唐景春, 吳 鑫, 孫東方, 張弘強(qiáng)

(合肥工業(yè)大學(xué) 汽車(chē)與交通工程學(xué)院,安徽 合肥 230009)

0 引 言

與傳統(tǒng)汽車(chē)相比,叉車(chē)機(jī)艙內(nèi)部空間狹小,各部件的布置較為緊湊[1]。發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)運(yùn)行時(shí)所產(chǎn)生的熱量難以散發(fā)到外界環(huán)境中。因此,為了整車(chē)熱平衡溫度處于正常水平,使得各系統(tǒng)能夠平穩(wěn)正常的工作,進(jìn)行叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)的耦合熱分析具有實(shí)際工程意義。

文獻(xiàn)[2]通過(guò)一維仿真與三維仿真,模擬軍用車(chē)輛冷卻系統(tǒng)和空調(diào)系統(tǒng);文獻(xiàn)[3]通過(guò)對(duì)電動(dòng)汽車(chē)熱管理系統(tǒng)的仿真模擬,分析該車(chē)在高溫環(huán)境下的冷卻性能;文獻(xiàn)[4]應(yīng)用Flowmaster仿真軟件對(duì)工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)熱管理系統(tǒng)進(jìn)行研究分析,對(duì)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化,解決發(fā)動(dòng)機(jī)和液壓系統(tǒng)的過(guò)熱問(wèn)題;文獻(xiàn)[5]應(yīng)用一維仿真軟件Kuli分析重型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)在額定功率下的冷卻效率。

本文應(yīng)用理論分析與實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的研究方法,基于AMESim一維仿真軟件,對(duì)額定起重量為3.5 t的內(nèi)燃叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)中發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液循環(huán)、傳動(dòng)油冷卻循環(huán)和液壓油冷卻循環(huán)進(jìn)行熱分析,并提出系統(tǒng)優(yōu)化方案。

1 冷卻系統(tǒng)的傳熱分析

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液循環(huán)

基于發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡試驗(yàn)的理論分析,燃料與空氣混合后經(jīng)燃燒過(guò)程產(chǎn)生熱量,一部分轉(zhuǎn)換為有效功,一部分被冷卻液、機(jī)油和排氣帶走散發(fā)到外界空氣中,其余部分通過(guò)油箱底殼、機(jī)體和缸蓋表面等部件散熱[6],該過(guò)程滿(mǎn)足熱平衡方程:

QF=Qe+Qw+Qeo+Qr+Qs

(1)

其中:QF為燃料燃燒產(chǎn)生的總熱量;Qe為轉(zhuǎn)換為有效功的熱量;Qw為冷卻液帶走的熱量;Qeo為機(jī)油帶走的熱量;Qr為排氣帶走的熱量;Qs為余項(xiàng)損失。根據(jù)廠家所提供的發(fā)動(dòng)機(jī)熱平衡試驗(yàn)數(shù)據(jù),額定工況下冷卻液所帶走的熱量約占總熱量的19%,即為22 kW。

1.2 傳動(dòng)油冷卻循環(huán)

叉車(chē)行駛過(guò)程中,以傳動(dòng)油作為工作介質(zhì),經(jīng)過(guò)能量轉(zhuǎn)換過(guò)程,將發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的機(jī)械能通過(guò)液力變矩器傳遞至變速箱。由于傳動(dòng)油本身存在一定的黏性,在傳動(dòng)過(guò)程中為了克服各種阻力,會(huì)造成能量的損失,主要包括流動(dòng)損失、機(jī)械損失和容積損失3個(gè)部分[7]。這些損失是造成傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)熱的主要原因。

傳動(dòng)系統(tǒng)所產(chǎn)生的熱量一部分通過(guò)傳動(dòng)油進(jìn)入油冷器完成冷卻過(guò)程將熱量散發(fā)到外界空氣中,一部分通過(guò)變速箱、液力變矩器的殼體、與其他部件的接觸散熱,其余的熱量則是留在傳動(dòng)油中,使得油液的溫度升高,其熱平衡方程表達(dá)式為:

