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摘要：在长期的工作实践中发现目前普遍存在的问题是内燃机车冷却系统散热性能不足，通过增加附加换热器而不改变原来的冷却系统，经过计算分析得出满足换热能力和空间尺寸条件的最优参数．并针对主换热器的不同出水水温，分析了要保证内燃机进口水温相对稳定需进入附加换热器的水流量及该水温与水流量的关系曲线．新系统在具有线性特性的温控阀控制下，可实现根据附加换热器进水温度对其选水流量的自动调节，确保内燃机车的安全平稳运行。
关键词：内燃机车；冷却系统；附加换热器；进水温度；水流量控制
中图分类号：TK4 文献标识码：A 文章编号：
在炎热的夏季，在温度比较高的作业环境下，内燃机冷却系统存在普遍散热不足，当温度过高会严重影响内燃机车的安全运行。随着机车向高速、大功率方向的发展，提出新的冷却方式显得非常重要。根据内燃机车冷却系统的具体条件，在保证机车原冷却系统不变的情况下对其进行改造，研究一个新型方案，解决目前内燃机车出现的问题，以保证使用的安全性和可靠性．
一、方案设计
在温度特别高的情况下内燃机车的冷却系统可以降低650KW的热量，增加28%左右的散热量，即约180kW，这样就可以保证机器出口水温在警戒温度之下。实践证明，内燃机工作水温在80～90℃时内燃机技术性能将维持在最佳状态，且主换热器只可为系统降温10℃，故设定内燃机进口设计水温为80℃．然而内燃机运行温度也不可过低，低于40℃时需采用预热装置对机油、燃油进行预热[4]，因此，当内燃机出水温度低于80℃时即不使用附加换热器．改造后的冷却系统增加了附加散热器，同时采用自动调节系统[5]根据主换热器出水温度调节进入附加换热器的水流量，以有效地降低进入内燃机的循环水温。
冷却系统流程为：从内燃机出来的高温水进入温控阀，当水温低于70℃时，温控阀的副阀门打开，此时循环水全部流入水泵，再被水泵压入内燃机；当水温高于80℃时，温控阀主阀门打开，水流过主换热器时，采用风冷冷却循环水，经一次冷却的循环水流经温控阀2时，由水温的高低来调节主阀门开启的大小。当主换热器出水温度低于80℃时，直接进入水泵；高于80℃时，在温控阀的控制下冷却水以一定流量流经附加换热器，通过风冷降温后再与旁通的冷却水混合，最后由水泵压至内燃机，至此完成一个新的冷却循环。
二、附加换热器设计
根据所研究的内然机车技术运行条件，通过内燃机车主换热器的水流量，经附加换热器带走的热量，附加换热器的设计进口水温℃，内燃机进口设计水温℃．机车在爬坡时车速一般为，进入机车百叶窗的空气流速钞大约为．附加散热器的迎风面积，空气的质量流量，进口温度℃，出口温度℃．
1.附加换热器的选型
原内燃机车冷却系统的主体换热器为板翅式换热器，系统改造的任务是在该主体换热器的基础上进一步加强换热能力，由于内燃机车冷却系统的空间有限，所以，附加换热器的限制空间仅为，考虑到换热器与管道阀门的衔接等，改造后冷却系统应更为紧凑，对换热器的体积提出了更为严格的要求．基于板翅式换热器高效及紧凑性等特点，选用板翅式换热器作为内燃机车冷却系统的附加换热器．
2.翅片的选择及设计
考虑到空间有限及需要强化传热等方面因素，采用具有高效换热能力的锯齿形翅片．经过对比分析，选择较适合的几何参数。
3.确定通道数
设定空气通道数为30个，水通道数为15个，因此，按每两个空气通道间隔一个水通道．考虑到空气的传热性能比水差，应加大空气侧的传热面积．
