1300 进气系统设计规范
进气系统的设计I-宋绍超
8r La L 3
式中
L a 和 L分别是实际长度和计算长度，修正频率为： c f0 4 La
三，进气系统声学设计初步
3，旁支消音器声学分析
进气系统的共振消音器有赫尔姆兹消音器和四分之一波长管。这两种 消音器的目的都是消除窄频带的噪声，但是赫尔姆兹消音器的消音频 带比四分之一波长管要宽，所以赫尔姆兹消音器比四分之一波长管显 得更重要。赫尔姆兹消音器一般是用来消除低频噪声，而四分之一波 长管用来消除高频噪声。如果要用四分之一波长管来消除低频噪声， 那么波长管必须做得很长，但是太长的管道很难安装。 3.1 进气系统中，低频噪声成分往往非常大，而控制低频要采用赫尔姆兹消 音器。所以在汽车设计初期，要尽可能地给进气系统留出较大空间，以 便安装赫尔姆兹消音器，一般来讲赫尔姆兹消音器不能安装在空气滤清 器上。
一，进气系统简介
进气系统结构图
一般的进气系统结构如上图所示:空气经引气管流入空气滤清器过滤掉杂 质后，流过空气流量传感器，经由进气软管进入进气歧管，与喷油嘴喷出 的汽油混合后形成适当比例的燃油混合气，由进气门送入汽缸内点火燃烧， 产生动力 。
一，进气系统简介
进气系统设计时主要考虑的问题
噪声
功率损失
式中L是四分之一波长管的长度，而m是主管截面积与波长管截面积的比值
当
2L 2n1 （n=1,2,3…）时，传递损失达到最大,旁支管长为： 2
L 2n 1 4
四分之一波长管共振的频率为：
f0
(2 n1 )c 4 L
三，进气系统声学设计初步
旁支管的频率只取决于管道的长度，管道越长，频率越低。从上式知道， 影响四分之一波长管传递损失的参数有两个，一个是旁支管的截面积与主 管截面积的比值m，另一个是波长管的长度。 四分之一波长管的一端是开口的，一端是封闭的，在开口处的声波会象活 塞一样运动，存在辐射声阻抗，因此管道的实际工作长度增加，需要对开 口端进行修正。对四分之一波长管来说，主管的管壁相当于法兰，於是四 分之一波长管的实际长度应该为：
发动机各主要系统设计规范
发动机各主要附件系统设计规范一、进气系统1、空气滤清器：1.1 根据发动机排量、额定转速、增压度等严格按计算结果，确定空滤器额定空气流量（计算公式及方法见附件1）。
1.2 参照国际标准规定并结合我公司Q/FT A002《干式空气滤清器总成技术条件》的标准要求，确定空滤器的原始进气阻力、最大进气阻力、原始滤清效率、粗滤效率等技术参数。
1.3 牵引车等公路运输车辆，粗滤效率应不低于75%（卧式安装复合式空滤器）或87%（立式安装复合式空滤器），自卸车等经常在工地上，或在灰尘较多环境下运行的车辆，应配装粗滤效率不低于90%的双级带旋流管的沙漠空滤器。
空滤器试验用灰尘应不低于JB/T9747标准要求。
1.4 根据国内道路状况，空滤器必须加装安全滤芯。
并且应配装空滤器阻塞报警装置。
1.5 确保空滤内部清洁，各焊接或连接部位密封可靠。
1.6 空滤器出气口为了保证密封，应用圆形管，并要求接口处有一凸缘和止口，以保证密封和不会松动。
1.7 为了保养和清洁方便，在空滤器最底端部位要加装排尘袋，并保证排尘袋子不靠近污染大的地方。
1.8 空滤器进出管走向避免肘关节现象。
中冷器：、2根据发动机的有关技术参数先用理论计算公式初步确定中冷器的总散热面积，并在此基础上增加10%~15%的余量（计算公式及方法见附件1）。
根据水冷散热器的外形尺寸及整车空间尺寸，确定最合理的中冷器芯体尺寸，并尽可能加大迎风面积。