QT=(1-ηt)Nb

(2)

QT=Qb+Qto+Qm

(3)

其中:QT為傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)熱量;ηt為液力變矩器的效率;Nb為變矩器泵輪軸的輸入功率;Qb為通過(guò)殼體表面散發(fā)的熱量;Qto為通過(guò)油冷器散發(fā)的熱量;Qm為通過(guò)與其他部件接觸散發(fā)的熱量。

針對(duì)傳動(dòng)油冷卻循環(huán)的分析,考慮在極端工況下的發(fā)熱量,即在叉車(chē)載貨3.5 t時(shí)(滿(mǎn)載),頻繁完成叉車(chē)的啟動(dòng)與制動(dòng)過(guò)程。根據(jù)廠家提供的試驗(yàn)測(cè)量數(shù)據(jù),傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)熱量取8 kW。

1.3 液壓油冷卻循環(huán)

叉車(chē)在完成對(duì)貨物的搬運(yùn)過(guò)程中,涉及叉車(chē)的液壓舉升系統(tǒng)與液壓傾斜系統(tǒng),液壓系統(tǒng)是通過(guò)機(jī)械動(dòng)力驅(qū)動(dòng)液壓泵,使之轉(zhuǎn)變?yōu)橛鸵旱膲毫δ?從而推動(dòng)油缸的運(yùn)動(dòng)。

運(yùn)行過(guò)程中,系統(tǒng)的壓力損失、容積損失以及機(jī)械摩擦是液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱的主要原因,產(chǎn)生的熱量一部分通過(guò)液壓油進(jìn)入油冷器完成冷卻過(guò)程將熱量散發(fā)到外界空氣中,一部分通過(guò)油箱散熱,其余的熱量則是留在液壓油中,使得油液的溫度升高。液壓系統(tǒng)發(fā)熱量的計(jì)算公式為:

QH=Qp+Qv

(4)

Qp=860N(1-ηp)

(5)

Qv=1.405pq

(6)

其中:QH為液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量;Qp為液壓泵損失所產(chǎn)生的熱量;Qv為安全閥損失所產(chǎn)生的熱量;N為液壓泵的輸入功率;ηp為液壓泵的總效率,一般在0.70～0.85之間,常取0.80;p為液壓泵實(shí)際出口壓力;q為液壓泵實(shí)際流量。

針對(duì)液壓油冷卻循環(huán)的分析,叉車(chē)載貨3.5 t時(shí)(滿(mǎn)載),VDI 2198循環(huán)工況下的發(fā)熱量達(dá)到最大。根據(jù)廠家提供的試驗(yàn)測(cè)量數(shù)據(jù),液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量取5 kW。其中,發(fā)動(dòng)機(jī)額定工況下,冷卻液帶走的熱量最大。因此,后續(xù)的仿真分析中,冷卻系統(tǒng)的工況設(shè)定為額定工況,液壓系統(tǒng)發(fā)熱量的數(shù)值設(shè)定取最大發(fā)熱量。

2 冷卻系統(tǒng)建模與試驗(yàn)

2.1 冷卻系統(tǒng)模型的構(gòu)建

內(nèi)燃叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)由發(fā)動(dòng)機(jī)、散熱器、油冷器、節(jié)溫器、風(fēng)扇、循環(huán)水泵、油泵、水箱、油箱和冷卻管路等子模塊組成。發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻系統(tǒng)采用水冷閉式循環(huán),利用循環(huán)水泵將發(fā)動(dòng)機(jī)外部的冷卻液吸入,依次流經(jīng)發(fā)動(dòng)機(jī)的缸體、水套后帶走大部分熱量[8],冷卻液通過(guò)節(jié)溫器后進(jìn)入散熱器,在冷卻風(fēng)扇的作用下將熱量散發(fā)到外界空氣中。傳動(dòng)油冷卻循環(huán)與液壓油冷卻循環(huán)相似,均是通過(guò)油泵的運(yùn)轉(zhuǎn),高溫的油液進(jìn)入油冷器完成冷卻過(guò)程。