4.换热计算及附加换热器尺寸确定
（1）翅片效率和翅片壁面总效率空气侧
同理，水侧
式中，、为一、二次传热面效率；为翅片壁面总效率；、为一、二次传热面积，；为水侧翅片效率；为翅片表面与流体间的对流换热系数，W／(·℃)；Af为翅片的导热系数，W／(m·℃)；b为翅片定型尺寸，m．
（2）传热系数
以空气侧传热面积为准，传热系数
(·℃)
以水侧传热面积为准，传热系数
(·℃)
式中，、为空气和水通道的总传热面积，；、
为空气和水与壁面间换热系数，W／(·℃)；、
為空气和水通道翅片壁面总效率．
（3）传热面积及通道长度
对数平均温差
℃
空气侧传热面积
通道长度
水侧传热面积
通道长度
式中，、如为空气和水的入口及出口段温差，℃；
、为空气和水每层通道的传热面积，．
取板束的理论长度，考虑30％安
全裕量，板束的有效长度．
故附加换热器尺寸为
三、进水温度与流量的调控
内燃机工作需要较稳定的进口水温，进口水温太低，不但容易造成内燃机熄火(低于40℃)，而且会导致机油黏度增加，使得汽缸润滑性差，加速机械零件的磨损。对于气水换热器，热阻主要在空气侧，水流量的变化对总传热系数影响不大。因此，在综合考虑各种因素之后，设定通过冷却系统冷却后的内燃机进口水温为80℃，且在温度较低时，冷却水不经过附加换热器，直接经过旁通管道进入内燃机，因此，需对附加换热器进水流量进行调节。工作时，需视内燃机附加换热器进水温度(即主换热器出水温度)确定经过附加换热器的水流量．附加换热器换热过程。
热平衡方程
式中，、为经过和未经过附加换热器的水流量；为经过附加换热器的空气流量；、为水与空气的比定压热容；为附加换热器出水水温；为附加换热器传热系数。
经分析计算，给出了在主换热器出水温度(即附加换热器进水温度)仍较高的情况下，为使冷却水在进入内燃机之前至少降温至80℃，运行过程中附加换热器进水水温与应进入该换热器的水流量之间的
调控曲线，附加换热器进水温度与内燃机进口水温的关系可知，在附加换热器进水温度与流量线性变化的情况下，当附加换热器进水温度等于或大于82．6℃时，冷却水全部经过附加换热器，换热量达到最大换热负荷，此时可使冷却水有2．6℃的降温效果，很大程度上降低了高温状况下内燃机出口水温达到90℃警戒温度的几率。
该冷却系统采用电动温控阀控制水流量．调节阀的调节特性由流体特性、阀的流量特性和阀权度共同决定，常见的调节阀中有4种典型的流体特性：直线特性、对数特性、快开特性和抛物特性．调节阀的流量特性是指被调介质流过调节阀的相对流量与调节阀的相对开度之间的关系，其数学表达式为
式中，、分别为调节阀全开和某一开度时的流量；、。分别为调节阀全开和某一开度时的行程；为比例系数。调节阀相对开度与相对流量的关系。
由于附加换热器进水温度与进水流量呈线性对应关系，系统应选择具有直线特性的温控阀．温控阀核心部件为传感器单元，可感应周围温度的变化而改变自身体积，带动调节阀阀芯产生位移，实现依据主换热器出水温度(即附加换热器进水温度)对附加换热器进水流量的自动调节，以确保进入内燃机的冷却水温满足技术要求。
四、结束语
目前状况下内燃机车冷却系统在高温状况下散热能力不足的问题，在内燃机车的有限空间内，对其冷却系统进行了改造和研究，改造后的内燃机车冷却系统有效增强了机车在高温状况下的散热能力，确保了机车的安全运行，为现有内燃机车冷却系统的优化和改造提供了一条可行的途径，具有一定的参考价值。
参考文献：