为了提高进气效率，减少增压后的空气压降，应尽量使中冷器进、出气口内表面光滑，并保证各连接和圆角处无死角、急弯。
还应考虑气室大小、形状对效率的影响。
根据发动机增压后最大空气压力，确定中冷器密封试验的气压。
欧Ⅱ发动机取250kPa，欧Ⅲ取300kPa，时间均为不低于2分钟。
并保证中冷器进、出气管直径不能小于发动机的进、出气口直径。
中冷器技术条件中应明确在生产、运输及使用过程中，确保内部清洁，无残留物。
管路：、3由于中冷器通常与水冷散热器一起通过软垫安装在车架上，而发动机也是通过悬置软垫固定在车架，考虑到两部分振动频率不一致，为了提高进气系统各接口不会由于振动产生松动及泄漏，因此各接口必须安装有一定伸缩量的弹性软管，两个硬管之间的距离不小于管径的2倍。
不同进气系统对管路的性能和设计要求
车辆工程技术38车辆技术0 引言 目前我国卡车的进气系统可大体按有无涡轮增压器分为2类，其中部分轻卡和中重卡的进气系统无涡轮增压器，大多数中重卡目前已采用涡轮增压器，其技术日渐成熟，但其发动机曲轴通风箱致使可燃混合气和废气，全部排到大气中，浪费能源且污染环境，只有少数的高端车型或合资品牌采用了欧美在20世纪末就应用的涡轮增压且曲轴通风箱废气闭式排放的进气系统。
从节能和环保来看，我国卡车进气系统的发展趋势是应用涡轮增压技术且发动机曲轴通风箱废气闭式排放，从而提高燃油效率和减少废气排放。
针对不同的进气系统，其管路应有与之匹配的性能和要求。
1 无涡轮增压器的卡车进气系统管路 无涡轮增压器的卡车进气系统管路主要由高位进气管、高位进气管接管、空气滤清器及其接管以及发动机进气管组成。
其中高位进气管主要是聚乙烯塑料通过注/吹塑成型，高位进气管接管多采用乙丙橡胶钢丝夹布或模压成型，空滤器接管可由钢丝夹布或模压的乙丙胶管做成。
由于发动机和进气系统的相对位置的原因，发动机进气管可由硬管和橡胶软管组成，也可只用橡胶软管。
硬管可用金属管也可用塑料管，材质的选择主要依据硬管需要承受的温度和压力，橡胶软管主要采用钢丝夹布乙丙橡胶管。
目前我国轻卡和少部分中重卡采用此模式进气系统。
该模式进气系统的管路简短，成本低廉，性能要求低，仅有发动机进气管对温度和负压有所要求，其他部位的管路基本上常温常压，因此管路材质的选择较简单。
这种进气系统的缺点是不节能不环保，是传统的卡车进气系统。
随着卡车技术的不断提升，该系统将逐渐被淘汰。
2 有涡轮增压器且曲轴通风箱废气开式排放的卡车进气系统管路 近几年，由于卡车在高速和重载方面发展迅速，对发动机的动力性和燃油经济性提出了更高的要求；与此同时，我国排放法规的日益完善与苛刻，使得发动机进气增压技术在卡车上得到大量应用。
该进气系统优点很多，不但能提高发动机的输出功率，改善发动机的动力性，而且还能提高燃烧效率，提高发动机的经济性和环保性。
进气系统改装的设计
进气系统改装的设计（注意：如有涉及汽车改装，需要遵守法律法规，进行合法、安全的改装。
本文仅为讨论进气系统改装的设计，不鼓励违法行为。
）进气系统是汽车引擎中非常重要的一个组成部分，它负责将空气和燃油混合后送入汽缸中燃烧，影响着车辆的动力、油耗、排放等方面。
在进行车辆性能提升时，改装进气系统成为了一个很重要的环节，可以有效地提高引擎的吸气效率和燃烧效率，从而达到提高动力、降低油耗、减少污染等效果。
进气系统改装的设计需要根据具体的车型、引擎型号、驾驶方式以及改装目标等因素进行综合考虑。
下面将从改装策略、改装方案和改装效果等方面进行论述。
一、改装策略改装进气系统的目的是提高引擎吸气效率和减少气流阻力，因此改装策略需要围绕这一目标展开。
