车用散热器空气流动阻力预测研究

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柴油车散热器盖压力阀的进排气流场模拟及分析

柴油车散热器盖压力阀的进排气流场模拟及分析摘要：汽车散热器盖内的压力阀性能对散热器的质量有重要影响，以柴油机发动机散热器盖为物理模型，用Gambit软件建立了其全尺寸模型，并利用Fluent 6. 3. 26软件建立了相应的动网格模型，模拟散热器盖内部压力场和速度场的分布规律。

结果表明，散热器盖的空气阀工作时内部压力场呈区域分布，在流体截面最小的区域流速最大，采用Fluent动网格技术能为散热器盖整体设计提供产品特性预示。

关键词：汽车散热器盖；Fluent软件；动网格柴油发动机以其燃料经济性好、机动性能好、适用范围广的特点而在各个行业都广泛应用。

良好的冷却系统和可靠的散热器盖压力阀装置是柴油发动机稳定运行的重要组成部分[1]。

对于发动机冷却系统安全阀的使用和研制，国内外在相关行业都有与相关的企业标准，其原理相通，但产品结构和性能各异。

因为结构与整机结构相匹配、性能与系统压力和温度相匹配，而且压力阀开启与关闭精度有较高的要求，目前还没有可通用的冷却系统安全阀，因此，性能可靠、稳定性好、结构简单、方便制造、便于维修的柴油机散热器盖压力阀设计已成为了一个十分重要的课题。

1 .散热器盖的结构柴油车散热器盖设计如图1所示，散热器盖内的蒸汽阀靠圆柱螺旋弹簧密封，空气阀靠膜片弹簧密封，在空气阀阀芯装配平面密封垫片，增加了与空气阀弹簧座的密封面积。

2. 散热器盖的气体流场分析在Fluent中，动网格模型可以用来模拟由于流域边界运动引起流域形状随时间变化的流动情况。

以柴油车散热器盖内部的空气流场作为物理模型，用Pro/e 软件建立了其全尺寸模型，导入Gambit划分网格，采用Fluent 6.3.16软件建立了相应的阀片动网格模型，并利用Profile编译其运动方式，赋予模型与实际工况相同的进排气口压力边界条件，以模拟散热器盖内压力场和速度场的动态变化规律。