[1]张宇，王利明．东风型内燃机车冷却系统故障分析及对策[J]．内燃机工程，2007(3)：41—42．
[2]吴榕．内燃机车冷却能力对机车重载的影响[J]．铁道运营技术，2006，12(2)：36—37．
[3]杨玲．机车散热器裂漏及散热效率低的原因与对策[J]．机车车辆工艺，2002(4)：35—36．
关键词：内燃机车；冷却系统；附加换热器；进水温度；水流量控制
中图分类号：TK4 文献标识码：A 文章编号：
在炎热的夏季，在温度比较高的作业环境下，内燃机冷却系统存在普遍散热不足，当温度过高会严重影响内燃机车的安全运行。随着机车向高速、大功率方向的发展，提出新的冷却方式显得非常重要。根据内燃机车冷却系统的具体条件，在保证机车原冷却系统不变的情况下对其进行改造，研究一个新型方案，解决目前内燃机车出现的问题，以保证使用的安全性和可靠性．
一、方案设计
在温度特别高的情况下内燃机车的冷却系统可以降低650KW的热量，增加28%左右的散热量，即约180kW，这样就可以保证机器出口水温在警戒温度之下。实践证明，内燃机工作水温在80～90℃时内燃机技术性能将维持在最佳状态，且主换热器只可为系统降温10℃，故设定内燃机进口设计水温为80℃．然而内燃机运行温度也不可过低，低于40℃时需采用预热装置对机油、燃油进行预热[4]，因此，当内燃机出水温度低于80℃时即不使用附加换热器．改造后的冷却系统增加了附加散热器，同时采用自动调节系统[5]根据主换热器出水温度调节进入附加换热器的水流量，以有效地降低进入内燃机的循环水温。
冷却系统流程为：从内燃机出来的高温水进入温控阀，当水温低于70℃时，温控阀的副阀门打开，此时循环水全部流入水泵，再被水泵压入内燃机；当水温高于80℃时，温控阀主阀门打开，水流过主换热器时，采用风冷冷却循环水，经一次冷却的循环水流经温控阀2时，由水温的高低来调节主阀门开启的大小。当主换热器出水温度低于80℃时，直接进入水泵；高于80℃时，在温控阀的控制下冷却水以一定流量流经附加换热器，通过风冷降温后再与旁通的冷却水混合，最后由水泵压至内燃机，至此完成一个新的冷却循环。
二、附加换热器设计
根据所研究的内然机车技术运行条件，通过内燃机车主换热器的水流量，经附加换热器带走的热量，附加换热器的设计进口水温℃，内燃机进口设计水温℃．机车在爬坡时车速一般为，进入机车百叶窗的空气流速钞大约为．附加散热器的迎风面积，空气的质量流量，进口温度℃，出口温度℃．
1.附加换热器的选型
原内燃机车冷却系统的主体换热器为板翅式换热器，系统改造的任务是在该主体换热器的基础上进一步加强换热能力，由于内燃机车冷却系统的空间有限，所以，附加换热器的限制空间仅为，考虑到换热器与管道阀门的衔接等，改造后冷却系统应更为紧凑，对换热器的体积提出了更为严格的要求．基于板翅式换热器高效及紧凑性等特点，选用板翅式换热器作为内燃机车冷却系统的附加换热器．
2.翅片的选择及设计
考虑到空间有限及需要强化传热等方面因素，采用具有高效换热能力的锯齿形翅片．经过对比分析，选择较适合的几何参数。
3.确定通道数
设定空气通道数为30个，水通道数为15个，因此，按每两个空气通道间隔一个水通道．考虑到空气的传热性能比水差，应加大空气侧的传热面积．
4.换热计算及附加换热器尺寸确定
（1）翅片效率和翅片壁面总效率空气侧
同理，水侧
式中，、为一、二次传热面效率；为翅片壁面总效率；、为一、二次传热面积，；为水侧翅片效率；为翅片表面与流体间的对流换热系数，W／(·℃)；Af为翅片的导热系数，W／(m·℃)；b为翅片定型尺寸，m．