一般来说，改装策略包括以下几个方面：1. 选择理性的改装方案。
市面上有很多进气系统改装方案，有些容易安装但效果有限，有些则需要追求高端的性能装备。
在选择时需要根据自身车辆实际情况进行综合考虑。
2. 重视空气滤清器。
空气滤清器在进气系统中起着关键作用，可以过滤掉大部分的灰尘，从而保持引擎的清洁度。
在改装时需要选择高效的空气滤清器，并根据需要进行清洗或更换。
3. 合理选择进气管道。
进气管道需要保证充分的气流通道和低阻力，可以选择适合自己的进气管道，包括进气管道长度、口径、材质等方面。
4. 预留强增余地。
进气系统改装可以预留强增的余地，方便后续进行涡轮增压、机械增压等强增方式的改装。
二、改装方案根据不同的改装目标和策略，可以选择不同的进气系统改装方案。
下面介绍几种常见的改装方案：1. 离心式进气系统改装。
离心式进气系统一般包括高效的空气滤清器、进气道、离心式风机等，可以大大提升吸气效率，增加动力，减少油耗。
它的原理是利用风机产生的离心力将进气气体压缩，并快速送入引擎中，提高进气气体密度，从而实现增压效果。
2. 圆锥形高性能进气系统改装。
这种改装方案一般包括高性能的空气滤清器、圆锥形明亮进气道、增压管道等，可以提高排气效率，增加动力，提升声音效果。
压缩机的进气系统设计及其要求
压缩机的进气系统设计及其要求在现代工业中，压缩机作为一种重要的机械设备，被广泛应用于各个领域。
为了保证压缩机的正常运行，设计良好的进气系统是非常重要的。
本文将从进气系统的重要性、进气系统的组成及其要求等方面探讨压缩机进气系统设计。
一、进气系统的重要性压缩机的进气系统是指将大气中的气体吸入压缩机进行压缩的系统。
良好的进气系统设计可以保证压缩机充分吸气，提高压缩机的运行效率，减少能源消耗，同时还能减少设备的维护费用，延长设备寿命。
因此，在压缩机设计中，进气系统的设计始终占据着重要的地位。
二、进气系统的组成及其要求进气系统主要由进气道、过滤器、进气阀和进气管等组成。
各个部分的设计都直接影响了进气系统的性能。
1.进气道进气道是指气体从外界进入压缩机的管道，其设计应该保证气流稳定、无阻力。
进气道的长度和尺寸应该经过充分的计算和实验验证，以减少气体进入压缩机时的摩擦阻力和惯性阻力，从而提高压缩机的入口压力和流量。
2.过滤器压缩机需要清洁的气体进行压缩，进气中会混入各种细小的杂质，如尘埃、沙子、纤维等，这些杂质会影响气流稳定性及压缩机的寿命。
过滤器的主要目的是对进入压缩机的气体进行过滤，去除其中的杂质，以保障压缩机的正常工作。
这里建议使用湿式过滤器，因为它不仅可以有效地过滤气体中的杂质，而且可以增加进气管内的湿度。
3.进气阀进气阀是指控制进气气体流量的机构，不同类型的压缩机有不同的进气阀设计。
在设计进气阀时，需要考虑到良好的气流稳定性、阀门的压力损失以及气门的开启状况。
此外，阀门的材料也需要注意选择耐高温、耐腐蚀的阀门材料。
4.进气管进气管是对压缩机进气系统中最关键的一个部分，它的设计有助于减少进气消耗的能量、提高压缩效率以及降低噪音。
进气管的设计需要满足以下几个方面的要求：（1）做到内壁光滑，减少气体阻力，增加气体流量；（2）尽量减少弯曲，减小气流阻力，增加气体流量；（3）材质要选用高热传导系数的金属材料，以便能够快速将进气的热量导出。
高性能发动机的进气系统设计
高性能发动机的进气系统设计高性能发动机的进气系统是发动机性能优化中至关重要的一环。
一个优秀的进气系统设计可以有效提高发动机的动力输出，提升燃烧效率，增加燃油经济性，并降低尾气排放。
