Глава 11 система охлаждения

Система охлаждения предназначена для принудительного от­вода теплоты от деталей двигателя, омываемых горячими газами, для обеспечения их оптимального и стабильного теплового состоя­ния.

В зависимости от вида теплоносителя, с помощью которого осуществляется отвод теплоты от элементов двигателя, различают жидкостные и воздушные системы охлаждения.

1. ЖИДКОСТНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ

На современных автотракторных двигателях используют жид­костные системы закрытого типа с принудительной циркуляцией охлаждающего агента. Принудительная система охлаждения закры­того типа (рис. 11.1) состоит из следующих основных элементов: радиатора, жидкостного насоса, термостатов, вентилятора, расши­рительного бачка, трубопроводов н рубашек охлаждения блока

цилиндров.

Нагретая жидкость из рубаш- ки охлаждения проходит радиа- тор 1 через термостат 3 или об- водную магистраль 9 (в зависи- мости от положения клапана тер- мостата) и поступает в насос 6, который нагнетает ее в рубашку блока цилиндров 7.

Пробка расширительного бач- ка (рис. 11.2) содержит впускной (воздушный) и выпускной (па- ровой) клапаны. Паровой клапан регулируют на избыточное давле- ние паров жидкости 0,045... ...0,05 МПа. Таким образом, при давлениях в системе ниже давле- ния срабатывания парового кла- пана система изолирована («за-

Рис. 11.1. Принципиальная схема систе­мы жидкостного охлаждения:

1 — радиатор, 2 — паровоздушная трубка, 3 — термостат, 4 — расширительный бачок, 5 - пробка расширителя бота, 6 — насос, 7 — рубашка блока цилиндров, 8 — вентиля­тор, 9 — обводная трубка

233

Рнс. 11.2. Крышка расширительного бачка при открытом клапане: а — выпускном, 6 — впускном

крыта») от атмосферы. Воздушный клапан срабатывает при паде­нии давления в системе примерно на 0,01 МПа.

Расширительный бачок в системе жидкостного охлаждения вы­полняет функции расширителя, конденсатора, стабилизатора уров­ня жидкости в рубашке охлаждения и деаэратора (отделителя воз­духа, газов и тара от охлаждающей жидкости). Обычно объем паровоздушного пространства составляет 5...7% при общем объеме бачка 10...25% от емкости системы охлаждения. Удельный объем системы охлаждения двигателей для легковых автомобилей состав­ляет 0,18...0,24 л/кВт, для грузовых — ОД5...0,34 л/кВт.

Регулирование температуры охлаждающей жидкости осуществ­ляется изменением массового расхода охлаждающих агентов, цир­кулирующих в горячем и холодном контурах радиатора.

Рис. 11.3. Схема работы термостата: а -— оря холодвоы двигателе, 6 — ори ве полностью прогретом двигателе, в — пра полностью прогретом двигателе; / ■— клапав впуска жидкости hi радиатора, 2 — шток, 3 — корпус теалочувстмтслъного элемеата, 4 — кла­цав впуска жвдкостя нз голови блока, 5 — патрубок для подаю жидкости из головки блока, 6 — патрубок для подата жидкости в жидкостный насос, 7 — кронтейн, 8 — корпус термостата, 9 — патрубок для отвода жвдгоств m радиатора, 10 — крышка термостата

234

а) б)

Рис. 11.4. Сердцевины охлаждающих решеток радиа­тора:

а — трубчато-иластинчатого, б — трубчато-яевточвого

235

Рис. 1U. Трубкв радваторные: а — недвые пмные, 6 — сварные ю алюмннвеяого сплава

2. геометрические размеры элементов поверхности охлаждения: размеры и форма жидкостных каналов, их расположение, шаг по фронту и глубине радиатора, форма и шаг пластин оребрения, толщина стенок каналов я т. д;

3. оценочные параметры или коэффициенты, каждый из кото* рых характеризует то или иное качество или компоновочную осо­бенность конструкции радиатора:

• компактность поверхности охлаждения оценивается коэффи-

б)

г)

Рнс. 11.6. Элементы охлаждающих решеток трубча то-пластинчатых радиаторов: а — рядвос расположение трубок, 6 — шахматное расположение, *— то же, под углом I воздушному потоку, г — охлаждающая пластина с отогнутымв просеками

