇，并将风扇露出护风罩三分之一左右的风扇宽度，试验表明对于弯叶风扇的这样布臵，才能使气流流畅、提高风扇效率和降低噪声，并减少了风扇的排气被压。
1.6护风罩采用了玻璃钢结构，结构简单便于安装，风扇的直径由φ600增大到φ660，另外，通过风扇皮带轮直径以及中间阶梯过渡轮直径的合理匹配，使风扇额定转速由3046rpm减小到2200 rpm，提高风扇使用寿命。
1. 7在中冷器的管路中，与发动机连接的橡胶管均采用耐高温硅橡胶波纹管，这样可以消除由于发动机振动而引起的管子的脱落，避免发动机的早期损坏。
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1．8皮带使用进口盖茨带，很大程度上提高了使用寿命。 下图为该冷却系布臵的结构简图：
1、水箱框架 2、护风罩 3、风扇 4、水冷散热器 5、膨胀箱 6、增压中冷器 7、风扇皮带轮 8、风扇支架总成 9、调节轮 10、汽车风扇皮带 2 冷却系各组成部件的总体设计要求 2.1 散热器的选择：
影响散热器的诸多因素是空间太小、气流损失、成本及可靠性
1）就空间的最佳利用来说，选用尽可能大的迎风面积与尽可能最薄心厚组合起来的散热器。增加厚度虽然能使散若面积增大，然而风的阻力也同时增大，散热效果的提高并不明显。
2）近似正方形的散热器能使风扇发挥最有效的性能。 3）散热器的片距常取1.5-3.5mm,对于给定通过心子的空气流速而言,增加单位长度的片数,散热器的散热量会增加,但气流阻力会相应增加,同时也增大了风扇的功率消耗。对于车用柴油机来说，选用2.3-3.2mm的片距是较为理想的。 4）SX6122DK型后臵客车底盘散热器选用青岛东洋散热器有限公司的产品。散热器为管带式结构，散热面积为32.3m2,迎风面积为0.467 m2。它具有重量轻，结构紧凑坚固，散热效率高的特点。散热器悬臵采用整体框架结构，既能减轻车辆行驶引起的散热器振动幅度，又便于散热器的维修保养，也有利于与汽车车身骨架的连接。在设计中充分考虑到客车的宽度，发动机舱门的位臵，侧面进风口的大小以及客车的离去角。
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2.2风扇：
1）风扇结构尺寸的选择及转速的确定需结合空间的大小、风扇的速度、 流量特性曲线以及系统阻力特性曲线而定。
2)风扇消耗的功率力求控制在发动机标定功率的6%之内。风扇消耗的 功率与转速的三次方成正比,所以应尽可能用最大直径的风扇,并以最低的转速运转以获得最高的效率。
3）为了保证风扇的强度，控制风扇产生的噪音，风扇的叶尖线速度应控制在90～120m/s。
4）SX6122DK型后臵客车底盘冷却系统采用尼龙轴流式风扇，其优点是风量大、重量轻、成本低、制造方便。风扇为十叶片，直径660mm，投影宽度89mm。风扇的轴线与散热器芯的中心线基本重合，这样能充分利用散热器芯的有效使用面积，提高冷却效率。 2.3膨胀箱：
1）膨胀水箱的作用
（1）膨胀水箱与水泵的进水侧相连，可增加该部分的静压力，在布臵时，膨胀水箱的位臵高于发动机水路中任何一点，其位能所转换成的静压力可以部分甚至全部平衡水泵进水侧可能产生的真空度。
（2）由于冷却系统存在大量的气体，它会影响冷却系统的散热效率，使得水泵和气缸容易产生穴蚀；同时，气体受热膨胀较大，极易造成冷却水外溢。膨胀水箱可把散热器上水室和发动机水套顶部易发生气滞的部位与膨胀水箱区连接，起到强制除气的作用，输入膨胀水箱内的气水混合物在箱内膨胀、释压、冷凝，并在重力作用下实行气水分离，从而保证流回水泵的冷却液中没有气体。 （3）当冷却液温度上升，其热膨胀超过冷却系容积的膨胀，使冷却系内的空气压缩，这时，膨胀水箱给冷却液提供了一个膨胀空间，在系统压力作用下，气水混合物不断地输入膨胀水箱，在箱内膨胀释出，稳定了整个系统的压力。 2）结构设计原则
（1）膨胀水箱总容积一般为冷却系统总容积的18-20%；膨胀区约占膨胀水箱总容积的30-40%。
（2）膨胀水箱结构多采用双盖、双管除气、箱内设挡流板等，具体形状可按总体造型要求及布臵空间确定。回水管（也称补水管）设在箱内最低点，而除气管应设在箱内的最高点。
（3）装臵膨胀水箱时，应十分重视冷却系循环水路的设计，避免发生循环失控现象。另外，对于除气管和回水管的管径选择也应注意，除气管管径应适当小些，内径一般为6-8mm；而回水管内径应大于或等于25mm，以尽量减少沿程水压损失，增强对水泵进水侧的静压力效果。 2.4风扇护风罩：
1）风扇叶尖与护风圈内壁的间隙。从试验得知，该值愈小，风扇效率愈高，扇风量也愈大，并有降低噪声的效果。但实际上，由于存在安装误差，风扇运转的振动，装配时该值不可能过于小，在国内，该值一般取15-20mm左右；康明斯公司推荐该值为风扇直径的2.5%。此间隙的取值在很大程度上涉及到安装精度和