本文将从空气滤清器、进气道设计和增压系统三个方面探讨高性能发动机的进气系统设计。
一、空气滤清器空气滤清器在进气系统中的作用是保护发动机免受颗粒物、尘土和异物的侵入，同时确保空气质量。
在高性能发动机的进气系统设计中，需要选择高效的空气滤清器，以保证足够的进气量和高质量的进气。
现代高性能发动机常采用高性能纸质滤芯或高效滤网材料，能够在保证空气流通畅的同时有效过滤微小颗粒，延长发动机寿命。
二、进气道设计优秀的进气道设计对提高发动机性能至关重要。
在高性能发动机的进气道设计中，需要考虑进气道长度、直径、曲率等参数。
进气道的长度和直径大小会影响气流的速度和流量，直接影响着发动机的进气效果和功率输出。
过长或过短的进气道都会导致进气阻力增加，影响发动机性能。
为此，需要通过流体力学分析和计算，确定最佳的进气道长度和直径。
同时，进气道中的曲率也需要尽量减小，以减少气流的阻挡和涡流产生，提高进气效果。
三、增压系统增压系统是提高发动机功率输出的重要手段之一。
在高性能发动机的进气系统设计中，常采用涡轮增压器来提高进气压力。
涡轮增压器通过利用废气能量驱动涡轮，压缩进气空气，提高进气密度和压力，从而增加发动机的燃烧效率和动力输出。
涡轮增压器的选型和匹配需要根据发动机的特性和输出要求进行精确计算和匹配。
同时，增压系统还需要考虑涡轮增压器与发动机之间的连接方式，如进气和排气管道的设计和匹配，以尽量减小压力损失和提供充足的进气量。
综上所述，高性能发动机的进气系统设计至关重要。
通过优化空气滤清器的选择，合理设计进气道和增压系统，可以提高发动机的性能和燃油经济性。
但值得注意的是，进气系统的设计应综合考虑发动机的特性、使用环境和实际需求，以达到最佳的综合性能和可靠性。
三锲进气道设计
三锲进气道设计三锲进气道是一种引擎进气系统的设计，它在汽车工业中起到了至关重要的作用。
本文将从不同角度对三锲进气道进行探讨，旨在展示其设计原理和功能。
我们需要了解什么是进气道。
进气道是引擎中的一个重要组成部分，其主要功能是将空气引入到发动机中，以供燃烧。
进气道的设计直接影响着发动机的性能和燃烧效率。
在过去的几十年里，进气道的设计经历了很多变化和创新，其中三锲进气道是一种相对较新的设计。
三锲进气道在形状上与传统的进气道有所不同。
它采用了三段不同长度的锲形管道，这样可以使空气在进入发动机之前经历多次压缩和加速。
这种设计可以增加进气气流的速度和压力，提高燃烧效率和动力输出。
三锲进气道的设计原理是基于流体力学和气体动力学的知识。
通过改变进气道的形状和长度，可以使气流在管道中产生涡流和压力波动，从而增加空气的进气效果。
这种设计可以提高气缸内的燃烧效率，并减少能量损失。
与传统的进气道相比，三锲进气道具有许多优点。
首先，它可以提高发动机的功率和扭矩输出，使汽车具有更好的加速性能。
其次，它可以减少发动机的燃油消耗，提高燃油经济性。
此外，三锲进气道还可以降低发动机的噪音和振动水平，提高乘坐舒适性。
然而，三锲进气道的设计也存在一些挑战和限制。
首先，它的制造成本相对较高，需要更复杂的加工和装配工艺。
其次，由于进气道的形状复杂，清洁和维护也相对困难。
此外，三锲进气道在低转速下的效果可能不如高转速下明显，因此对于不同工况下的发动机性能需求，需要进行相应的优化和调整。
尽管存在一些挑战，但三锲进气道的设计在汽车工业中仍然具有广阔的应用前景。
随着科技的不断发展，人们对发动机性能和燃油经济性的要求越来越高，进气道的设计也将不断创新和改进。