236

j

А К 9,2 таг

А

«в

Рас. П.7. Элементы трубчато-лекточиьи радиато­ров:

а — сершкввв* радиатора (/ — охлаждающая легла, 2 — охлаждающая трубка), б — охлаждающая мгдная лента, « — охлаждающая леята нз алюмивисаого сплава

237

Ряс. 11.8. Коэффициент теплопередачи К и аэродинамическое сопротивление радиаторов Р_р в зависимости от массо­вой скорости воздуха:

1 — шахматное расположение трубок под уг­лом х воздушному потоку, 2 — шахматное расположение трубок, 3 — рядное расположе- иве трубок, 4 — трубчато-лгаточные радиа­торы

вины равен 440...850 м²/м³,

эффициент оребрения ^ — ...5,4.

В трубчато-ленточных pi торах (рис. 11.7) охлаждал трубки практически не отлич ся по своей конструкции от бок, применяемых в труб’ пластинчатых радиаторах, но полагаются они только в Для увеличения турбулиз воздушного потока на лента: полняют либо фигурную вы мповку, либо отогнутые пр ки. Трубчато-ленточные рад! ры обладают более высо! значениями как коэффициент мпактности <р— 1100..Л400 м так и коэффициента оребр £op = 5...11,5.

Значение коэффициента К дравлическне потерн воздуш тракта радиаторов различ типа Ар_р можно ориентиров оценить по кривым их измен в зависимости от массовой ел сти воздуха p,w_a представлен на рис. 11.8.

238

Основной тепловой характеристикой радиатора, как и всяко теплообменника, является коэффициент теплопередачи К (Вт/м¹ х К), который зависит как от конструкции охлаждающей решет радиатора, так и от скоростей движения теплоносителей в жидкое ном и воздушном трактах

- . (11

t

ср

(i₊V

>■)

С ростом скоростей движения охлаждающей жидкости в трубк радиатора увеличивается коэффициент теплопередачи с одноврем< ным увеличением гидравлических потерь Лр_ш в системе (рис. 11.9 В зависимости от емкости системы охлаждения жидкость мож прокачиваться через радиатор от 10 до 20 раз в минуту, при среди скоростях и'_ж=0,4,..0,7 м/с. Циркуляционный расход ее при эт< составляет 90... 150 л/(кВт • ч).

В конструкциях систем жидкостного охлаждения применяют как одноходовые, так и многоходовые радиаторы (рис. 11.10).

Величины охлаждающих поверхностей радиаторов F_w ориет ровочно составляют для двигателей грузовых автомобилей 0,1 ...0,4 м²/кВт, а для легковых — 0,14...0,2 м²/кВт. Глубина / ав! мобильных радиаторов составляет 60., .130 мм, тракторных — 8(

л.

Вт

1м^г-К)

Рнс. 11.9. Влияние скорости охла­ждающей жидкости ва величины К и Ар_ж радиатора

Ряс. И.10. Схема движения охлаждающей жидкости в трехходовьп радиаторах:

I и 2 — перегородка соответствен- во в верхвем в нвжвеи бачках ре­яв атора

■ i%h)

m

)*0

m

m

no

...135 мм. Площади фронтальных поверхностей охлаждающих реше- ток для всех тисов радиаторов ^ф_Р = 0,2...0,6 м^г.

Скорость воздуха перед фронтом радиатора автомобилей, создавае- мая вентилятором, w,= 6...18 м/с, а при движении автомобиля увеличи- вается на 3...5 м/с в зависимости от его скорости.

Расчетное значение скорости воз- духа перед фронтом тракторного ра- диатора принимают без учета скоро- сти движения.

С ростом скорости охлаждающе- го воздуха w„ = w„ + п> ’ увеличива- ется коэффициент теплопередачи К, но одновременно растут аэродина- мические потери в радиаторе Ар_р

(рис. 11.11). В связи с этим ори проектировании воздушного тракта возможности варьирования массовой скоростью воздуха перед фронтом радиатора ограничены и для автотракторных ДВС p,w„ = = 12... 16 кг/(м²*с).