應(yīng)用AMESim軟件對(duì)叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)進(jìn)行一維建模與仿真分析,所構(gòu)建的模型如圖1所示。

圖1 內(nèi)燃叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)模型架構(gòu)

散熱器和2個(gè)油冷器均采用氣-液熱交換器子模型進(jìn)行仿真模擬,仿真軟件中熱交換量的計(jì)算過(guò)程采用結(jié)合對(duì)流換熱系數(shù)的半經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算法[9],公式為:

Qrad=AeU(Tin-Tout)

(7)

其中:Qrad為散熱器中空氣與冷卻液在單位時(shí)間內(nèi)的熱交換量;Ae為散熱器內(nèi)部的熱交換面積;U為對(duì)流換熱系數(shù);Tin、Tout分別為散熱器進(jìn)水溫度、出水溫度。

對(duì)流換熱系數(shù)的確定通過(guò)部分試驗(yàn)數(shù)據(jù)在AMESim軟件中進(jìn)行擬合得出,其計(jì)算公式為:

(8)

其中:km為散熱器管道的導(dǎo)熱系數(shù);Ma、Mf分別為空氣、冷卻液的質(zhì)量流量;aa、af分別為空氣側(cè)、冷卻液側(cè)對(duì)流修正系數(shù)。

散熱器與油冷器并聯(lián)布置,自上而下分別是發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器、液壓油冷器和傳動(dòng)油冷器,與風(fēng)扇距離100 mm,各部件布置情況如圖2所示。

圖2 冷卻系統(tǒng)各部件布置情況

散熱器、油冷器均采用管帶式熱交換器,相關(guān)參數(shù)參照實(shí)際車(chē)輛設(shè)置,流程數(shù)均為1,具體參數(shù)見(jiàn)表1所列。

表1 散熱器、油冷器主要參數(shù)

冷卻風(fēng)扇、循環(huán)水泵采用發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸連接驅(qū)動(dòng),傳動(dòng)比均為1.23;傳動(dòng)油泵和液壓油泵與發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的傳動(dòng)比均為1,相關(guān)參數(shù)參照實(shí)際車(chē)輛設(shè)置,具體參數(shù)見(jiàn)表2所列。

表2 冷卻風(fēng)扇、循環(huán)水泵、油泵主要參數(shù)

2.2 冷卻系統(tǒng)模型驗(yàn)證

為檢驗(yàn)冷卻系統(tǒng)模型的準(zhǔn)確性,對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)水冷系統(tǒng)的散熱器進(jìn)行風(fēng)洞試驗(yàn)檢測(cè)其散熱性能。

根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù),計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)散熱量的公式如下:

Qn=60Qw/(t1-ta1)

(9)

Qw=mwcpw(t2-t1)

(10)

其中:Qw為水側(cè)吸熱量;mw為冷卻水的質(zhì)量流;cpw為冷卻水的平均定壓比熱容;t1、t2分別為冷卻水進(jìn)水溫度、出水溫度。

針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器的風(fēng)洞試驗(yàn)臺(tái)主要包括水路循環(huán)、空氣側(cè)流道、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和加熱系統(tǒng)等。由于散熱器風(fēng)側(cè)與空氣接觸的面積較大,冷卻空氣接觸散熱器后,溫度分布并不均勻,為減小測(cè)量誤差,在進(jìn)行散熱器風(fēng)洞試驗(yàn)過(guò)程中,采用風(fēng)管取樣法對(duì)散熱器的進(jìn)口溫度進(jìn)行取樣并進(jìn)行溫度測(cè)量,實(shí)物圖如圖3所示。