（2）传热系数
以空气侧传热面积为准，传热系数
(·℃)
以水侧传热面积为准，传热系数
(·℃)
式中，、为空气和水通道的总传热面积，；、
为空气和水与壁面间换热系数，W／(·℃)；、
為空气和水通道翅片壁面总效率．
（3）传热面积及通道长度
对数平均温差
℃
空气侧传热面积
通道长度
水侧传热面积
通道长度
式中，、如为空气和水的入口及出口段温差，℃；
、为空气和水每层通道的传热面积，．
取板束的理论长度，考虑30％安
全裕量，板束的有效长度．
故附加换热器尺寸为
三、进水温度与流量的调控
内燃机工作需要较稳定的进口水温，进口水温太低，不但容易造成内燃机熄火(低于40℃)，而且会导致机油黏度增加，使得汽缸润滑性差，加速机械零件的磨损。对于气水换热器，热阻主要在空气侧，水流量的变化对总传热系数影响不大。因此，在综合考虑各种因素之后，设定通过冷却系统冷却后的内燃机进口水温为80℃，且在温度较低时，冷却水不经过附加换热器，直接经过旁通管道进入内燃机，因此，需对附加换热器进水流量进行调节。工作时，需视内燃机附加换热器进水温度(即主换热器出水温度)确定经过附加换热器的水流量．附加换热器换热过程。
热平衡方程
式中，、为经过和未经过附加换热器的水流量；为经过附加换热器的空气流量；、为水与空气的比定压热容；为附加换热器出水水温；为附加换热器传热系数。
经分析计算，给出了在主换热器出水温度(即附加换热器进水温度)仍较高的情况下，为使冷却水在进入内燃机之前至少降温至80℃，运行过程中附加换热器进水水温与应进入该换热器的水流量之间的
调控曲线，附加换热器进水温度与内燃机进口水温的关系可知，在附加换热器进水温度与流量线性变化的情况下，当附加换热器进水温度等于或大于82．6℃时，冷却水全部经过附加换热器，换热量达到最大换热负荷，此时可使冷却水有2．6℃的降温效果，很大程度上降低了高温状况下内燃机出口水温达到90℃警戒温度的几率。
该冷却系统采用电动温控阀控制水流量．调节阀的调节特性由流体特性、阀的流量特性和阀权度共同决定，常见的调节阀中有4种典型的流体特性：直线特性、对数特性、快开特性和抛物特性．调节阀的流量特性是指被调介质流过调节阀的相对流量与调节阀的相对开度之间的关系，其数学表达式为
式中，、分别为调节阀全开和某一开度时的流量；、。分别为调节阀全开和某一开度时的行程；为比例系数。调节阀相对开度与相对流量的关系。
由于附加换热器进水温度与进水流量呈线性对应关系，系统应选择具有直线特性的温控阀．温控阀核心部件为传感器单元，可感应周围温度的变化而改变自身体积，带动调节阀阀芯产生位移，实现依据主换热器出水温度(即附加换热器进水温度)对附加换热器进水流量的自动调节，以确保进入内燃机的冷却水温满足技术要求。
四、结束语
目前状况下内燃机车冷却系统在高温状况下散热能力不足的问题，在内燃机车的有限空间内，对其冷却系统进行了改造和研究，改造后的内燃机车冷却系统有效增强了机车在高温状况下的散热能力，确保了机车的安全运行，为现有内燃机车冷却系统的优化和改造提供了一条可行的途径，具有一定的参考价值。
参考文献：
[1]张宇，王利明．东风型内燃机车冷却系统故障分析及对策[J]．内燃机工程，2007(3)：41—42．
[2]吴榕．内燃机车冷却能力对机车重载的影响[J]．铁道运营技术，2006，12(2)：36—37．
[3]杨玲．机车散热器裂漏及散热效率低的原因与对策[J]．机车车辆工艺，2002(4)：35—36．