Equipment Manufacturing Technology No.04,2019
汽车涡轮增压器的涡轮机是通过发动机排气驱动的，发动机排温接近八九百度，热传递到增压器侧，进气温度随之升高，且增压器压缩空气，也会导致进气温度升高。进气温度过高会导致发动机爆震，从而产生增压效果降低、发动机寿命短等负面影响，因此增加中冷器对于涡轮增压发动机非常必要。 1中冷器分类
中冷器按冷却介质分为水冷中冷器和空空中冷器[1]。水冷中冷器通常集成在进气歧管上，利用散热器的冷却液对歧管内气体进行冷却，热效率低，冷却后的温度很难满足发动机要求，但响应时间快。空空中冷器通常与散热器一起布置在整车前端，利用车子运行时的气流对增压空气进行冷却，热效率较高，但由于中冷管路的容积延缓了响应时间。目前车用中冷器多采用空空式中冷器，原理图见图1。jdf
2中冷器常见布置型式
汽车增压发动机空空中冷器有以下几种常见的布置型式。2.1前置式
前置式中冷器一般横置在前蒙皮内侧，位于散热器冷凝器之前偏下位置。这种布置方式因其位于车体最前端，利用整车迎面风进行散热，冷却性能好、维修也方便。2.2集成式
集成式中冷器布置在冷凝器与散热器之间，三器集成一体。该布置迎风面积大，冷却性能较好。但增加了系统冷侧的风阻，需额外加大散热器或风扇功率，且中冷器压降较大。拆装不方便。2.3侧置式
侧置式中冷器安装在前蒙皮的左内侧或右内侧，大灯下方，由于空间有限，中冷器体积较小，该布置需要为中冷器设计一个导风罩。冷却性能差。2.4顶置式
顶置式中冷器安装在发动机上方，通过在发罩上开一个进气口，将迎面冷风导到中冷器进行散热。
该布置型式结构紧凑，管道短，响应快，但由于中冷器距离发动机近，会受发动机热辐射的影响。
目前大部分增压发动机汽车上采用前置式中冷器，部分车型采用集成式。侧置式和顶置式中冷器由
于需要额外增加导风装置和进气开口对成本及造型产生不利，目前应用较少。
汽车空空中冷器的设计
李锐，罗宏锦，
莫梦婷(上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西柳州545007)
摘要：随着匹配涡轮增压发动机的汽车越来越多，为了降低涡轮增压后进气温度高带来的负面影响，
中冷器成为基本配置，主要介绍了常用空空中冷器开发过程中的一些设计要点，推出了一种中冷器性能计算方法。关键词：涡轮增压；中冷器；设计；换热中图分类号：U464.135
文献标识码：A
文章编号：1672-545X （2019）04-0072-04
收稿日期：2019-01-05作者简介：李锐(1986-)，男，湖北咸宁人，本科，工程师，研究方向车辆进气系统。
图1增压发动机空空中冷器原理图
中冷出气管
进气歧管
关于加快推进生态文明建设的意见冷却EGR 中冷器
进气系统
(脏进气管+空气滤清器+干净进气管)
中冷进气管
涡轮增压器Air cleaner
排气系统
《装备制造技术》2019年第04期
3中冷器对发动机性能的影响
对于涡轮增压发动机来说中冷器性能等是发动机实际输出性能的主要影响因素之一[2]。由于空间受限，中冷器的设计匹配时“散热性能与气流阻力”是一对矛盾体。通常通过发动机台架试验为发动机选择最优的中冷压降及中冷后温度。
以下是某1.5T 发动机台架试验数据，保证其它边界条件不变，仅改变中冷压降得到发动机扭矩曲线，如图2所示。从图2可以看出，中冷压降对发动机动力性是有影响的，当中冷压降增加12kPa 时，在1200r/min 以上，发动机扭矩降低约15N ·m 。
保证其它边界条件不变，仅改变中冷后温度得到发动机扭矩曲线，如图3所示。从图3可以看出，中冷后温度对发动机动力性是有影响的，中冷后温度增加20℃时，在2000r/min 附近，发动机扭矩降低约18N ·m 。
4中冷器的设计计算
本文以某SUV 配1.5T 发动机为例，介绍中冷系统的设计计算，并对中冷器的设计进行校核。校核中
冷器的散热面积，热侧出口温度，冷热侧的压力损失等参数是否满足要求，如不满足中冷器需重新设计。4.1设计输入
设计输入见表1。
4.2芯体几何参数
根据整车边界，芯子有效尺寸:610mm ×123mm
×64mm ，参考其他中冷器，几何参数如表2所示。