Fluent 求解时，做出以下假设[2]：（1）不考虑摩擦力和泄漏；（2）空气均匀且不含其他介质；（3）空气流动时时满足流量的连续性条件。

汽车散热器空气流动阻力特性的数值计算研究

第17卷第4期厦门理工学院学报Vo.l 17 No .4 2009年12月Journal of Xia m en Un i versity of Technol ogy Dec .2009[收稿日期]2009-09-27 [修回日期]2009-11-20[作者简介]袁志群(1983-),男,湖南安乡人,助教,硕士,从事汽车空气动力学以及汽车安全研究.汽车散热器空气流动阻力特性的数值计算研究袁志群,许建民(厦门理工学院机械工程系,福建厦门361024)[摘要]以获得散热器空气流动阻力、研究汽车发动机舱内流阻力为目的,针对常用的百叶窗汽车散热器,建立了空气流动数学模型,采用CFD 方法对不同流速下的空气流动特性进行了数值计算,分析了空气流动阻力的组成,得出了阻力特性曲线.在此基础上,对该散热器的相似模型进行了阻力预测.计算结果表明:空气流动阻力的数值计算结果相对于实验结果的平均相对偏差为4198%,其精度可满足工程的需要.计算分析结果为汽车设计初期发动机舱内流阻力特性预测提供了参考数据.[关键词]散热器;空气流动阻力;发动机舱;内流阻力;阻力特性[中图分类号]U4641138+12 [文献标志码]A [文章编号]1008-3804(2009)04-038-05汽车空气阻力特性预测是汽车设计初期的一项重要工作,而内流阻力特性又是空气阻力特性的主要组成部分,其中散热器的空气阻力特性是研究内流阻力特性的一个难点.散热器的空气阻力特性曲线一般可通过实验获取,但进行实验耗时耗资;散热器内部结构和内部流场的复杂性使实验研究受到许多限制.通过对散热器直接进行数值计算的方法,避开了实验手段瓶颈,可清楚了解内部流场的气动参数分布和变化情况,计算结果可以为散热器的优化提出参考性的意见,以较大降低实验设计费用,缩短设计周期,具有较好的工程应用价值.百叶窗汽车散热器从上世纪50年代就已经出现,在近20年中更是得到了快速的发展和日益广泛的应用.近年来,国内外不少学者对百叶窗汽车散热器进行了大量的实验研究,并在实验的基础上整理出一些计算流动和传热性能的经验公式[1-3],但是其流道结构的复杂,很难用实验的方法准确测定其内部流场结构.本文主要利用CFD 方法对百叶窗汽车散热器的空气流动特性进行了数值计算,得出了散热器内部的空气流动特性,重点分析了其空气流动阻力特性,其计算精度满足了工程的需要,计算分析结果对于后续发动机舱流场计算提供了参考数据.1 散热器计算模型的建立111 几何模型的建立百叶窗汽车散热器由水管和翅片逐层叠放,然后整体焊接而成,图1所示为某百叶窗汽车散热器结构简图,空气沿X 轴方向流动,翅片沿Z 轴呈波纹状延伸.冷却液从扁管内流过,通过管壁和翅片的导热过程将热量传递到翅片表面,冷却空气流经百叶窗翅片间流道,通过与扁管及翅片表面间的对流换热将热量带走.表1 百叶窗汽车散热器结构参数[1,4]Tab 11 S truc t u re da te o f a uto m o ti ve fi n 2t ube ra di a tor结构参数a s @b s @c s L 1L p H F p 尺寸310mm @120mm @20mm 6.4mm 1.7mm 27b 1.2mm第4期袁志群,等:汽车散热器空气流动阻力特性的数值计算研究计算模型尺寸与实验测试元件参数一致,主要尺寸参数如表1所示.为简化起见,假定每个翅片间流道是均匀的,且扁管间距相等,忽略冷却水侧模型对空气侧流动的影响,根据表1尺寸所建立的百叶窗汽车散热器空气流动计算模型如图2所示.112 基本假设与数学模型的建立计算采用三维直角坐标求解,认为散热器内部空气流动为三维不可压定常流[5].不考虑冷却水的影响、散热翅片的散热量,认为空气速度在散热器的迎面处均匀分布,忽略空气重力的影响.以翅片间距F p 为特征尺寸计算翅片间流道内的雷诺数,根据雷诺数的大小来确定是采用层流模型还是湍流模型进行计算.层流模型控制方程组如公式(1)、(2)所示.质量守恒方程:5(Q u i )/5x i =0 (i =1,2,3)(1)动量守恒方程:5(Q u i u j )/5x i =(L 5/5x i )(5u j /5x i )-(5p /5x j )(2)湍流模型采用标准k -E 模型,其控制方程中质量守恒方程与层流模型相同,如公式(1)所示,动量守恒方程如公式(3)所示.5(u i u j )/5x i =-5p /5x j +5/5x j [L eff (5u i /5x j +5u j /5x i )](3)式(1))式(3)中,矢量u j 是平均速度分量,矢量x i 为坐标分量,p 是流体微元体上的压力,L eff 是湍流有效粘性系数.湍流动能和湍流耗散率输运方程如公式(4)、(5)所示.5(Q k u i )/5x i 5[(L +L t /R k )5k /5x i ]/5x i +G k -Q E(4)5(Q E u i )/5x i 5[(L +L t /R E )5E /5x i ]/5x i +c E 1E G k /k -c E 2Q E 2/k (5)式中,Q 是流体密度,k 为湍流动能,E 为湍流动能耗散率,G k 是平均速度梯度引起的湍流动能k 的产生项,由公式(6)计算:G k =L t(5u i /5x j +5u j /5x i )5u i /5x j(6) 湍流有效粘性系数L eff 由式(7)计算:C L =L +L t ,L t =Q C L k 2/E(7) 以上各式中L 为动力粘度,L t 为湍动粘度,c L 、c E 1、c E 2、R k 、R E 为经验常数.这些参数需要用典型流动的实验结果和算例结果做最佳拟合来得到,目前常用的经验系数如式(8)[6].C L =0.09,c E 1=1.44,c E 2=1.92,R k =1.0,R E =1.3(8)2 散热器数值计算方法211 网格划分及边界条件设置采用OCT REE 方法在整个计算流域生成非结构化空间网格,在百叶窗翅片壁面处,速度、压力梯度比较大,在此划分了三层棱柱网格.整个计算区域网格数量为600382个(如图2所示).根据实际计算模型,结合周期性边界条件和对称边界条件对其进行适当简化,计算模型边界条件设定如下所示.1)入口采用均匀来流的速度入口边界条件:u =constant ,v =w =0;2)出口设定为压力出口边界条件;3)与流动方向平行的面设定为周期性边界条件:<(x,y,0)=<(x,y ,h );#39#厦门理工学院学报2009年4)翅片宽度一半截面设置为对称边界条件:5u /5x =5v /5y =0,w =0;5)其余面设定为壁面边界条件.212 计算方案通过采用不同的网格数目验证了网格的无关性,测试表明所划分的网格单元数足以消除网格密度的影响.在保证其它边界条件不变的前提下,从2m /s 至20m /s 共取18组速度值分别作为入口速度边界条件,根据不同速度下的雷诺数选择不同的湍流模型,计算采用F l u ent 中基于压力耦合式算法进行,得出不同空气流速下的散热器空气流动阻力.3 结果与分析311空气流动特性分析随着迎面风速的增加,百叶窗汽车散热器内部流动特性变化明显,如图3所示,a 、b 、c 3图分别对应迎面风速为7m /s 时对称面前部、中部、后部速度矢量图,d 图对应迎面风速为2m /s 时对称面中部速度矢量图.由图3可清楚了解散热器内部流场结构,空气从入口百叶窗进入,沿着百叶窗流动,在百叶窗中部变向,最后从出口百叶窗流出,共流经11个百叶窗片.气流由一个百叶窗流入到另一个百叶窗相当于一个收缩管道,气流加速运动,因此百叶窗翅片间流动速度较大;流速最大的地方出现在模型中部偏后位置,也就是流动改变方向的第一个翅片通道,主要原因是气流在流经该区域之前有一个气流加速,经过该处气流换向时通流截面积突然减小所致.对比图3中b 、d 两图可知,迎面风速为2m /s 时,空气以轴向流动为主,而当迎面风速为7m /s 时,空气以穿越百叶窗区域为主.主要原因在于低雷诺数时,在翅片近壁面处,尤其是窗翅区,空气形成很厚的边界层,阻碍空气向窗翅区流动.随着雷诺数的增加,空气流动边界层变薄,窗翅区空气流动阻力降低,空气的流动方向也逐渐向窗翅区过渡.图4所示为百叶窗汽车散热器对称面压力分布云图,a 、b 两图分别对应迎面风速为2m /s 、7m /s .随着雷诺数的增加,流体穿越百叶窗也越多,同时流速增加导致摩擦阻力损失增大,从而使得迎面风速越高,流动单元进出口压差也越大,这与实验数据完全吻合.#40#第4期袁志群,等:汽车散热器空气流动阻力特性的数值计算研究图5为风速7m /s 时百叶窗汽车散热器流动方向的压力变化曲线.压力随着流动方向长度的增加而降低,在流动单元中部附近变化曲率较小,而在其它地方基本呈线性变化,流动单元前半部分压降略小于后半部分压降.312 阻力特性分析随着迎面风速的增加,百叶窗汽车散热器空气流动阻力(散热器进出口压力差)变化明显,如图6所示.空气流动阻力随着迎面风速的增加而成抛物线增加,增加的幅度越来越大.根据计算结果得出空气流动阻力v p 、速度v 之间的关系如公式(9)所示.$p =16.447v+2.380v 2(9)式中第一项代表的是粘性损失项,第二项代表的是惯性损失项,由公式(9)可以推导出不同迎面风速下惯性阻力损失与粘性阻力损失之比,如图7所示.由此得出结论:惯性阻力损失与粘性阻力损失之比随着散热器迎面风速的增加而成指数率增加,增加的幅度随着迎面风速的增加而减小.即低速段,散热器空气流动阻力损失以粘性阻力损失为主;高速段,散热器空气流动阻力损失以惯性阻力损失为主.利用(9)式可以对任意迎面风速下的散热器空气流动阻力进行数值预测,节省了计算资源,避免了计算工作量大的缺点,计算精度能够满足工程的需要.对于结构相似的同一类型散热器,根据粘性力相似雷诺模型法[7],结合公式(9),得出相似模型的空气流动阻力为:$p c =(16.447v +2.380v 2)/k 2l (10)$p c 为相似模型在空气流速为v 时的空气流动阻力,k l 为线性比例尺.当散热器的结构参数改变时,利用公式(10)可以对其空气流动阻力进行预测,节省了计算资源,提高了工作效率.313 计算结果验证为验证本文计算方法的正确性,将百叶窗汽车散热器空气流动阻力的数值计算结果与经验公式计算结果、实验数据进行对比.实验数据来自参考文献[1],经验公式采用由Yu 2Juei Chang 等在2000年所提出的百叶窗汽车散热器流动阻力计算公式[2],三者对比如图8所示.#41#厦门理工学院学报2009年在低速段,三者比较吻合;而在高速段存在一定的偏差.数值计算结果相对于实验结果的平均偏差为4198%,经验公式计算相对于实验结果平均偏差为7164%,说明流动阻力数值计算结果更准确.分析数值计算计算偏差的原因,一方面所参照的实验数据本身所带来的误差;另一主要原因是模型的简化所带来的误差.由于经验公式适用的局限性,在某些范围内与实验数据吻合良好,其它区域偏差比较大.4 结论1)利用CFD 方法,结合周期性边界条件对汽车散热器进行数值计算,可以合理地简化计算过程,节省计算资源,计算精度能达到工程应用的许可范围.2)百叶窗汽车散热器空气流动阻力随着散热器迎面风速的增加而成指数率增加.低速时,流动阻力以粘性阻力损失为主;高速时,流动阻力以惯性阻力损失为主.3)压力沿着百叶窗流动方向基本呈线性关系递减,但在中部区域变化率较小,流动单元前半部分压降略小于后半部分的压降.4)对于同一散热器,可运用公式(9)对连续速度变化下空气流动阻力进行数值预测;对于结构相似同一类型散热器,结合公式(10)可对连续速度变化下空气流动阻力进行数值预测.5)利用公式(9),结合多孔介质模型建立方法,可为发动机舱内流阻力计算提供参考数据.[参考文献][1]漆波,李隆键,崔文智,等.百叶窗式翅片换热器中的耦合传热[J].重庆大学学报:自然科学版,2005,28(10):39242.[2]C HANG Y J ,HSU K C ,LI N Y T ,et a.l A genera lized fricti on corre l a ti on f or l ouver fi n geo m etry [J].Interna 2tio na l Jo urna l of H eat and M ass Transfer ,2000,43(12):223722243.[3]T AFT I D K ,C U I J .F in 2tube j uncti on e ffect o n fl o w and heat transfer i n fl a t tube mu ltileve l heat exchanger [J].In 2te rnati ona l Journa l ofH eat andM ass Transfer ,2003,46(11):202722038.[4]袁志群,谷正气,何忆斌,等.汽车散热器结构参数对空气流动阻力特性影响的数值分析[J].科技导报,2008,26(21):52256.[5]谷正气.汽车空气动力学[M ].北京:人民交通出版社,2005:25255.[6]王福军.计算流体动力学分析[M ].北京:清华大学出版社,2004:1202124.[7]索文超,毕小平,李贺佳.车用散热器空气流动阻力预测研究[J].汽车工程,2008,30(9):8002803.Study on Num er ica l Si m u la ti on of the A irflo w Pressu re D ropfor Au to m otive R ad i a torYUA N Zh i 2qun ,X U Jian 2m i n(Depart m ent ofM echan ica l Engi neer i ng ,X i am en Univers it y of Technolo gy ,X i am en 361024,Chi na)A bstra ct :I n or der to obta i n the airflo w pressure drop of radiator and study the interna ldrag of car ,the au 2to motive fi n 2tube radiator modelwas estab lished .The a irflo w pressure drop of the fi n 2tube radiatorwas numeri 2cally si m u lated under the d iff eren t air mass velocities ,its co mposition analyzed and the curve of a irfl o w pres 2sure dr op character i s tics obta i n ed .One correct f or mu la f o r the a irflo w pressure drop of a si m il a r mode l radiator was obtai n ed .The result sho ws that the average relative deviati o n of numerica l si m u lation f or the test resu lt is 4198%and the accuracy sa tisfies t h e engineeri n g .Analysis of the resu lts gives a basis to f orecast i n ter nal drag of underhood and car desi g ning .K ey words :radiator ;airflo w pressure drop ;under hood ;i n ternal drag ;airflo w pressure drop characteristic #42#。