圖3 散熱器風(fēng)洞試驗(yàn)空氣側(cè)溫度測(cè)量實(shí)物圖

在風(fēng)洞試驗(yàn)中,通過(guò)控制水側(cè)的進(jìn)水溫度在83～86 ℃、空氣側(cè)的進(jìn)風(fēng)溫度在34～36 ℃的范圍內(nèi),改變散熱器水側(cè)的進(jìn)口流量及空氣側(cè)的風(fēng)速,得出10組不同工況下的試驗(yàn)數(shù)據(jù),并根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行散熱量的計(jì)算。同時(shí)將相同的邊界條件帶入冷卻系統(tǒng)模型中進(jìn)行理論散熱量的計(jì)算,將2種方式計(jì)算所得的散熱量進(jìn)行對(duì)比,結(jié)果見(jiàn)表3所列。

表3 實(shí)測(cè)散熱量與仿真散熱量對(duì)比

從表3可以看出,在檢測(cè)散熱器散熱性能的風(fēng)洞試驗(yàn)中,不同進(jìn)水流量、不同風(fēng)速下所測(cè)得的10組數(shù)據(jù),實(shí)測(cè)散熱量與仿真所得的散熱量誤差值均在5%以?xún)?nèi),證明冷卻系統(tǒng)一維仿真模型的準(zhǔn)確性。

3 冷卻性能影響因素分析及系統(tǒng)優(yōu)化

利用構(gòu)建的叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)一維仿真模型模擬并分析發(fā)動(dòng)機(jī)額定工況下叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)的冷卻性能,本模型通過(guò)電動(dòng)機(jī)模擬發(fā)動(dòng)機(jī)帶動(dòng)曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)的過(guò)程,電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速設(shè)置參照發(fā)動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速,設(shè)為2 500 r/min。仿真得到散熱器、傳動(dòng)油冷器、液壓油冷器的進(jìn)、出口溫度,如圖4所示。

圖4 散熱器、油冷器進(jìn)、出口溫度曲線

從圖4可以看出:發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器水側(cè)的進(jìn)口溫度為74.62 ℃,出口溫度為71.20 ℃,冷卻水降低了3.42 ℃;傳動(dòng)油冷器的進(jìn)口溫度為98.08 ℃,出口溫度為93.62 ℃,傳動(dòng)油降低了4.46 ℃;液壓油冷器的進(jìn)口溫度為88.06 ℃,出口溫度為84.95 ℃,液壓油降低了3.11 ℃。

叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)中,發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液帶走的熱量較大,但散熱器的進(jìn)出口溫差較小;傳動(dòng)油冷器和液壓油冷器的進(jìn)口溫度較高,會(huì)導(dǎo)致傳動(dòng)油和液壓油的黏度降低,從而影響叉車(chē)運(yùn)行的穩(wěn)定性。因此需要分析冷卻系統(tǒng)散熱性能的影響因素,從而對(duì)叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。

3.1 散熱器的迎風(fēng)面積與厚度對(duì)散熱性能影響

增大散熱器的迎風(fēng)面積、增大散熱器的厚度均可有效提高其散熱性能[10],但由于叉車(chē)艙內(nèi)空間有限,不能直接增大散熱器的總體積?，F(xiàn)通過(guò)增大發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器迎風(fēng)面積,同時(shí)減小散熱器的厚度的方法,在不增大散熱器體積的前提下,對(duì)散熱器的尺寸進(jìn)行修改,具體參數(shù)見(jiàn)表4所列。通過(guò)仿真分析其對(duì)散熱性能的影響。

表4 發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器芯體不同尺寸參數(shù)

根據(jù)一維仿真結(jié)果,繪制不同散熱器尺寸的水側(cè)進(jìn)、出口溫度柱狀圖,如圖5所示。

圖5 散熱器尺寸對(duì)進(jìn)、出口溫度的影響

從圖5可以看出,散熱器原尺寸和尺寸A的進(jìn)、出口溫差均為3.42 ℃,尺寸B的進(jìn)、出口溫差為3.47 ℃,尺寸C的進(jìn)、出口溫差為3.50 ℃。針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)散熱的尺寸修改,在不增大散熱器的體積的同時(shí),能夠有效降低水側(cè)的進(jìn)口溫度,尺寸C的進(jìn)口溫度相比原尺寸降低了8.44 ℃。