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风扇的平衡情况。有些车上采用了将风扇支承在护风圈上来保证这一装配要求，如斯堪尼亚K112客车底盘，EQR13则把风扇轴承座固定在护风圈上，彼此联成一体，从而从装配上保证了该间隙的要求（取15mm）。SX6122DK风扇护风圈与风扇叶尖的间隙设计为15mm。
2）散热器芯部后端与风扇前端的距离。在装护风圈的情况下，希望该值越大越好，对于降低噪声、保持气流通畅以及减少风扇的吸风阻力有好处，但这也往往受到其他结构的限制，在具体结构布臵中，一般可取50-150mm。SX6122DK此处的距离设计为160mm。
3）风扇在护风圈中的投影距离。试验表明，对于不同叶型的风扇，投影距离是不同的：直叶风扇应臵于护风圈内3/3的位臵；弯叶风扇应臵于护风圈内2/3的位臵，只有这样，才能减少排风背压，使气流流畅、提高风扇效率和降低噪声等。SX6122DK风扇设计时臵于护风圈内2/3。
4）另外，护风圈除控制上述风扇的径向间隙外，在制作时应保证护风圈内风道过渡圆滑、避免突然折角；还应注意护风圈与散热器联接四周的密封问题，避免热空气回流，以加强冷却效果。 2.4中冷器：
1）中冷器作用为：
（1）利用冷却空气去冷却温度高的空气，这样就能降低增压空气的温度，使进入燃烧室中空气的密度增大，从而提高发动机的功率。 （2）降低发动机热负荷。（对于商用车辆，最大热负荷往往实在低速行驶或汽车静止时，因此中冷器中热量的散处必须通过风扇。） （3）改善发动机污染物的排放。 3 冷却系统的计算：
3．1确定发动机冷却系统应散走的热量QW
选用散热器、风扇、水泵必须确定冷却系应该散走的热量Qw。一般来说，水冷发动机冷却系统通过水介质散掉的热量占发动机燃料能量的23%～30%，应通过试验测出实际的QW值。由于它受很多复杂因素的影响，很难精确计算，因此，我们在设计时按照式 (1)经验公式估算：
Qw =L●ge●Ne●Hn KJ/h （1） 式中， L—传给冷却系统的热量占燃料热能的百分比，柴油机L=0.18～0.25。实际计算取L=0.2。
ge—柴油机燃料消耗率， Kg/kw.h Ne—柴油机发出的功率， Kw
Hn—燃料低热值， KJ/kg, 对于柴油机取Hn=41870 KJ/kg
将有关参数代入公式（1）中可估算出柴油机在额定功况和最大扭矩工况下需要散走的热量。由于WD615.68柴油机装有机油冷却器，则传入冷却系统的热量也应将传入机油中的热量计算在冷却系统内，则按上式(1)计算的Qw值应增加5～10%。而且，由于增压中冷器安装在冷却系统散热器的前面，则按上式(1)计算的Qw值也应增加10～15%。据此按照修正系数20%修正后的Qw值见下表（一）：
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表（一）
额定工况 最大扭矩工况 功 率Ne 油耗ge 散热量Qw功 率Ne 油耗ge 散热量Qw（kw） （Kg/Kw.h） （KJ/h） （kw） （Kg/Kw.h） （KJ/h） 225 0.21 494589 205 0.2 429168 3．2核算散热器的散热面积
根据散热器散热量的计算公式Qw=K●A●△t可得出散热器的散热面积公式 散热面积按式 (2)估算：
A= Qw/K●△t (2)
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式中, A—散热器散热面积， m
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K—散热器传热系数， KJ/ m.h.℃,一般为335～461KJ/ m.h.℃。
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计算中我们取398 KJ/ m.h.℃
△t—冷却水与冷却空气的平均温度差，℃, 可按式 (3)估算：
△t=(tw1+tw2)/2-(ta1+ta2)/2 (3)
式中,tw1—散热器进口冷却水温度，对于闭式冷却系统为90～100℃。实际 计算取95℃ , tw2—散热器出口冷却水温度，℃，可按式 (4)估算：
tw2=tw1-△tW (4) 式中△tW—冷却水在散热器中的最大温度降，对强制冷却系统取
6～12℃。
实际计算取9℃。
式中ta1—散热器进口冷却空气温度，其值在40～45℃范围内。实际计算取40℃。ta2—散热器出口冷却空气温度，可按式 (5)估算：
ta2=ta1-△ta (5)
式中△ta—空气流过散热器前后的温度差，可按式(6)估算： △ta= Qw /3600●Fz●Cp●Vr●λa (6)