Аэродинамические потери всей воздушной сети Др_с (Па) могут быть представлены выражением

16 J)g,KZ/¥*-C

Рас. 11.11. Влияние скорости охла­ждающего воздуха на величины К и Ар_р радиатора

(11.2)

где Ap_c и £_с, Ар_р и Ар-, и Е,_т — аэродинамические потери и коэф­фициенты аэродинамического сопротивления соответственно всей воздушной сети, радиатора и воздушного тракта. В наиболее рас­пространенных вариантах воздушных трактов автотракторных дви­гателей отношение ^^=0,45...0,50. Поэтому можно принять, что Ар_с&2Ар_р.

4. ЖИДКОСТНЫЕ НАСОСЫ

Основными характеристиками насоса являются подача У_ж, на­пор Я, потребляемая мощность N_K и гидравлический КПД Наибольшее распространение получили одноколесные центробеж­ные насосы (рис. 11.12). В насосах двигателей автотракторного типа применяют полуоткрытые крыльчатки, имеющие 4...8 спиральных или радиальных лопаток.

В V-образных двигателях иногда предусматривают два отвода из улитки насоса для получения более равномерного распределения потоков охлаждающей жидкости по блокам.

240

Рис. 11.13. Уплот­нитель жидкостно­го насоса

Налор, создаваемый насосом со спиральными лопатками, равен 0,05...0,20 МПа; мощность, затрачиваемая на привод, составляет

0. 5... 1 % от номинальной мощности двигателя; гидравлический КПД насоса находится в пределах 0,6...0.7. В случае применения радиальных лопаток возрастают напор И, мощность N_n и снижает­ся гидравлический КПД. Для различных конструкций насосов меха­нический КПД ff_M=0,8,..0,9; объемный — rj_a=0,8...0,9.

Привод крыльчатки насоса осуществляется от коленчатого вала трапециевидными ремнями или зубчатыми шкивами из металлоке­рамических композиций с передаточными числами 1... 1,5.

Уплотнитель, герметизирующий подшипник, состоит из корпуса

0. резиновой уплотнительной манжеты 2. разжимной пружины 3 и графитового кольца 4 (рис. 11.13). Неподвижное графитовое кольцо уплотнителя усилием пружины, находящейся в резиновой манжете, постоянно прижимается к вращающемуся торцу крыль­чатки.

11.5. ВЕНТИЛЯТОРЫ

Преимущественное распространение получили одноступенчатые осевые вентиляторы с количеством лопастей от четырех до восьми и диаметром D — 300...670 мм. Подбор вентилятора осуществляется при согласовании его характеристик (напор и подача) с характери-

Рис. 11.12. Жидкостной насос двигателя:

1 — болт, 2 — вентилятор, 3 — ипив, 4 — студаца венти- лятора, 5 — подшипник шариковый двухрядаый, 6 — вант стопорный, 7 — отверстие говтрольное, 8 — крышка, 9 — уплотнитель, 10 — вал, П—крыльчатка, 12 — корпус, 13 — приемное отверстие шланга отешггеля, 14 — прием- ные патрубок, 15 — промадка, 16 — жашшка, 17 — коль- цо, 18 — втулка достанпиоянаи, 19 — шайба пружинная;

А - - полость насоса

241

стикой воздушвой сети Др_с. При сравнительно высоких значениях Ар_с (600...800 Па) рабочие колеса осевых вентиляторов устанавлива­ют в направляющих кожухах. При наличии кожуха расстояние от вентилятора до радиатора может доходить до 80... 100 мм, при его отсутствии не превышает 10... 15 мм. Окружная скорость вентилято­ров достигает 80...125 м/с.

Осевые вентиляторы могут выполняться клепаными (рис. 11.14) или литыми. Лопасти клепаных вентиляторов штампуют из лис­товой стали толщиной 1,25... 1,80 мм, профилируют и укрепляют заклепками на крестовине под некоторым углом В к плоскости вращения. Наивыгоднейший угол атаки плоских лопастей 40...45°, выпуклых — около 35...40°. Вентиляторы со штампованными лопа­стями создают напор около 500...700 Па и имеют невысокий КПД, равный ОД...0,4. Литые вентиляторы выполняют из синтетических материалов с профилированными (кручеными) лопастями. Угол закрутки лопастей изменяется от основания к вершине от 95 до 30°. Для уменьшения шума лопасти компонуются на ступице с пе­ременным шагом; КПД таких вентиляторов может достигать 0,55...0,65.