三锲进气道作为一种新型的进气系统设计，具有诸多优点和应用前景。
它通过改变进气道的形状和长度，增加了空气的进气效果，提高了发动机的性能和燃烧效率。
尽管存在一些挑战，但随着科技的不断进步，三锲进气道的设计将进一步完善和应用。
大中型客车进气系统设计规范
向发动机输送清洁空气的管道。
3.6进气阻力（压力损失）
因发动机进气系统在额定流量下流动时所引起的能量损失，以压力降（被测进气系统的上游和下游规定测压点所测得静压差）表示，并按两个测量点的动压头之差加以修正。
3.7空滤器的去尘能力
QC/T32中空气滤清器在进气阻力达到限值时所能除去的灰尘总量定义为空滤的去尘能力。
△Pm=λ*(1/4Rh)*ρυ2/2*L（2）
式中：
△Pm——管道沿程压力损失；
λ—摩擦阻力系数；
ρ—空气密度；
L—管道的长度；
Rh—管道的水力半径，计算公式为Rh=A/P,，Dh= 4A/P(3)
其中A为截面面积，P为湿周。
b)客车进气管道材料目前均为薄钢板件，在表面粗糙度k=0.15 mm，直径D=(0.05～2.0) m,空气流速υ=(5～30)m/s时，沿程压力损失可以按照下面的公式估算：
局部损失是指克服边界急剧改变的区域造成的局部阻力而引起的能量损失。其一般的计算公式为：
△Pj=ξ*ρ*υ2/2,（6）
式中：
大中型客车发动机进气系统设计规范
（试行稿）
编号
C/SJGF119008
编制
审核
标准
批准
日期
欧辉客车事业部
1
为实现大中型客车发动机进气系统设计的规范化、通用化，根据国家有关客车方面的法规、政策、技术要求，结合我公司产品开发流程，参考高等院校汽车专业教材中有关章节的规定，编制本设计规范。本设计规范对生产、检验具有参考作用。
5.2.4.3远离高温部件，如不能远离需采取隔热措施。
5.2.4.4正常路面上，确保不需要拆除其它部件的情况下方便滤芯装拆和清理维护。
5.2.4.5排尘口位置处于空滤器的最低点，应尽可能远离发动机表面、传动皮带、冷却散热系统和其迎风面等。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
进气系设计规范
根据发动机对进气量的需求计算空滤器的流量允许范围，并选择合适的空滤器
增压机计算公式：Qe= n (转) × V 排 × 130%×60/1000/2(m3/h)
CY4102BZLQ：Qe= n (转) × V 排 × 130%×60/1000/2=2800*3.856*1.3*0.006/2=421m3/h（1109010Z11QZ-caS
进气流量为600m3/h）
非增压机计算公式：Qe= n (转) × V 排 × 80%×60/1000/2(m3/h)
JM495:Qe= n (转) × V 排 × 80%×60/1000/2=4800*2.693*0.8*0.006/2=310m3/h (1109010Z412进气流量为
430m3/h)
（考虑到管路中，进气阻力产生的压力降，故选择空滤器时，将空滤器流量设为发动机进气需求量的1.3倍左右）
2、中冷器的选择：根据发动机对进气量的需求计算出中冷器所需的降温能力（或所需面积），根据其降温能力（或所需面积）选择适当的中冷器 。
（附1109020N3QZ-uh0的选择、计算过程）
3、空滤器位置
的确定及出气口方向的选择：根据总布置要求选择空滤器的位置，并决定是否加用支架，然后根据空滤器与发动机的相对位置选择适当的出气口方向。
4、管路设计要求：根据空滤器与增压器之间的相对位置以及增压器与中冷器、中冷器出气管与发动机进气管的相对位置设计管路，同时，必须考虑到气流的顺畅性及其他分组是否会与进气管路干涉。