3.2 散熱器的空間布置對(duì)散熱性能影響

通過(guò)改變發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器與兩個(gè)油冷器的空間布置,探究散熱器的空間布置對(duì)散熱性能的影響,原布置、布置A和布置B情況如圖6所示,且散熱器和油冷器的總體積與原布置相同,均為530 mm×460 mm×9 mm。

圖6 散熱器和油冷器的不同空間布置

原布置中,發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器與油冷器采用并聯(lián)布置,自上而下分別是發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器、液壓油冷器、傳動(dòng)油冷器。布置A中,發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器與2個(gè)油冷器串聯(lián)布置,2個(gè)油冷器并聯(lián)布置,液壓油冷器布置在傳動(dòng)油冷器上方。布置B中,發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器與2個(gè)油冷器串聯(lián)布置,2個(gè)油冷器并聯(lián)布置,傳動(dòng)油冷器布置在液壓油冷器上方。

在保證散熱器與油冷器總體積不變的前提下,修改散熱器的空間布置后,得出一維仿真結(jié)果,并根據(jù)仿真結(jié)果繪制散熱器、油冷器在不同布置下,水側(cè)/油側(cè)的進(jìn)、出口溫度柱狀圖,分別如圖7～圖9所示。

圖7 空間布置對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器進(jìn)、出口溫度的影響

從圖7可以看出,發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器的散熱性能有小幅提升,布置A和布置B中水側(cè)進(jìn)、出口溫差均提高了0.10 ℃,水側(cè)進(jìn)口溫度在布置A中降低了2.12 ℃,在布置B中降低了2.19 ℃。

從圖8可以看出,傳動(dòng)油冷器在布置B中散熱性能提升較大,油側(cè)進(jìn)、出口溫差由4.46 ℃變?yōu)?.81 ℃,提高了0.35 ℃,且油側(cè)進(jìn)口溫度有較大幅度降低,由98.08 ℃變?yōu)?7.79 ℃,降低了20.29 ℃。

從圖9可以看出:液壓油冷器在布置A和布置B中散熱性能均有小幅提升,布置A提升0.07 ℃,布置B提升0.06 ℃;油側(cè)進(jìn)口溫度的降低較為明顯,布置A中油側(cè)進(jìn)口溫度由88.06 ℃變?yōu)?7.81 ℃,降低10.25 ℃;布置B中油側(cè)進(jìn)口溫度由88.06 ℃變?yōu)?8.76 ℃,降低9.30 ℃。

綜合圖7～圖9的分析可知:散熱器并聯(lián)布置的優(yōu)點(diǎn)是能夠降低冷卻系統(tǒng)的風(fēng)阻、降低空氣側(cè)的進(jìn)口溫度,但存在2個(gè)油冷器液側(cè)進(jìn)口溫度較高的問(wèn)題;將發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器與油冷器串聯(lián)布置,其優(yōu)點(diǎn)是能夠增大散熱器和油冷器的迎風(fēng)面積,從而降低水側(cè)/油側(cè)的進(jìn)口溫度。

3.3 冷卻液對(duì)散熱性能影響

發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液常使用純水或水與乙二醇的混合溶液,使用含有乙二醇的混合溶液,能夠有效地防止冷卻液在冬季結(jié)冰,防止在夏季沸騰[11]。

不同混合比例的冷卻液在物性參數(shù)上均有差異,冷卻液中乙二醇的占比越高,冷卻液的密度和黏度越大,比熱容和導(dǎo)熱系數(shù)越小,導(dǎo)致在冷卻循環(huán)中冷卻液的流量減小、散熱器進(jìn)口溫度升高。

使用冷卻液時(shí),其冰點(diǎn)要低于該地環(huán)境最低溫度10 ℃左右,以防止天氣突變。本文所研究的內(nèi)燃叉車(chē)使用地區(qū)的環(huán)境最低溫度約-10 ℃。我國(guó)發(fā)布的GB 29743—2013《機(jī)動(dòng)車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液》中指出,40%乙二醇水溶液,冰點(diǎn)約-25 ℃,滿(mǎn)足使用要求。通過(guò)仿真分析其對(duì)散熱性能的影響,仿真結(jié)果如圖10所示。