Ширина лопастей в среднем равна 30...70 мм. В отдельных случаях она достигает 88... 100 мм (для двигателей большегрузных автомобилей).

В большинстве случаев вентиляторы устанавливают на одном валу с жидкостным насосом. Привод вентилятора — ременный от коленчатого вала. Передаточное отношение привода выбирается в пределах от 0,88 до 1,5.

11.6.1. ПРЕДПОСЫЛКИ К РАСЧЕТУ

С топливом в цилиндры двигателя вводится теплота Q_T, часть которой Q_ж направляется в систему охлаждения двигателя.

Теплота Q* должна отводиться в окружающую среду системой охлаждения двигателя через водовоздушный теплообменник с пере­крестным током (радиатор) в результате теплообмена между горя­чим (охлаждающая жидкость) и холодным (охлаждающий воздух) теплоносителями. При этом должно соблюдаться равенство

Q*=Q_t, (11.3)

где Q_t — теплота, переданная охлаждающему воздуху, Дж/с, или в развернутом виде

(11.4)

Горячий теплоноситель в системе изменяет свою температуру; предельный перепад температур Af* = /*.„ — где /_жм — темпе­ратура охлаждающей жидкости на входе в радиатор; — тем­пература охлаждающей жидкости на выходе из радиатора. При этом циркуляционный расход У_ж будет определяться как величина­ми Q_m, Д/_ж, так и типом охлаждающей жидкости (вода, тосол и пр.). Холодный теплоноситель в зависимости от условий окружающей среды при перепаде температур Дг»=- Ъ_лых (где t_t.„ — темпера­тура воздуха на входе в радиатор; — температура воздуха на

выходе из радиатора) для отвода Q* должен пройти через охлажда­ющую решетку радиатора в количестве V., что обеспечивается вентилятором и встречным потоком воздуха при движении транс­портного средства.

Для реализации расчета необходимо выбрать расчетный режим, исходя из условий обеспечения отвода максимального количества теплоты системой охлаждения. Таким режимом является режим номинальной мощности.

Связь между температурными режимами теплоносителей, ско­ростями их движения, характеристиками жидкостных насосов и вен- тиляторов, конструктивными особенностями охлаждающих реше­ток радиаторов устанавливает уравнение теплопередачи, Дж/с

Q*=KF^Kt, (11.5)

где К—коэффициент теплопередачи, Вт/(м² К), см^(11.1); F<,_w — площадь охлаждающей поверхности радиатора, м²; Д* — среднеин- тегральное значение температурного напора по поверхности ради­атора, К.

Коэффициент К, как следует из анализа выражения (11.1), всегда

243

244

Рис. 11.15. Габаритные размеры охлаждающей решетки радиато­ра.:

В ■— ширина, Н — высота, I — глуби­на, /ф, — площадь фронтальной (ло­бовой) ооверхидетв

245

V_x = QJ(At_Mc_xpJ. (11.13)

246

247

Рис. 11.16. Охлаждающие элементы решетки радиаторов: а — трубчато-пластивчатых, б — грубчато-леиточнвд

элементов (ь*); К* — размер элемента по глубине радиатора (зада­ется ориентировочно); <5^ — толщина охлаждающей пластины; Ь — размер охлаждающей трубки по глубине радиатора; с — то же, по фронту радиатора; 6^ — толщина стенки охлаждающей трубки;

8. для трубчато-ленточных радиаторов дополнительно зада­ются:

t_a — шаг гофра ленты с таким расчетом, чтобы на размере радиатора Н на одной охлаждающей трубке уложилось конечное число элементов; /_л — длина развертки половины гофра охлажда­ющей ленты.

0. Определяют коэффициент компактности радиатора (м²/м³):

= (11.24)

где F_OXJI — охлаждающая поверхность расчетного элемента решетки радиатора, м²; У_охп — объем расчетного элемента решетки ради­атора, м³.