汽车空气阻力和散热性能的仿真及优化

作简要的概述。从动力学理论出发，玻尔兹曼方程描述了一种
代表性的颗粒以及它们如何演变为流体。玻尔兹曼方程可以写成下列形式，见式（１）：
・＝
低油耗的同时也能减少排放并降低使用成本。但这会降低散热系统冷却空气流速，即影 Ⅱ 向整车散热性
汽车空气阻力和散热性能的仿真及优化／章林凤
ｄｏｉ：ｌ０．３９６９４．ｉｓｓｎ．１００５－２５５０．２０１３．０１．００９
设计－研究
汽车空气阻力和散热性能的仿真及优化
仿真分析结果与相关基本实验测试结果相结合的方法建立了仿真模型。结果表明，优化方法可以有效减少卡车空气
阻力及提高散热性能。
关键词：仿真及优化；发动机散热性能；燃油消耗；空气阻力；几何模型；冷却模块
ｃａｎｅｆｆｅｃｔｉｖｅｌｙｒｅｄｕｃｅｔｈｅｔｒｕｃｋａｉｒｒｅｓｉｓｔａｎｃｅａｎｄｉｍｐｒｏｖｅｔｈｅｔｈｅｒｍａｌｐｅｆｏｒｍａｒｎｃｅ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎａｎｄｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ；ｅｎｇｉｎｅｃｏｏｌｉｎｇｐｅｆｒｏｍａｒｎｃｅ；ｆｕｅｌｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎ；ａｉｒｒｅｓｉｓｔａｎｃｅ；ｔｈｅｇｅｏｍｅｔｒｉｃｍｏｄｅｌｃｏｏｌｉｎｇｍｏｄｕｌｅ

车用锯齿型翅片散热器空气侧性能研究

冷却系统中广泛采用的结构形式［３］。由于汽车散热器的热阻主要集中在散热器芯体的空气侧，因此对于汽车散热器性能的研究，主要集中在散热器的翅片侧。国内外学者对各种不同翅片形式的
１试验测试
散热器试验样件传热性能和空气流动阻力性
齿翅片散热器实物。
热性能较好的翅片，董其伍等对应用较为广泛的百叶窗式散热翅片进行了研究［５］，Ｇｕ等利用仿真和试验相结合的方法对比分析了板翅式换热器锯齿式翅片与平直翅片的散热性能［６１］，Ｂｈｕｉｙａｎ等
析［引。
本文对广泛应用于车辆冷却系统中的翅片切
口长度４．０ｍｍ、翅片间距２．０ｍｍ的锯齿型换热
器进行仿真计算分析其传热性能，并生产样件进行实验测试与仿真结果对比，验证仿真结果的可信度。利用数值模拟的方法研究改变翅片切口长度及翅片间距对换热器传热性能及阻力特性的影
力增大约１００；翅片间距改为１．５ｍｍ后，表面传热系数基本不变，阻力增加约５Ｏ。
关键词：锯齿型翅片；切口长度；翅片间距；散热性能
中图分类号：ＴＫ１２９文献标识码：Ａ
Ｕ引旨
在能源利用过程中，超过８Ｏ的能源都需要通过传热过程或者通过换热器来实现［１］。换热器

