发动机进气量(立方米/小时)=0.03*汽缸总容积（升）*转速（转/分）*充气系数（自然进气0.8，增压取1）
发动机进气量(升/分)=汽缸总容积（升）*转速（转/分）/2*充气系数（自然进气0.8，增压取1）
柴油机供油量按比油耗，大约180~200克/马力*小时计算
汽油机供油量按比油耗，大约200~220克/马力*小时计算
关于排气管与涡轮机间加水套，我是直接将管路的温度降低算的，水套冷却我不会做，所以结果可能不准。
温度降到423k，功率、扭矩没什么变化，排气流速、涡轮效率等没什么变化关于增加排气阻力，6000rpm时阻力增加1.9kpa
(1)在热管总长度一定的情况下，随着蒸发侧长度增加，总的传热系数减小，但传热面积增加，在蒸发侧长度大约为100~时，换热量达到极大值;
(2)采用小外径热管可以增强传热，提高换热器的紧凑性;
(3)在一定范围内，翅片厚度对换热量和压力降的影响不大，翅片厚度应尽量选取较小值，从机械强度、制造工艺以及腐蚀和侵蚀等方面考虑选择翅片厚度为0.5111111;
（4)翅片间距对换热量和压力降的影响比较大，翅片间距越小，换热量越大，压力降也越大。因此，翅片间距应综合考虑取中等值的范围。通过合理的选择这四个参数可以达到增加传热系数、减小流动阻力，进而达到减小换热器总体尺寸、提高换热器紧凑性的目的。
铜硬焊散热器具有铝散热器不可替代的优点，如:①铜硬钎焊技术使用极薄的铜
合金材料，可以减少用材，降低重量和成本。管料采用铜带经激光焊接而成，厚度仅有0.085mm;带料采用导热性能好、强度高的铜合金，璧厚仅有0.025一0.O3mm。②铜硬钎焊工艺采用无铅低温焊接，不需要使用焊剂。工艺中不会产生废水、毒气等有害物质，改善了工作环境，减少了污染。③铜硬钎焊散热器比锡焊铜/黄铜散热器有更高的抗腐蚀能力，并且与铝散热器相比更有竞争力:铝散热器更倾向于局部腐蚀形式，而对于铜硬钎焊散热器腐蚀形式通常是均等的，不会产生局部腐蚀。
原始参数：
康明斯6BTA5.9-C180(P型泵)
额定功率：132kW/2200rpm,
最大功率：133kW/2300rpm
最大扭矩：750N.m/1300rpm
额定功率下的燃油消耗率：227g/kW.h
发动机燃烧所有燃料所产生的热量Q=g e.p e.h u/3600 其中
g e 为燃油消化率(kg/kW.h)
p e 为发动机有效功率(kW)
h u 为燃料的低热值，柴油为41870(kJ/kg)
因此，额定功率下的发动机总发热量Q=348.5kJ/s或Q=1254.6*103kJ/h
由发动机热平衡的一般经验我们知道，
汽油机柴油机有效功率% 25-30 35-40
冷却损失% 35-45 25-30
排气及辐射% 35-20 35-25
机械损失% 6-5 7-5
由柴油机的总发热量Q=348.5kJ/s，按照最大系数（冷却损失30%，排气及辐射35%）进行计算，可得出：
原柴油机以热量和辐射形式消耗的能量Qc最多为：
Qc=Q*（30%+35%）=348.5*0.65=226.525kJ/s 即226.525kW
原机冷却系统热负荷Q Co=348.5*0.3=104.55kW
再通过功率返求：（校核）
已知额定功率132kW，此处即认为是有效功率。取其极小值，占总热的35%。
则原柴油机以热量和辐射形式消耗的能量Qc最多为：
Qc=132*0.65/0.35=245.143kW
两者误差不超过8%
当发动机进行防爆改造后，预计防爆后功率仅为100~105kW/2200rpm。假设
改造对原柴油机的喷油系统没有变动（或对循环喷油量未作调整），则可以预见，额定功率下的燃油消耗率不会出现较大变化，仍为227g/kW.h。但是由于进气阻力及排气背压的增大，导致没有足够的空气进入气缸参与燃烧（虽然依旧是大于理论空燃比的混合），所以相对于原机，防爆发动机中将有一部分柴油不完全燃烧，这就会导致同样质量的燃油在单位时间内所放出的热量下降。如此，用燃油消耗率去估算这部分热量将会导致计算值大于实际值，从而产生较大偏差。
针对上述情况，对于防爆柴油机体和排气散热量的估算，应以防爆改造后的有效功率为基本参数。按照此功率按以上步骤返求机体和排气散热量（即发动机以热量和辐射形式消耗的能量Qc）.
Qc=105*0.65/0.35=195kW
此处计算出的结果为防爆发动机以热量和辐射形式所能散发的最大能量。
防爆柴油机冷却系统热负荷Q C=195kW。
原机冷却系统热负荷Q Co=348.5*0.3=104.55kW
基本上增加了一倍以上！所以原机的水泵，散热器和风扇强度一定不能满足要求，想在不更换冷却系统元件的情况下，仅仅通过增加水泵转速和风扇转速增加强制散热量达到散热目的基本不可能实现。
因此，在设计时，我们的冷却水需要每秒带走195kJ的热量。以此为依据设计冷却水循环量。
(2)冷却水的循环量
实际需要的冷却水循环量为V P .，则：
V P =V W/η
V w =Q c/(Δtwγw cw)。
其中：
η为水泵的容积效率，一般取0.85
V P 实际需要的冷却水循环量
V w 理论需要的冷却水循环量
Δt w为冷却水在内燃机中循环时的容许温升, 取Δt w= 6～12 ℃，经验一般取8 ℃或9 ℃;
γw为水的体积质量,可近似取γw = 1 000 kg/ m3;
C w为水的比热,可近似取C w = 4.187 kJ / (kg ·℃) 。
将Q c=195kJ/s,
Δt w = 8 ℃
γw = 1 000 kg/ m3;
C w = 4.187 kJ / (kg ·℃) 带入计算
得出V w=5.82*10-3(m3/s), V p=6.85*10-3(m3/s)
实际的冷却水需要量会比实际计算值低，原因如下：
1.考虑了水泵的容积效率。
2.发动机机体及排气系统的散热量不可能完全传递给冷却水，一部分通过废气（70℃）带走，一部分以热辐射，噪声、振动的形式散失。一部分通过自然对流换热被空气带走（温度不大于150℃的热表面）
3.通过机油带走的热量虽然最终需要通过冷却水冷却，但在循环的过程中会通过辐射和自然对流换热的形式散失一部分。
水泵
冷却液流经缸体、水管和节温器等部分时要消耗部分压力。所以水泵必须具备足够大的扬程，以保证冷却液的流速。一般而言，对未增加排气冷却系统的原发动机冷却系统有：
1.发动机缸体、缸盖水套的阻力一般为1.25～1.5mH
O，
2