Щ Для трубчато-пластинчатых радиаторов

Foxn — [2 (b + c) h — 2 (b+c) <5ш,+2 —

У 01Л ⁼

Ф Для трубчато-ленточных радиаторов

охл

• ИАЛл+2 (/> + с) /J,

У охл ⁼ ^фр А'л ^л*

После определения глубины радиатора / окончательно принима­ют размер f_r„ охлаждающего элемента с таким расчетом, чтобы по глубине / уложилось конечное число элементов (/„л]), и определяют количество охлаждающих трубок радиатора для одного хода жидкости:

248

Основанием для решения вопроса о правильности расчета явля­ются следующие условия:

• £щ>1<6; Jyp*_t>i, но не более 1,1...1,15, где J^r»=/_Tpi_rjll — площадь «живого» сечения всех трубок радиатора, м²;

• = VJW_X — потребная площадь «живого» сечения для од­ного хода жидкости, м^г; f_Tp = (b — 6^ (с—<5^) — площадь «живого» сечения одной трубки, м².

Для двухходового радиатора площадь (м²) «живого» сечения всех трубок охлаждения F_M=F_X] i_x, где i*=*2.

И.6.3. РАСЧЕТ ВЕНТИЛЯТОРА

Исходным параметром для расчета вентилятора является по­требный расход охлаждающего воздуха У„ (м³/с) на расчетном режиме работы ДВС.

Рабочая точка на характеристике вентилятора определяется пе­ресечением хривых статического напора вентилятора и полного сопротивления воздушного тракта, т. е. точкой, для которой [см. выражение (11.2)]

Н_ъ=Ар_с, (U.27)

где Н_ш — напор, развиваемый вентилятором, Па.

Величину Др_с можно определить на основании:

• статистических данных Др_р = 200—500 Па;

• графических зависимостей (см. рис. 11.8);

• эмпирических выражений:

для трубчато-пластинчатых радиаторов

С_р = {с;//_фр/,/[(г_фр-с) (А-4л)]} Re^-0'²⁵, (11.28)

где С_Р — коэффициент сопротивления радиатора; С\ — характе­ристический коэффициент (С , =280 при шахматном расположении охлаждающих трубок; С \ = 230 при коридорном расположении охлаждающих трубок);

для трубчато-ленточных радиаторов

С_Р = 59 [W(f*-c)f⁵Re"⁰-³³⁵. (11.29)

Критерий Рейнольдса Re=(w jrf,)/A_B, где Д. — кинематическая вязкость воздуха, м²/с; d, ■— эквивалентный диаметр воздушных каналов, м.

Эквивалентный диаметр (м) может быть определен на ос­новании статистических данных или по эмпирическим выражениям:

249

ЛГ.=-

ч>

(11.35)

4. РАСЧЕТ ЖИДКОС ТНОГО НАСОСА

Жидкостной насос должен обеспечить расход жидкости через радиатор системы охлаждения У_ж (м³/с).

Расчетный режим

определяется соотноше- нием

(11.36)

где Н_ю — статический на- пор, развиваемый жид- костным насосом, Па; Н_жс — гидравлическое со- противление всего жид- костного тракта, Па. Оп- ределение достаточно сложно, и конкретные ре- зультаты обычно получа-

Рвс. 11.17. Расчетная схема жидкостного насоса ЮТ только на основании

250

' V ^С!^я

(11.38)

Окружная скорость выхода жидкости с рабочего коле­са (м/с)

Uг = \/Г+ tgo,ctgf$2 л/Н„/(/VjJ, (11.39)

где & = а₂/0,8.

Радиус схода жидкости с рабочей лопатки

rz^Ot/j/OmU. (11.40)

Окружная скорость (м/с)

У| = ВДг₃. (11.41)

Радиальная скорость схода жидкости (м/с) .