汽车空气动力学中的阻力分析与优化研究

汽车空气动力学中的阻力分析与优化研究第一章汽车空气动力学概述在汽车行驶中，空气阻力是影响汽车行驶性能和燃油消耗的重要因素之一。

因此，对汽车空气动力学研究进行阻力分析和优化，可以有效提高汽车的行驶性能和降低燃油消耗。

汽车空气动力学是研究汽车在空气中运动过程中的物理特性，包括气流、空气动力学力学和空气动力学热力学等方面。

第二章汽车空气阻力的分类和计算汽车空气阻力主要包括气动阻力、滚动阻力和辅助器械阻力，其中气动阻力是主要的阻力来源。

气动阻力由静阻力和动阻力组成，静阻力是指汽车表面与空气相接触时所引起的阻力，动阻力则是指气流与汽车表面相互作用所产生的阻力。

阻力的计算方法一般采用CFD计算和试验测量两种方式。

第三章汽车空气动力学优化研究针对汽车空气阻力的主要来源，可以通过多种方法进行优化，如改善车身外形、改进车身细节设计、减小车身前缘面积、改善车底气流、改善车辆轮廓等。

优化研究的方法和手段主要采用CFD计算和试验测量相结合的方法，以实现阻力的最大降低和能耗的最小化。

第四章汽车空气动力学与新能源汽车随着新能源汽车的发展，汽车空气动力学和阻力优化也成为研究的热点。

新能源汽车相比传统燃油车型，能源利用效率更高，在空气动力学方面也存在明显差异。

在新能源汽车空气动力学研究中，优化电机与电池的散热系统、提高电动汽车电池的密封性、减小车辆轮廓等都可以有效降低空气阻力，提高车辆行驶效率和续航里程。

第五章汽车空气动力学在汽车工程领域的应用前景汽车空气动力学的应用范围十分广泛，包括了汽车设计、汽车工程、汽车性能优化等方面。

在未来，随着汽车技术不断提高和新能源汽车市场的扩大，汽车空气动力学的研究和发展空间也将越来越大。

同时，汽车空气动力学也将与先进的材料、电子、计算机等技术相融合，促进汽车效率和性能对全球汽车产业的进一步挑战和促进。

结论汽车空气动力学阻力分析和优化研究是汽车行业的一项重要任务。

通过优化空气动力学，可以提高汽车行驶效率和降低燃油消耗，提高汽车性能和环保水平，对于未来汽车工程的发展有着重要的意义。

管带式汽车散热器传热与阻力预测模型的建立

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由于在热交换器中，体的温度通常是沿流程变化的，流所以将（６式中的两流体温差取为对数平均温差 △ ，得：１）则
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Ｎｏ．０５，１２２０
现代商贸工业ＭｏｅｎＢｓｅｓｒｄｎｕｔｙｄｒｕｉｓＴａｅＩｄｓｎｒ
２１第５期０２年
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表２２＃散热器的Ｊ因子值和，因子值ｆ
Ｎｏ．０５，０１２２
现代商贸工业ＭｏｅｎＢｓｅｓｒｄｎｕｔｄｒｕｉｓＴａｅＩｄｓｙｎｒ
２１第５０２年期
管带式汽车散热器传热与阻力预测模型的建立
朱文英田子龙张永栋
（．东交通职业技术学院，东广州５０５；．汽集团研究院，东广州５０４）１广广１６０２广广１６０
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２散热器的传热和阻力计算
传热介质的载热能力记为
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ｑ￡别为传热介质的质量流量和温度。ｍ，分散热器的传热分析与计算

汽车散热器传热特性的风洞实验研究

汽车散热器传热特性的风洞实验研究童正明;侯鹏;梁淑君;陈丹【摘要】Experiments on ribbon-tubular car radiators with the same whole structure but different wave distance were carried out in a heat transfer wind tunnel in order to obtain the cooling water temperature and water flow at water inlet and outlet of radiator,the cooling air temperature and air flow at air inlet and outlet of radiator,the dissipated,heat,the wind resistance and water resistance and other related test data.According to the experimental data,the relations between heat dissipating capacity,wind resistance and wave distance were analyzed.The water gate location under different heat transfer conditions of radiator was discussed and the effects on heat transfer characteristics and flow characteristics were analyzed and compared.Experimental studies on the performances of double drain and single pipe belt type radiator were conducted and their resulte were contrasted.Finally,on the basis of the experimental data and analysis results,the optimization design of car radiators was presented.%通过风洞实验对整体结构相同而散热带波距不同的汽车散热器分别进行实验数据采集，获取了散热器冷却水进出口温度、水流量、冷却空气进出口温度、空气流量、散热量、风阻及水阻等相关实验数据。

管带式汽车散热器流动阻力与传热性能分析

[ 5] ACHAICHIA A , COWELL T A .Heat Transfer and pressure Drop Characteristics of Flat Tube and Louvered plate Fin surfaces[ J] . Experimental Thermal and Fluid Science , 1988 ,(1):147-157.
3 SC7080 型汽车散热器改进方案
根据前述的分析结果 , 笔者将 SC7080 型汽车散热器的散热带的波距由原来的 3.5 mm 减小至 2.6 mm , 同时将散热带厚度由原来的 0.060 mm 减薄至 0.045 mm , 其余结构尺寸不变。计算结果见图 10 、图 11 。改进后的散热器的散热量将比原散热器增加 22 .4 %, 风阻增大 13.0 %, 而散热器芯重量由 1 .517 kg 增加到 1 .525 kg , 重量几乎不变。从理论计算而言 , 这种方案完全能够满足生产厂家的要求 , 而且在实现该方案时 , 将不用改变各主要的生产工艺、刀具、模具。
4)本理论计算结果和散热器改进方案有待实验和工程应用的进一步验证。
参考文献 :
[ 1] WEBB R L. Prediction of Heat Transfer and Friction for the Louver Fin Geometry[ J] .J of Heat Transfer , 1992 , 114:893.
图 1 SC7080 型汽车散热器结构参数
散热器结构型式
芯子结构尺寸芯宽 ×芯高 ×芯厚/ mm
冷却水管数目
冷却水管尺寸/ mm
散热带数目散热带节距/ mm 散热带面积/ m2