管路设计时，一般选择“软管--钢管--软管”的设计方案，尽量选用软管过弯，必要时可用钢管过弯，但钢管不得多于一处弯角。
钢管与软管之间采用过盈配合，钢管的外径应该大于软管的内径1～2mm，以避免软管脱落；同样，在变径处，尽量选择软管，因为采用钢管变径，必须拼焊，这样会降低钢管的强度以及钢管的外观。
5、软管材料的选择：管路设计中，根据气流温度的变化，选择适当的软管材料（硅橡胶和乙丙橡胶）。
在空滤器与增压器之间，由于气流温度与大气温度相同（相对较低），故要选用乙丙橡胶；增压器与中冷器之间，此时，气流经过压缩，温度超过130度，超过乙丙橡胶的承受能力，故选用硅橡胶；中冷器之发动机进气口段，经过中冷后的气流温度此时不会高于大气温度30度（即在50--60度之间）故选用乙丙橡胶。
6、软管的设计要求：设计乙丙橡胶软管时，须注意软管的长度选择，若软管太长，则需要加用加强筋（特别是拐弯处），对于空滤器至增压器之间的乙丙橡胶管，可避免软管被吸瘪；对于中冷器至发动机之间的乙丙橡胶管，可避免被胀裂；设计硅橡胶软管时，不要因为成本问题而降低软管的长度，这样软管的弹性会降低，且会造成软管撕裂或脱落。
1、空滤器流量大小选择：
7、管径的选
择：由于增压器进出气口较小且气流量大，所以空滤器至增压器之间的管径在等于增压器进气口直径的基础上，尽量选择大一点的管径，而增压器至发动机进气口之间的管径不得小于增压器出气口直径；
8、管路固定：管路设计完成后，较长的钢管、软管要求加固定（钢管尽量选择钢性固定，同一根钢管不能同时固定在发动机和车
架上，这样会在同一根钢管上产生多个方向的相对运动，导致钢管断裂；软管尽量选择柔性固定，可防止将软管磨
损，造成漏气）。
若同一根钢管上需要多处固定，两处支架之间的距离不小于400mm。
9、卡箍形式的选择：对于出气口大于Φ100的空滤器，空滤器与软管连接处尽量选用T型卡箍，其它连接处用RQ675XX(RQ675为标准号，XX为卡箍直径)，若厂家有特殊要求，按厂家要求做。
10、卡箍的安装固定：安装卡箍时，卡箍尾部朝向发动机顶端，（因为车身设计时发动机舱盖在发动机顶端）便于以后拆装维修。
卡箍固定时，卡股至软管端面间的距离不小于5mm。
附录111090020N3QZ-uh0中冷器的设计计算
一：中冷器结构特点
1、 该中冷器采用目前世界上较先进的‘U ’型结构。
“U ”型结构可以适当延长热交换时间，加快热空气流
速，从而达到加强中冷器的散热能力。
相同条件下，散热能力可以提高15%。
2、 采用内置紊流片式结构可以增大热侧散热面积，提高散热效果，芯子重量可以降低30%。
二：中冷器结构参数
1、 中冷器进出气室口内径φ81
2、 芯子尺寸：700*004*03（冷却管31根、散热管32根）
三：中冷器使用工况
1、 热风进温度：150
2、 热风出温度：50
3、 热风流量G1=0.33KG/s
4、 冷风进温度25 （环境温度）
5、 迎风面速度：12m/s
四：中冷器参数计算
1、 冷侧散热面积的计算
a) 冷却管散热面积（
）的计算S1=单根冷却管的散热面积*冷却管根数=2.74
1S S
b ） 散热带的散热面积（
）S2=单根散热带的散热面积*散热带的根数=9.85
b) 冷侧散热面积 =2.74+9.85
=12.95
考虑到散热带和冷却管的钎焊焊缝的影响，冷侧散热面积F 实际应为12.43
2、热侧流速的计算（ ）
1）质量流量（
）换算成体积流量（V ）已知