冷却管根数n ，则有:n ·(H b +2*δ2)+(n +1)·
H w ≈123mm ，得n =8，芯体冷却管为8层，外翅片
为9层。
(1)当量直径d e
冷侧:D ew =4F w /U w =2xy (x +y )=2.63mm 热侧:D eb =4F b /U b =2xy (x +y )=3mm (2)流通截面积F
冷侧流通截面积:F w =(n +1)xy B S =0.0326m 2
热侧流通截面积:F b =nxy B S
=0.0035m 2
(3)散热面积A
冷侧散热面积A w =2(x +y )BL e (
n +1)S =3.17m 2热侧散热面积A b =2(x +y )BL e n S =2.81m 2
总散热面积A =A w +A b =5.98m 2
4.3传热系数计算
(1)中冷器换热量Q =q mb ·C pb ·(T b -T s )=0.122
×1.008×100=12.3kJ/S
表1 1.5T 发动机中冷使用工况参数
参数名称
参数值q mb 增压空气流量/(kg/s )0.122p b 中冷器进口空气压力/MPa 0.22T b 中冷器进口空气温度/℃150T s 中冷器出口空气温度/℃50q mw 冷侧空气流量kg/s 0.52T w 1冷侧空气进口温度/℃35C pb 热侧空气比热容/(J/kg ·K ) 1.008C pa 冷却介质比热容/(J/kg ·K )
1.002Δp b 增压空气压力损失容许值/Pa 3000
表2中冷器芯体几何参数
δ1翅片厚/mm
0.08
0.1
δ2冷却管壁厚/mm 0.4
S 翅片间距/mm x 翅内距/mm (x =S -δ1) 1.67 1.9y 翅内高/mm (y =H -δ1) 6.22
7.1B 单位有效宽度/mm 61064L e 单位有效长度/mm
64
610翅片基本参数H 翅片高/mm 冷侧6.3
热侧7.21.752
图2中冷压降影响曲线
8kPA
12kPa 16kPa 20kPa
240220200180160140120100
发动机转速/(r/min )
图3中冷后温度影响曲线
240220200180160140120100
摊丁入亩
发动机转速/(r/min )
40℃
45℃50℃55℃60℃
Equipment Manufacturing Technology No.04,2019
①冷侧出口温度:T w 2=T w 1+
Q C pw ·q mw
=58.8℃②冷侧平均温度:T wm =(T w 1+T w 2)/2=46.9℃③热侧平均温度:T bm =(T b +T s )/2=100℃
④热侧的对流平均温差△T n
ΔT n =[(T b -T w 2)-(T s -T w 1)]·ψ/ln[(T b -T w 2)/(T s -T w 1)]
其中ψ为校正参数[3]，取值见图4。
其中R =T W 2-T W 1T b -T S
=0.238
p =T b -T S T b -T w 1
=0.87
从图表中取ψ=0.89，计算出ΔT n =37.6⑤冷却效率:η=T b -T S T b -T w 1
=87%
(2)平均温度下冷侧和热侧空气的热物理性质①密度
冷侧空气密度:
ρw =1.293×273.15273.15+T wm
=1.104kg/m 3热侧空气密度:
ρw =
p b
·
106
-Δp b /2287.4(273.15+T bm )=2.041kg/m 3②运动粘度冷侧运动粘度:
νw =1.717×10-5
ρw (273.15+T wm 273.15
)0.683
=1.734×10-6m 2/s 热侧运动粘度:
νb =1.717×10-5
ρw (273.15+T bm 273.15
)0.683
=1.041×10-6m 3/s ③导热系数冷侧导热系数:λw =2.4×10-2·(273.15+T wm 273.15
)0.82
=2.78×10-2W/mK 冷侧导热系数:
λb =2.4×10-2·(273.15+T bm 273.15
)0.82
=3.15×10-2W/mK
④普朗特数冷侧普朗特数:
Pr w =v w .c pw .ρw λw
=0.690
热侧普朗特数:
Pr b =v b .c pb .ρb λb
=0.680
(3)计算对流换热系数①冷侧对流换热系数
冷侧空气流速:C w =q mw /(
ρw F w )=14.4m/s 冷侧空气的雷诺数:Re W =C w D ew v w
=2180.8
冷却介质的努谢尔特数:
Nu w =0.023Re 0.8w Pr 0.4
w =9.3
冷却空气侧的对流换热系数:
h w =Nu w
·λw /D ew =98w/(m 2·k )②热侧的对流换热系数增压空气的流速:C b =q mb /(ρb F b )=17.3m/s 热侧的雷诺数:Re a =C w D ew v w
b =4983.8
热侧的努谢尔特数:
Nu w =0.023Re 0.8
w Pr 0.4
w =17.9
热侧的对流换热系数:
h b =Nu b ·λb /D eb =188w/
(m 2·k )(4)热阻计算
热侧污垢热阻R 1=0.00035m 2·K/W
冷侧污垢热阻R 2=0.00035m 2
·K/W 散热片焊接处接触热阻R 3=0.0001m 2·K/W 导热热阻R 4=A b ·δ2/(A w ·λ)=0.00253m 2·K/W 式中,λ为材料热导率，取140W/mK 。(5)中冷器传热系数
1K =1h b +R 1+R 2+R 3+R 4
+A b
h w A w 得K =56.5w/(m 2·k )4.4散热面积校核
发动机需要散热面积:A c =Q /(K ·△T n )=5.79m 2
A c <5.98m 2，即所需散热面积小于实际散热面积，所以中冷器设计满足要求。4.5热侧出口温度校核
(1)热容比为
Ф=(q m C p )min /(q m C p )max =0.24
图4修正系数ψ取值曲线
R =4.0
3.0
2.0
1.5
1.0
0.80.6
0.40.2
ψ1.00.90.80.70.60.5
0.1
0.2
0.3
0.4
0.50.6
0.7
0.8
网络孔子学院
0.9
1.0
P
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式中,(q m C p )min 为q mb C pb 和q mw C pw 中的较小者,(q m C p )max 为两者中的较大者。
(2)传热单元数为
NTU =K ·A /(q m C p )min =2.75
A 为总散热面积。(3)效率
在ε-NTU 图中查的ε值[3]，见图5。
或按德雷克关系式计算ε值
ε=1-exp
NTU 0.22Ф
·
exp (-Ф·NTU 0.78)-1[]{}
=0.882(4)热侧出口温度T s =T b -ε(T b -T w 1)=48.5℃
冷侧出口温度
T w 2=T w 1+Ф·(T b -T S )=59.1℃
因为48.5℃小于50℃，所以热侧出口温度满足要求。
4.6压力损失校核
热侧的压力损失
△p b =ρb c 2
b 2(0.3164L b R 0.25
eb
D b +1.4)=2771Pa 2771Pa 小于3000Pa ，因此热侧压力损失满足
要求。
5冷却试验验证
5.1中冷器试验原理
见图6。
(1)试验开始前把中冷器安装在试验台上，并检查确认各连接处是否泄漏。
(2)待系统稳定后开始记录测量数据，热侧进气温度控制在±2℃范围内，热侧进气压力控制在±5%范围内，热侧进气流量控制在±1.5%范围内。5.2试验测量结果
见表3。
中冷器出口温度平均测量结果为48℃，计算值为48.5℃，计算偏差为1%；中冷器的压降平均测量结果为6.81kPa ，该结果包含中冷器气室压降，芯体压降大概占总压的40%，约2.724kPa ，计算值为
2771kPa ，偏差为1.7，计算结果较为精确。
6结束语
本文提出了汽车常用空空中冷器的设计及理论计算校核方法，计算结果接近实际测量结果。在实际开发过程中通常也采用CFD 软件进行性能分析，限于篇幅本文不再详细介绍。
参考文献：[1]张
峰，高东顺.柴油机中冷器结构与设计[J].内燃机车,
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216-221.