汽车空气阻力系数的数值模拟与研究

图 >? 模型的几何参数（单位： ((） !+8@ > A)1()0*4 B-*-()0)*; 15 C13).
图 G? C13).FG 的网格图 !+8@ G A*+3 15 C13).FG
收稿日期： (’’35’25([ ；收修改稿日期： (’’35’64 期 4..> 年 - 月 !" 数值模拟计算
6:;0*-,0：18;@ J"J9? ;<A?CHKG9@ " <9O O"B EC? "G8;9>;<= A89 "9?CHB<"I;G H?"= GC9EE;G;9<A CE G"? #B "HCJA;<= *+,
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第 %2 卷第 ( 期! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! 拖拉机与农用运输车! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ]CD$ %2 0C$ ( (’’) 年 2 月! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! 1?"GAC? ^ +"?I 1?"<@JC?A9?! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! ! 4J?$ ， (’’)

矿用汽车发动机管芯式散热器阻力性能试验的研究

摘要汽车散热器是汽车的重要部件，它是水冷式内燃机冷却系统中不可缺少的组成部分，它的正常工作对汽车发动机的动力性、经济性和可靠性至关重要。

散热器的阻力特性直接影响到其动力性和经济性。

随着全球能源形式的不断恶化，如何减少阻力，节约能源越发显得重要。

本文通过试验的方法首先在国内对新型管芯式散热器的阻力特性进行了全面独立的研究，得到了相关的阻力特性的试验关联式，为其推广应用和设计制造提供了可靠的依据。

并找到了影响其阻力特性的主要因素。

为进一步改进其结构，指明了方向。

本课题主要做了如下工作：首先对实验台架进行了必要的改进及预备测试，以保证阻力特性实验的顺利进行。

运用汽车散热器阻力性能试验系统对管芯式散热器进行了较为全面的试验研究，获得了它的三种水管排数下的阻力特性的试验数据；运用最优化方法通过计算机对数据进行处理和计算，从而得到了管芯式散热器的三种管排数下空气阻力系数的准则关联式、水流的沿程阻力系数的准则关系式及各处局部阻力系数。

同时确定了各种阻力的变化规律，计算并描述了水阻力分布情况。

通过分析得出，水管排数对此种散热器的空气阻力和水阻力都有较大的影响，散热器芯子的外部结构及管排数是空气阻力的主要影响因素。

筛板是造成水阻较大的直接原因，其所占比例远远超过其他的阻力，局部阻力系数很大。

散热器芯子对水阻的影响不大，结果证明在本次试验范围内，三、四排管的水流量分布较好。

此外，对该试验进行了必要的精度误差分析，分析表明此系统完全符合国家标准的规定，试验所得到的数据是可靠的。

从而肯定了本文所得结论的正确性。

最后总结了散热器阻力特性规律，并提出了一些改善此散热器阻力特性的途径。

关键词：散热器；阻力特性；试验研究AbstractRadiator is an important part of vehicles. It is an indispensable element in the cooling system of engine. The operating performances and economical performances and reliability of automobile are all depended on its normal work. With supply of energy worsen constantly all over the world, how to reduce drop and economize on energy becomes emphasis more and more. In this paper, the experimental research on drop performance of this new type tube-core-fin radiator for vehicles has been carried out by means of the experimental methods on the wind tunnel test rig in our country firstly; the criterion equations of drop performances of this type radiator have been obtained. The work can provide a reliable foundation for its popularization and design. And we found that it is primary factors what influenced to drop performance. It supplies development with more information.This paper includes the main work as follows: First, a systematic test research about tube-core-fin radiator has been done through the wind tunnel test rig, and a lot of data of the performance of pressure drop for three-type water pipe row quantities of this radiator have been obtained. Second, some calculating programs have been designed on the basis of the optimum method, and the test data have been dealt with the programs. So the criterion equations of air drop coefficient and the criterion equation of water friction coefficient and water part friction coefficient have been obtained. At the same time, calculating and drawing distribution of water drop. We draw a conclusion that: The quantities of water pipe row can affect drop performance obviously on the basis of the analysis. The quantities of water pipe row and exterior of water pipe influence air drop. Sieve plate affects water drop directly. It holds two-part in water drop and its drop coefficient is large especially .Water tube for tube-core-fin radiator almost can not affect drop performance obviously on the basis of the analysis; the conclusion indicates that the tube-core-fin radiator of three rows water or four rows water pipe has the optimum performance of flow. Furthermore, we analysis the precision of the wind tunnel test rig and the result indicates that the test rig has been in agreement with the country criterion. So, the conclusions of this paper are all reliable. Finally, we summarize rule of the performance of drop for radiator, and provide some advice for development of radiator.Key words:Radiator；The performance of drop；Experimental research目录第一章绪论 (1)1.1 汽车散热器的重要性及其发展概况 (1)1.2 汽车散热器的结构与类型 (2)1.3 国内外关于散热器及阻力特性的研究现状 (4)1.4 对管芯式散热器阻力特性研究的必要性 (7)1.5 本课题的研究思路及其主要内容 (8)第二章管芯式散热器性能试验系统 (9)2.1 引言 (9)2.2 试验系统布置简图 (9)2.3 试验系统的组成 (11)2.3.1 试验风筒 (12)2.3.2 循环水路及加热装置 (12)2.3.3 管芯式散热器试件 (12)2.4 试验系统的阻力测试 (14)2.4.1 风阻的测量 (14)2.4.2 水阻的测量 (15)2.5 试验系统其他参数的测量 (15)2.5.1 风速的测量 (15)2.5.2 水流量的测量 (16)2.5.3 温度的测量及控制 (16)第三章管芯式散热器的阻力及流动分析 (19)3.1 引言 (19)3.2 相关基本理论 (19)3.2.1 流体力学的发展 (19)3.2.2 流体的阻力损失 (21)3.3 散热器的热质交换过程 (22)3.4 散热器的流动过程及阻力特性分析 (24)3.4.1 空气流动阻力特性分析 (24)3.4.2 水流动阻力特性分析 (25)第四章管芯式散热器阻力性能试验及结果分析 (30)4.1 引言 (30)4.2 试验方法 (30)4.3 各种参数的采集及处理 (32)4.3.1 风速的测定及风量的确定 (32)4.3.2 水流量的确定 (33)4.3.3 风温、水温及阻力的确定 (33)4.3.4 水与空气的物性参数 (34)4.4 试验数据的处理与分析 (35)4.4.1 最优化方法 (35)4.4.2 阻力系数的确定 (39)4.4.3 管芯式散热器的试验分析 (43)4.4.4 综合误差分析 (49)第五章总结与展望 (50)5.1 本课题所取得的成果 (50)5.2 本课题的创新点 (50)5.3 课题今后的研究方向 (51)附录 (52)致谢 (59)作者简介 (60)第一章绪论1.1 汽车散热器的重要性及其发展概况内燃机的冷却系统一般分为两大类：液体冷却系统和空气冷却系统。

内燃机车用散热单节型式试验空气阻力降数据使用方法

内燃机车用散热单节型式试验空气阻力降数据使用方法摘要：对于内燃机车和大型养路机械的动力系统设计，总是根据整机的要求来确定内燃机的功率及其主要参数，根据定型内燃机的散热要求来选择散热系统。