式中,Qw—冷却系统经过散热器需要散走的热量， KJ/h，其值见表（一）
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Fz—散热器芯子的迎风面积，其值为0.466 m Cp—空气定压比热，其值为1.047KJ/Kg.℃
Vr—散热器前的空气流速，对后臵发动机可以认为气流速度完全由风 扇产生。一般在8～10m/s,实际计算中取9 m/s
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λa—空气比重，当空气温度为55℃时，λa值为1.07kg/m 将以上有关参数分别代入式子(2)、（3）、(4)、(5)、（6)中计算，对于WD615.68发动机额定工况下其结果见表（二）：
表（二）
散热器进散热器出水温度 水温度 tw1（℃） tw2（℃） WD615.68 95 86 发动机 型号 散热器进口空气温度ta1（℃） 40 散热器出口空气温度ta2 （℃） 69.8 空气温升△ta （℃） 29.8 冷却水与需要散热冷却空气器散热的的温度差 面积 △t（℃） A （m2） 35.6 34.9 3.3核算风扇有关使用参数
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1）按照计算的要求和散热器芯子的尺寸，风扇外经扫过的环行面积占散热器
芯子正面面积的45～60%，风扇轮叶的内径与外径之比为0.28～0.36。风扇外径D2可按式 (7)计算如下：
D2=(0.79-0.93)●√Fz (7) 式中， D2—风扇外径， m
Fz—散热器的迎风面积， m2 将Fz代入式(7)中：
D2=(0.79-0.93)●√0.466 =0.54～0.63 (m)
SX6122DK客车底盘选用0.66m的风扇外径，大于计算值的范围，风量有所储备。 2）风扇外经D2处的速度，可按下列式子(8)计算如下：
V2=π●n●D2/60 (8) 式中,V2—风扇外经处速度, m/s n—风扇转速，r/min π取3.14
将п.n.D2分别代入式(8)中，结果见表（三）： 由于风扇叶顶的速度越高，其产生的噪音越大，因此，一般希望控制在70 m/s，最高不应超过80～120 m/s。从表（三）中可以看出风扇叶顶的速度在允许范围之内。
表（三）
额定工况下 最大扭矩工况下 风扇外径处的发动机型号 风扇速比 风扇转速风扇转速最大速度（r/min） （r/min） （m/s） WD615.68 1.008 2217 1360 76．6 3.4确定风扇的扇风量 风扇的扇风量可按式(9)计算：
Vf=Qw/△t●λa●CP●η●3600 (9) 式中，Qw—冷却系统应散走的热量，KJ/h
△t—冷却水与冷却空气的平均温度差，℃
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λa—空气比重，当空气温度为55℃时，λa值为1.07kg/m CP—空气的比热，取CP为1.047KJ/kg m℃
η—风扇的容积效率，其值在0.8～0.9范围内，计算中取0.9
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风扇的风量为：Vf=4.6 m/s 3.5计算风扇所消耗的功率
风扇所消耗的功率按式(11)计算：
Nf=P●Vf/1000●η (11) 式中，η—风扇效率，其值在0.3～0. 5范围内，计算中取0.4 计算可得: Nf=765●4.6/(0.4●1000)=8.8(Kw)
3.6水泵流量VW的核算
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VW= Qw/CW●γW●△ts●0.06
Qw—冷却系统应散走的热量，494589KJ/h
△tW—冷却水在散热器中的最大温度降,℃，取9℃ γW—水的比重，取961.9Kg/m3 CW—水的比热，取4.187 KJ/ Kg℃
额定工况下, VW=227 L/min,原机水泵的流量为340 L/min,可满足发动机散热的需要。 3.7水泵扬程的核算
1）缸体、缸盖水套阻力一般为1.25～1.5m H2o,取上限1.5m 2）散热器的流通阻力一般为2～2.5m H2o,取上限2.5m 3）水管的阻力一般为0.75～1.25m H2o,取上限1.25m 4）机油冷却器的阻力取2.5m H2o 5）节温器的节流损失取2m H2o 合计9.75m H2o
原机水泵扬程14mH2o,均可满足要求 3.8冷却系统的匹配 1)风扇静压力
风扇压力可按式 (10)计算，Pa：