表3 1.5T 中冷器样件进行冷却性能试验结果
样件1
样件2样件3热侧
入口温度/℃
149.59150.05149.97出口温度/℃
47.948.1347.88进气流量/(g/s )0.120.120.12进口压力/kPa 221.77221.86220.18压力损失/kPa
6.87 6.84 6.73冷侧
入口温度/℃34.9134.9735.04正面风速/(m/s )
德国人的性格
6.04
6.01
5.94
图5ε-NTU 图
100806040200
12
345
NTU max
图6中冷器试验原理示意图
热侧进口温度计冷侧风速测量热侧进风
冷侧进风温度计热侧出口温度计冷侧进风
冷侧出风温度计
风机
邑国时代
热侧阻力测量
冷侧风阻测量
试样
(下转第84页)
Equipment Manufacturing Technology No.04,2019
5结论
通过对大型液压挖掘机运输需求的研究，研发了一种新型自装卸配重系统，该系统可在不借助于大型起重设备的情况下，利用液压挖掘机自身的动力，实现挖掘机配重的拆卸与吊装作业。该自装卸配重系统仅通过换向阀组两个操作杆之间相互配合就能完成拆卸和吊装作业。从车架拆卸至地面和从地面吊装至车架的作业时间约为60s，实现快速配重的拆卸与吊装作业，满足设计需求和市场需求。参考文献：
[1]孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理[M].北京：高等教育出版
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[2]白清顺，孙靖民，梁迎春.机械优化设计[M].北京：机械工业
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[4]路甬祥.液压气动技术手册[M].北京：机械工业出版社,2003.
[5]雷天觉.新编液压工程手册[M].北京：北京理工大学出版社, 2003.
[6]王春行.液压控制系统[M].北京：机械工业出版社,1999.
A New Self-Loading and Unloading Weight System of Hydraulic Excavator
LI Pei,SHI Zi-gong,BIN Xu-zhou,HE Wang,LI Jian
(Guangxi Liugong Machinery Co.,Ltd.,Liuzhou Guangxi545007,China)
Abstract：In order to solve the problem of elf-loading and unloading the weight of large hydraulic excavator during transportation,this paper provides a new design scheme of self-loading and unloading weight system.The system is mainly composed of two parts:structural design scheme and hydraulic system control scheme.In the structural design,mainly utilizing the movement principle of the linkage mechanism,the loading and unloading process of the counterweight from the frame to the ground or from the ground to the frame is realized.In the hydraulic system control,the main pump of the hydraulic excavator is used to provide energy,and the reversing valve controls the extension and retraction of the two sets of cylinders,thereby realizing the entire lifting process. The solution can quickly realize the disassembly and installation of the excavator counterweight without using the large lifting equipment to utilize the energy of the hydraulic excavator itself.
Key words：hydraulic excavator;self-loading;quick loading;unloading;counterweight
(上接第75页)
Design For Charge Air Cooler of Vehicle
LI Rui,LUO Hong-jin,MO Meng-ting
(SAIC General Wuling Automobile Co.,Ltd.,Liuzhou Guangxi545007,China)
Abstract：In order to decrease the negative effects of higher air intake temperature with the turbocharged auto-motor used more and more,the intercooler become a basic configuration.This article introduces some design points of the charge air cooler development and a method to calculate the heat dispersion of charge air cooler.
Key words：turbocharged;charge air cooler;design;heat transfer
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