散热系统的设计包括散热器设计和通风机设计。

本文在内燃机车动力系统主要核心部件设计定型后，采用数值模拟的方法模拟通风散热的流场，比较流经散热器的风量，评价通风散热的流向与散热系统通风阻力的关系，总结出一般规律，用以指导散热系统的设计和选型。

关键词：内燃机车;散热单节;空气阻力降;数据使用;新方法引言目前散热器设计时，计算空气阻力降来源于相同结构下的散热单节型式试验空气阻力降数据。

由于内燃机车用散热单节型式试验空气阻力降数据是在散热器进水温度、空气进气温度、水流量和空气质量流量为给定值条件下，特定地点(即特定海拔高度下)获得的，而我国幅员辽阔，地形复杂，海拔高度和气候变化较大，内燃机车用散热器的实际运行情况和试验条件相差较大，尤其对于高原地区如川藏线、青藏线等的高原车，用现有内燃机车用散热单节型式试验空气阻力降数据的使用方法得到的实际使用时的散热器空气阻力降不准确，或根本不正确。

1.新型大片式散热器结构与顶置式设计国内现有的大部分内燃机车，如东风系列内燃机车，其冷却系统一般采用几组小型冷却段的组合形式，小型散热器段一般布置成形状，安装在冷藏室钢骨架收集管上冷却风扇安装在冷却室钢结构的顶部。

当冷却风扇转动时，它会吸出机车外两侧的冷空气，并通过散热器进行热交换，然后将其排放到车顶上。

从结构上来说，新散热器主要由冷却管、冷却塔和底板、水箱、侧板、密封件、开口过滤器、中间框架、拉伸筋、升降板、紧固件等组成。

高温和低温散热器设计用于排出扁平管道。

高温散热器设计用于单工艺水流，低温散热器设计用于多工艺水流。

散热器芯体中使用的冷却扁管采用进口高频焊接黄铜管，冷却铜箔上有很多百叶窗孔，改善空气系统的湍流特性，提高传热系数。

冷却液管末端部分和芯体核心部分采用国际先进的机械装配制造技术，能够很好地承受机车运行过程中产生的机械振动和热应力，从而大大提高了产品的质量和使用寿命。

车用管带式散热器空气侧阻力特性研究

车用管带式散热器空气侧阻力特性研究贺军成;叶立;黄浩明;童士寅【摘要】以管带式汽车散热器为研究对象,采用理论分析和试验研究相结合的方法研究了散热器的流动特性,并通过线性拟合的方法建立了阻力特性的数学模型,从而建立了适用于某品牌汽车散热器空气侧阻力特性的关系式模型预测结果与试验结果吻合较好,表明了模型关系式的正确性.【期刊名称】《能源工程》【年(卷),期】2016(000)001【总页数】5页(P20-23,29)【关键词】管带式散热器;风洞试验;阻力性能;摩擦因子【作者】贺军成;叶立;黄浩明;童士寅【作者单位】上海理工大学能源与动力工程学院上海 200093;上海理工大学能源与动力工程学院上海 200093;上海理工大学能源与动力工程学院上海 200093;上海汽车集团股份有限公司上海 201804【正文语种】中文【中图分类】TK172近年来汽车散热器制造企业在我国发展迅速，但企业自主设计研发能力和国际水平有明显的差距。

尤其是国外一些大型汽车散热器制造厂商，如Modine、Behr、东洋等公司，在中国设立独资或合资企业，这对中国本土的汽车散热器制造商构成了严重威胁[1-2]。

目前国内开发汽车散热器主要依靠经验和试验，这样的方式只适用于散热器的初步开发。

在计算散热器的阻力压降和传热性能方面的工作还有很多不足之处，导致研究设计出来的散热器经常遇到各项参数不能很好匹配，而影响其传热性能的问题。

本文中对整体结构相同而散热带波距不同的管带式散热器进行风洞试验，对试验数据进行分析计算，建立适用品牌散热器生产要求的流动特性关系式。

汽车发动机在运转时，其内部温度很高，必须进行冷却才能保证它工作在最佳温度范围内。

汽车散热器就是为了保证发动机正常运行，使发动机工作在最佳的温度范围内并获得最佳性能的重要部件。

1.1 构造型式水冷循环式的汽车散热器分为横流型和直流型[3],直流型散热器构造如图1所示。

散热器中起主要散热器作用的是散热器芯子，它是整个散热器的最主要部分。

汽车散热器传热及阻力特性的预测方法

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汽车散热器传热及阻力特性的预测方法
马虎报，李美玲，科群李
（海理工大学动力工程学院，海２０９）上上００３

汽车空气导流实验报告

汽车空气导流实验报告实验目的：本实验旨在探究汽车空气导流设计对车辆行驶稳定性和燃油经济性能的影响，并测试不同空气导流设计对车辆气动性能的改善效果。

实验原理：汽车行驶时，车辆前进产生的气流会对车辆周围的空气产生干扰和压力变化。

合理利用空气导流设计可以改善车辆的气动性能，减少空气阻力，提高燃油经济性能。

实验材料和仪器：1. 汽车模型：采用1:10比例缩小的实验用汽车模型；2. 风洞：具有可调节风速和气流方向的风洞实验设备；3. 压力传感器：用于测量车身表面不同位置的压力变化；4. 数据采集系统：用于记录压力传感器所采集到的数据。

实验步骤：1. 将汽车模型放置于风洞中心位置；2. 针对不同的空气导流设计方案，依次调整风洞内的气流方向和风速，并将该方案下的数据采集系统打开；3. 风洞开始产生气流后，等待一段时间，使汽车模型稳定在气流中；4. 使用压力传感器测量汽车模型车身表面不同位置的压力变化，并将数据记录下来；5. 更换不同的空气导流设计方案，重复步骤2-4，直至所有方案测试完成。