圖10 冷卻液對(duì)散熱器進(jìn)、出口溫度的影響

使用40%乙二醇水溶液與使用純水相比,散熱器進(jìn)口溫度提高了0.53 ℃,進(jìn)、出口溫差提高了0.40 ℃。表明使用40%乙二醇的水溶液作為冷卻液有利于發(fā)動(dòng)機(jī)的冷啟動(dòng)和快速暖機(jī),且仍然可以保持冷卻系統(tǒng)良好的散熱性能。

3.4 冷卻系統(tǒng)優(yōu)化方案

綜合以上對(duì)散熱器的迎風(fēng)面積與厚度、散熱器的空間布置、冷卻液等冷卻性能影響因素的分析,針對(duì)原有內(nèi)燃叉車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng),現(xiàn)提出以下優(yōu)化方案。

1) 對(duì)散熱器和油冷器的迎風(fēng)面積與厚度進(jìn)行修改,見(jiàn)表5所列。

表5 散熱器、油冷器芯體原尺寸與優(yōu)化尺寸對(duì)比

2) 對(duì)冷卻系統(tǒng)中散熱器的空間布置進(jìn)行修改,采用布置B方案,即發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器與油冷器串聯(lián)布置,傳動(dòng)油冷器與液壓油冷器并聯(lián)布置。

3) 將發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器的冷卻液由純水改為40%乙二醇水溶液。

優(yōu)化前后的冷卻系統(tǒng)一維仿真結(jié)果如圖11、圖12所示。

圖11 優(yōu)化前散熱器、油冷器空氣側(cè)進(jìn)、出口溫度

圖12 優(yōu)化后散熱器、油冷器液側(cè)進(jìn)、出口溫度

從圖11、圖12可以看出,優(yōu)化后的冷卻系統(tǒng)與原系統(tǒng)相比:① 發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器的進(jìn)口溫度降低1.46 ℃,進(jìn)、出口溫差提高了0.50 ℃;② 傳動(dòng)油冷器的進(jìn)、出口溫差由4.46 ℃提高至4.81 ℃,提高了0.35 ℃,且油側(cè)的進(jìn)口溫度由98.08 ℃降低至77.79 ℃,降低了20.29 ℃;③ 液壓油冷器的進(jìn)、出口溫差提升較小,僅提高0.06 ℃,油側(cè)的進(jìn)口溫度由88.06 ℃降低至78.76 ℃,降低了9.30 ℃。

4 結(jié) 論

通過(guò)對(duì)額定工況下發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器、傳動(dòng)油冷器和液壓油冷器的散熱性能進(jìn)行仿真分析和實(shí)驗(yàn)研究,得出以下結(jié)論。

1) 增大散熱器的迎風(fēng)面積,減小散熱器厚度,將發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器與油冷器串聯(lián)布置,相比較原冷卻系統(tǒng)的并聯(lián)布置,能夠有效降低水側(cè)/油側(cè)的進(jìn)口溫度。

2) 根據(jù)車(chē)輛使用地區(qū)的環(huán)境最低溫度選取發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻液,使用40%乙二醇水溶液作為冷卻液,冰點(diǎn)約-25 ℃,且仍然可以保持冷卻系統(tǒng)良好的散熱性能,滿(mǎn)足使用要求。

3) 優(yōu)化后的冷卻系統(tǒng),發(fā)動(dòng)機(jī)散熱器水側(cè)進(jìn)口溫度降低了1.46 ℃;傳動(dòng)油冷器油側(cè)進(jìn)口溫差有0.35 ℃的提高;2個(gè)油冷器的進(jìn)口溫度均有較大幅度的降低,傳動(dòng)油冷器進(jìn)口溫度降低了20.29 ℃,液壓油冷器進(jìn)口溫度降低了9.30 ℃。