=0.33 kg/s ρ=0.946kg/0.348837209
2）中冷器热侧通道有效面积的计算冷却管的通道面积=单根冷却管内腔的截面积×冷却管根数
=422.4×31=13094.4m 紊流片料厚所占的面积=20.0832×8×31×0.2
=996.13 m S =冷却管的通道面积-紊流片料厚所占的面积
=13094.4-996.13=12098.27 m 3） =0.35×结论：此流速在最佳流速范围内
2S 2
1S S F +=1V 1G ρ
/G V 1=1G 2
m ρ
/G V 1=/s
0.35m 3≈)
(S 32
m 2
m 3S 2
m S
V V =/12098.27106 /s
m 29≈
3、 中冷器的迎风面积：芯子宽度×芯子高度
=765×598× =0.457
中冷器冷风通过面积：散热器高度×芯子高度-散热带料厚所占的面积=0.2
冷风通过率：通风面积/迎风面积=0.2/0.475=43.8%
4、中冷器冷风流量（ )
根据中冷器冷侧面积、中冷器迎风面速度，中冷器冷风流量 计算如下：
=12×0.2×1.165 2.8kg/s 三．假设150℃增压空气流经中冷器以后，出气口温度达到50℃.根据热平衡方程式计算冷风出温度（ ) ――热空气流量，kg/s ――冷却介质流量，kg/s；
――热空气定压比热，J/kg·℃
――冷却介质的定压比热，J/kg·℃
――中冷器进口（热空气）温度，℃
――中冷器出口（冷却后空气）温度，℃
――冷却介质进中冷器的温度，℃
――冷却介质出中冷器温度，℃
已知：
=1.009× J/kg·℃ =1.005× J/kg·℃
=0.33㎏/s
=2.8㎏/s =150-50=100℃
610
2m 2m 2G 2
G 2G ≈"2t )
t t (C G )t t (C G '
2"2p22"1'1p11-=-1G 2G p1C p2C '1t "
1t '2t "2t p1C 3
10p2C 3
101G 2G "1'1t t -'2t
=25℃0.33×1.009× ×100=2.8×1.005× ×（ －25）t -25 12℃
=37℃四．整个散热器的平均温压：
=150-37=113
=50-25=25 =113/25=4.52 > 2
所以采用对数平均温压
=(113-25)/ln4.52
58.34℃五．根据该中冷器结构和我们以往的经验，相应工作条件下的中冷器传热系数K值约为50W/ ·℃六．根据发动机工况中冷器实际所需散热量： ×(150－50)
=0.33×1.009×100
=33.3KW
七．中冷器所具备的理论散热能力
50X12.43X58.34X =36.2Kw
比较步骤六、步骤七中求得的、值。
比大10%左右，因此该中冷器的设计能够满足发动机的散热需求。
八．若中冷器进口温度为 =150℃，则理论出口温度为=150-36.2/（1.009×0.334）
=42.6℃
九．中冷器热侧压力降数值为实验所测， =8.8kPa,低于12.8 kPa，能满足发动机使用要求。
十．结论：根据以上计算，该中冷器结构设计合理，能够满足发动机的散热需求和热侧压力降要求。
1
'1t t -'2t 3
10310"2t "2t ≈"2t m t ∆m ax t ∆min t ∆m in
m ax t /t ∆∆)
t /t (ln /)t t (t min max min max m ∆∆∆-∆=∆≈
2m 11G Q =m
t F K Q2∆⨯⨯=3
101Q 2Q 2Q 1Q '
2
t P
∆。