实验结果：根据实验中采集到的压力变化数据，我们可以得出不同空气导流设计方案对汽车气动性能的影响。

通过对比不同方案下的压力分布情况，我们可以分析哪种方案在减少空气阻力、提高燃油经济性能方面效果更好。

实验讨论：根据实验结果，我们可以初步得出不同空气导流设计方案对汽车气动性能的改善效果。

然而，实验中的数据只是模型实验的结果，与实际道路行驶情况仍然有一定差异。

因此，进一步的实验研究和数据分析是必要的，以评估空气导流设计在实际道路行驶中的效果。

结论：通过对不同空气导流设计方案进行实验研究和数据分析，我们可以得出最佳空气导流设计方案对于汽车行驶稳定性和燃油经济性能的改善效果。

这些研究结果对于提高汽车设计和制造水平，降低燃油消耗和减少排放具有重要的意义。

车用开孔式百叶窗翅片换热器传热及流阻性能研究

车用开孔式百叶窗翅片换热器传热及流阻性能研究摘要车用平行流换热器是汽车空调系统的重要组成部分，其换热效率的高低关系着汽车空调性能的好坏。

结构紧凑、换热效率高的百叶窗翅片被广泛应用于车用平行流换热器。

本文运用的研究方法为理论分析、实验测试和数值模拟，从百叶窗翅片类型这一角度分析影响传热与流阻性能的结构参数。

建立了传统百叶窗翅片数值模型，结合模拟计算值、经验关联式值、实验值三种结论的对比分析，验证模拟计算方法的可靠性及结果的合理性。

进R e150-450范围而提出了开孔式翅片结构并建立三维数值模型，在雷诺数Lp内，从孔数、孔径、孔的布置方式等方面对其进行传热及流阻性能研究；对比传统百叶窗翅片和开孔式百叶窗翅片，得出开孔式百叶窗翅片流动性能相对较好。

主要结论如下：（1）对传统百叶窗翅片模拟计算值、经验关联式值、实验值进行对比研究，结果表明：传统百叶窗翅片传热因子j三者之间的最大误差为11.9%，摩擦因子f的最大误差为11.3%，三者之间的误差符合误差允许范围，经验证本文建立的模拟模型是可行的。

（2）开孔式百叶窗翅片和传统百叶窗翅片的综合性能对比得出：开孔式百叶窗翅片传热因子j的增幅为 4.16-5.52%；摩擦因子f下降幅度为E提升幅度为8.3-10.97%；因此，开孔式百叶12.38-16.31%，综合性能因子jf窗翅片大大降低了空气侧的流动阻力。

（3）开孔式百叶窗翅片其他结构参数不变的情况下，百叶窗翅片开孔数E提升幅度为为3，孔的当量直径为0.1mm，开孔翅片的综合性能因子jf11.57-16.71%；开3孔的翅片时，孔直线布置比三角形布置的翅片传热效果较好；此外，在相同的当量直径下比较了翅片开圆形孔、正方形孔和正三角E的增幅为形孔的传热性能，开圆孔的翅片传热性能较好，综合性能因子jf5.3-8.6%。

关键词：百叶窗翅片；开孔；传热性能；流阻特性；数值模拟课题来源：河南省产学研合作项目项目编号：152107000007；162107000061Research on heat transfer and thermal resistance performance of open-hole shutter finned heat exchangerfor vehicleAbstractAs an important part of automobile air conditioning system, the parallel flow heat transfer is directly related to the performance of automobile air conditioning. The shutter fin with compact structure and high heat transfer efficiency is widely used in parallel flow heat exchangers for vehicles. In this paper, theoretical analysis, experimental testing and numerical simulation are used to analyze the structural parameters affecting the heat transfer and flow resistance performance from the aspect of the type of louver fins.The numerical model of the traditional louver fin was established, and the reliability and rationality of the simulation calculation method were verified by the comparative analysis of the three conclusions of simulation calculation value, empirical correlation value and experimental value. Furthermore, the open-hole finned structure is proposed and a three-dimensional numerical model is established.The heat transfer and flow resistance performance of the structure are studied from the aspects of the number of holes, the diameter of holes and the arrangement of holes in the range of Reynolds number from 150 to pared with the traditional fin and the open-hole fin, the flow performance of the open-hole shutter fin is better.The main conclusions are as follows:(1)The results show that the simulation value, empirical correlation value and experimental value of traditional louver fins are compared:The maximum error between the traditional louver fin heat transfer factors is 11.9%, and the maximum error between the friction factors is 11.3%. The error between the three factors conforms to the allowable error range, which proves that the simulation model established in this paper is feasible.(2)The comparison of the comprehensive performance between the fin of the open-hole shutter and that of the traditional shutter shows that the heat transfer factor of the fin of the open-hole shutter increases by 4.16-5.52%; Thefriction factor decreased by 12.38-16.31% and the comprehensive performance factor increased by 8.3-10.97%. Therefore, the wing of the open-hole shutter greatly reduces the flow resistance on the air side.(3) Opening type shutter fin other structure under the condition of invariable parameters, the number of openings of the louver fins is 3, the equivalent diameter of the holes is 0.1mm, and the comprehensive performance factor of the opening fins is improved by 11.57-16.71%. When the fins with 3 holes are arranged, the heat transfer effect of the fins with straight holes is better than that of the fins with triangular holes. In addition, with the same equivalent diameter, the heat transfer performance of the fins with round holes, square holes and equal-triangle holes was compared. The heat transfer performance of the fins with round holes was better, and the increase of the comprehensive performance factor was 5.3-8.6%.Keywords: Louver fin; Trepanning; Heat transfer property; Flow resistance characteristics; Numerical simulationProject Source：Industry University Research Project of Henan Province Project Number：152107000007；162107000061目录摘要 (I)目录 (I)主要符号表 (III)1 绪论 (4)1.1课题背景 (4)1.2百叶窗翅片的研究现状 (6)1.2.1国外的研究现状 (6)1.2.2 国内的研究现状 (8)1.3 百叶窗翅片数值模拟的研究方法 (11)1.4 研究的目的与意义 (11)1.5 本文的主要研究内容 (12)2 传统百叶窗翅片模型建立及实验验证 (14)2.1 传统百叶窗翅片物理模型和数学模型的建立与求解 (14)2.1.1 物理模型 (14)2.1.2 数学模型 (16)2.2 数据处理 (17)2.3 网格划分及独立性验证 (19)2.4 传统百叶窗翅片仿真结果及实验验证 (20)2.4.1 实验台及实验方案 (20)2.4.2 实验结果及数据处理 (22)2.5数值计算结果分析 (23)2.5.1 空气侧温度场分析 (23)2.5.2 空气侧速度场分析 (23)2.5.3 空气侧压力场分析 (24)2.6 实验值、模拟值、关联式值三者对比分析 (24)2.7 本章小结 (26)3 开孔式百叶窗翅片传热与流阻特性的数值计算 (27)3.1开孔百叶窗翅片的模型 (27)3.1.1 边界条件与网格划分 (28)3.1.2网格无关性验证 (29)3.2 开孔与传统百叶窗翅片仿真结果的比较 (30)3.2.1 两类百叶窗翅片模型综合性能比较 (30)3.2.2 两类百叶窗翅片模型流线图的对比 (31)3.2.3两类百叶窗翅片模型场协同程度对比分析 (32)3.3两类百叶窗翅片模拟结果对比分析 (32)3.3.1速度场分布 (32)3.3.2 温度场分布 (33)3.3.3 压力场分布 (33)3.4 流动效率对开孔百叶窗传热性能的影响 (34)3.5 热尾流对开孔百叶窗传热性能的影响 (36)3.6本章小结 (36)4 开孔式百叶窗翅片结构参数的优化设计 (38)4.1 翅片开孔数、孔径的优化设计 (38)4.1.1开孔个数、孔径单元翅片模型 (38)4.1.2翅片开孔数、孔径综合性能分析 (39)4.2 翅片结构开孔布置方式的优化设计 (41)4.2.1直线和三角形开孔布置方式的单元翅片模型 (41)4.2.2翅片开孔布置方式综合性能分析 (41)4.3 翅片结构开孔形状的优化设计 (43)4.3.1不同开孔形状的单元翅片模型 (43)4.3.2翅片开孔形状的综合性能分析 (44)4.4 本章小结 (46)5 结论与展望 (47)5.1 总结 (47)5.2 展望 (48)参考文献 (49)附录：攻读硕士学位期间取得的研究成果 (52)致谢 (53)主要符号表P L 百叶窗间距（mm ）Pr 普朗特数 1L 百叶窗长度（mm ）Nu 努谢尔特数 h F 翅片高度（mm ）a ρ 密度（3/m kg ） d F 翅片长度（mm ）μ 动力粘度系数（s Pa ⋅） P F 翅片间距（mm ）h 焓值（kg J /） θ 百叶窗角度（°）A 换热面积（2m ） 1S 入口翅片长度（mm ）ν 比容（kg m /3） 2S 转向区长度（mm ）L 流道长度（m ） 3S 出口翅片长度（mm ）de 模型的当量直径（m ） δ 翅片厚度（mm ）a u 速度（s m /） W T 扁管宽度（mm ）a λ 导热系数（)/(K m W ⋅） t δ 扁管厚度（mm ）a h 翅片表面换热系（)/(2K m W ⋅） d T 扁管长度（mm ）j 传热因子 P T 扁管间距（mm ）f 摩擦因子 LP Re 雷诺数JF E 综合性能评价因子 Pa C 定压比热容（)/(K kg J ⋅）T 温度（K ） α 平均流动角度（°）ϕ 流动效率1 绪论1.1课题背景21世纪是新中国经济高速增长的阶段，经济社会的迅猛发展，使得汽车的产销量和需求量也随之增多。