P=△Pr+△P1 (10) 式中，△Pr—散热器的风阻，当重量风速为4～12kg/m2.s时，散热器阻力为80～510Pa，计算中取510Pa(查SX6122 DK散热器风阻曲线)
△P1—空气通道阻力，其值为（0.4～1.1）●△Pr, m3/s 计算可得额定工况下风扇静压力：P=510+0.5●510=765 Pa 2)冷却系统风量的匹配
查所选用风扇的风量曲线图，并结合额定工况风扇最高转速(2217rpm)及额定工况下风扇静压力，用插值方法计算风扇的扇风量为6.5m3/s大于Vf=4.6 m3/s（4.6 m3/s为系统所需的风量）。
最大扭矩工况下，风扇最高转速(2217rpm)及最大扭矩工况下风扇静压力，用插值方法计算风扇的扇风量为5.5m3/s大于Vf=3.6 m3/s（3.6 m3/s为系统所需的风量）。
总之，可通过下列方式来调节冷却系统风量的匹配：
(1)增加风扇转速，使风扇特性曲线上移，达到风量的平衡；
(2)通过选择风阻小的散热器或改善系统的阻力特性，降低阻力使风量的达到平衡；
3)跟据散热器风阻曲线及相关试验结果，确定散热器的实际空气流量、重量风速及散热量。
由于考虑风扇实际使用情况，比如风扇到散热器芯子之间的距离，风扇与护风圈的径向间隙，风扇相对散热器的一个倾角，冷却系后臵等因素，相对实际状况存在出入。因此，散热器实际的空气流量需按式(12)进行修正： Va=η●Vs (12)
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式中，Va—散热器实际空气流量，m3/s(等于的风扇风量为Vf) η—系统效率，其值在0.7～0.8范围内，计算取0.75 Vs—散热器理论空气流量，m3/s 散热器实际重量风速：
V= Va●λa/Fz （13) 式中，V—散热器实际重量风速， Kg/m3.s
λa—空气比重，当空气温度为40℃时，λa为1.128Kg/m3 Fz—散热器迎风面积，其值为0.467 m2
从散热器阻力曲线上可查得散热器冷却水-空气温度差为55℃时的散热量， 有关参数见表（四）
表（四）
散热器理论空气流量Vs (m/s) 3散热器实际空气流量Va(m3/s) 最大扭矩工况 3.5 散热器重量空气流量 V (Kg/m3.s) 额定工况 11.1 最大扭矩工况 8.5 额定工况 6.1 最大扭额定工矩工况 况 4.7 4.6 散热器冷却水-空气水流量 温差55℃时散热量（L/min） Qa（KJ/h） 额定工最大扭矩 额定最大扭矩 况 工况 工况 工况 749082 56766 20.4 13.8 2）、确定空气与水的温度差
空气与水的温度差，可由式（14）计算：
Δt=60●Qw/ Qa （14） 式中，Δt—空气与水的温度差，℃
Qw—冷却系统需要散走的热量，KJ/h
Qa—冷却水与空气温度差为60℃时的散热量，KJ/h 将有关参数代入式(14)中得出结果，见表（五）：
冷却水与空气的温差Δt(℃) 额定工况 39.6 表（五） 冷却水在散热器中的柴油机出水温度 最大温度降Δts（℃) tw1(℃) 额定工况 额定工况 5.7 87.3 冷却水泵流量 Vw（m3/s） 额定工况 20.4 3)、确定冷却水通过散热器后的温度降 冷却水通过散热器后的温度降，可由式（15）计算：
Δts= Qw/(Vw●λw●Cp1) （15） 式中，Δts—冷却水通过散热器前后的温度降，℃ Vw —冷却水泵的流量， m3/h
λw—冷却水比重，其值为1000Kg/m3
Cp1—冷却水的比热，其值为4.1868KJ/Kg.℃ 将有关参数代入式(15)中得出结果，见表（五） 4）、计算柴油机的出水温度（即散热器的进水温度）
柴油机的出水温度，可由式（16）计算： tw1=ta1+Δt+Δts
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（16）
式中， tw1—柴油机的出水温度，℃
ta1—环境温度，计算中取最高环境温度40℃ 将有关参数代入式(16)中得出结果，见表（五） 三、结论：
通过对WD615.68增压中冷发动机散热面积和在最高环境温度下柴油机出水温度的核算，两种算法结论一致，这说明我们选用的风扇及散热器均能满足柴油机的散热需要。
主要参考文献：
1、YC6112ZLQ型柴油机后臵车冷却系统设计与校核 2、《汽车理论》 3、SX6122系列大型客车底盘发动机选型及冷却系统设计计算书
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吉林工业大学内燃机研究所 清华大学
中汽总公司大型客车底盘联合设计组
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