车辆发动机多风扇散热器性能研究

车辆发动机多风扇散热器性能研究作者：刘立志来源：《科技创新导报》2020年第16期摘 ; 要：散热器是工程车辆的心脏，如果不能很好地处理好散热器的问题，那么汽车的故障率就会增加，汽车使用成本也会随之增加。

随着汽车冷却系统要求的提高和车内空间的限制，对散热器的性能和结构进行优化分析，研究热点是一种高效细致的散热器结构。

在冷却系统中，许多工程机械的热源和冷却剂都是热交换的，加热后冷却液通过冷却风扇的作用冷却，提高了可靠性。

笔者根据多年在汽车企业工作的经验，特别是发动机内部的研究，在前人大量研究基础下对工程机械散热器的性能进行了研究。

关键词：工程车辆 ;发动机 ;多风扇 ;散热性中图分类号：U464.138+.2 ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ;文獻标识码：A ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ;文章编号：1674-098X（2020）06（a）-0072-02工程车辆是现代工程机械，为了提高施工效率，广泛应用于农业、林业、水利、能源开发、采矿、货物运输等大型工程中。

一般包括推土机、履带拖拉机、装载机、装载机挖掘、自动卸车等，工程车辆属于非道路车辆，作业环境复杂，驾驶条件不好，所以这种车辆对动态性能要求严格。

笔者取某大型机械工程车辆为例，与一般道路车辆的引擎相比，最大的区别是电力强度大，扭矩大，引擎保持低速度运转的时间特别长，所以对该车辆冷却系统和排气系统的设计又提出了更高要求，确保车辆长期、高效、稳定的工作是统筹设计动力的目标，因此对这种工程车需要全面优化冷却系统。

传统的汽车发动机单层风扇散热器中，冷凝器的油量分布不均匀，所以散热器栅极的各个部分存在温差，但是风扇输送的冷却气流分布与散热器扁平管的温度分布不一致，零部件局部温度过高，导致水管破裂、散热器变形，散热器的散热性能恶化严重影响汽车发动机性能，造成油耗量增加、排放污染、电力和扭矩下降等问题。

基于针对传统的单式风扇散热器的改善，使用多个风扇布局，使散热器各部分的温度分布均匀，从而减少散热器部分的蓄热现象。

散热器阻力

散热器阻力问题的探究1、引言1998年5月14日，"推广应用住宅建设新技术新产品"由建设部发布，在文件种提出“依据节能的要求，积极发展节能轻型散热器，提高散热器的金属热强度值、散热效率。

注重散热器的功能使用与装饰效果的统一，增强散热器的装饰性"。

此后，随着技术的进步和社会经济的发展，各种新产品诸如铜铝、铸铝等复合散热器、钢制柱式和板式以及铝制防腐等各种各样、风格各异的散热器接踵而至。

然而却也将因此付出“代价”，由于“美”的需要，散热器便变的摇曳“多姿”起来，“多姿”便意味着更多的弯头；而为了满足晾挂的需要，钢管散热器的管也变的苗条了许多，小水道带来的散热器内部横竖水道的连接口变的更加小，两个因素相加，直接带来的是流速的上升与局部阻力的增加，散热器总体阻力的增加也就必然了。

由此而引起了一些在设计、安装中应注意的新问题，而这些问题目前还没有引起足够的重视：1) 以前所用的诸如铸铁散热器，其阻力系数较小，设计时室内采暖系统资用压头一般采用1～1.5米水柱，使用新型的散热器后，这样的资用压头是否还合理；2) 如果在原来用铸铁散热器的采暖系统中用户自己用上述新型散热器来替换铸铁散热器，由于新型散热器的阻力较大，将会造成替换后散热量降低而导致室内采暖效果达不到要求；3) 目前新建住宅基本上是具有共用立管的室内双管系统，有的用户为了美观，往往把卫生间的散热器更换为浴室专用的散热器。

由于浴室用散热器与卧室、客厅的散热器不是同一型号，阻力系数差别较大，也容易造成卫生间过热或温度达不到要求。

因此有必要研究目前这些新型散热器的阻力大小以及其基本规律，以对采暖系统的设计、散热器制造提供一些参考依据。

2、散热器阻力实验散热器阻力定义：散热器的阻力是指散热器进口对出口之间散热器本体的阻力。

散热器的流阻特性是指在设定的各水流量下散热器按实际测量方法所得的阻力系数所反映的一种特性。

本测定中，设定流量为100，150，200，250，300，350，400，450，500kg /h共9种工况。