С,=Н_т tg агНмг С/₂). (11.42)

Угол /?1 между относите: si ой ашрошью ]V\ и отрицательным направлением окружной скорости Ui находят из выражения

tg A = c,/tf,. (11.43)

Абсолютная скорость схода жидкости (м/с)

С₂ = С,/sin а₂. (11.44)

Ширина рабочих лопаток (м):

• на входе жидкости в рабочее колесо

6₍=- ^гт—; (11.45)

V

С,

sm fij

• на выходе жидкости из рабочего колеса

*Р

zS \

bi= (11.46)

2пг₂ С,

251

Чм

(11.47)

11. 7. ВОЗДУШНЫЕ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ

В подавляющем большинстве автотракторных двигателей воз- душного охлаждения применяют систему с принудительным нагне- танием воздуха в межре-

берные каналы головок и цилиндров. Расход воз- духа регулируется дефлек- тирующими элементами (рис. 11.18).

Для обеспечения высо- ких скоростей циркуляции воздуха применяют высо- коэффективные осевые ве- нтиляторы с большим ко- личеством профилирован- ных лопаток. Полный на- пор, развиваемый такими вентиляторами, достигает

1000. .2400 Па.

д Расчет системы воздушного охлажде- ния. Параметры окружа-

ющей среды и расчетные режимы принимают такими же, как и при расчете системы жидкостного охлаждения. Расчетные температуры цилиндра и головки приведены в табл. 11.1.

Рас. 11.18. Схема организации циркуляции воз­духа в двигателе воздушного охлаждения:

I -- дефпегтсрм, .7 - деасзищый мдиашп

Таблица 1U

Средняя температура у оснований ребер цилиндра из чугуна

130. .170°С; у оснований ребер головки: из чугуна — 170...220°С; из алюминиевого сплава — 160...200°С. Температура внутренних пове-

232

рхностен цилиндра должна быть не ниже 130,..140°С. Относитель­ный теплоотвод в систему охлаждения составляет д, =0,24...0,30 для двигателей с искровым зажиганием; 0,20...0,26 для дизелей. Общее количество теплоты (Дж/с), отводимой в систему охлаждения, со­ставляет

(11.48)

С учетом теплоты от масляного радиатора н поверхностей картера количество теплоты увеличивается на 10.. Л 5%.

В табл. 11.2 приведены среднестатистические данные но количе­ству теплоты, отводимой от головки из алюминиевого сплава q_T и от цилиндра q_m изготовленного из чугуна. В случае выполнения го­ловки цилиндра из чугуна доля теплоты, отводимой от головки, уменьшается, а доля теплоты, отводимой от цилиндра, увеличива­ется.

Таблица 112

С целью упрощения расчет проводят для одного цилиндра и го­ловки. Количество теплоты (Дж/с), отводимой от одного цилиндра, составит

ЧцОса

(11.49)

Потребное количество охлаждающего воздуха (кг/с), необходи- мое для отвода теплоты Q. от одного цилиндра,

0,

G_B —

(11.50)

где с_р—1005 Дж/(кг К) — средняя теплоемкость воздуха; t,_e и t_k — средние температуры воздуха, выходящего из межреберных каналов и входящего в них, °С. Температуру принимают равной 45°С, а tb вычисляют по формуле

W-

(11.51)

253

где I, и — температура воздуха, выходящего соответственно из верхней и нижней зон цилиндра, °С; f, = 80...U0°C; f„ = 60...80°C. Средняя температура воздуха в межреберных каналах ^ = +//,)/2.

Объемный расход воздуха (м^э/с) на охлаждение одного цилиндра V\ = GJp„ где р„ — плотность охлаждающего воздуха, кг/м³. Через неплотности в уплотнениях воздушного тракта теряется 8...10% охлаждающего воздуха. С учетом этого необходимое количество воздуха (кг/с), подаваемого на охлаждение одного цилиндра, со- ставит

G.=(1,08... 1,1) <?„. (11.52)

Ориентировочно количество воздуха (кг/с), объемный расход воздуха (м³/с), необходимые для охлаждения всего двигателя, нахо­дят из выражений G = G,ifq_a; V=G)p_t. Более точные значения G мо­жно получить, определив отдельно количество воздуха, необходи­мого для охлаждения головки цилиндра.

Удельный расход воздуха [кг/(с кВт)] на единицу мощности двигателя составит g_m=GIN_t. Для оценки правильности расчета необходимо сравнить g, со статистическими данными, приведенны-

Поверхность охлаждения Е_охл (м²) можно определить через при­веденную поверхность F_w охлаждения цилиндра и коэффициент оребрения

^\«л = ^1ф'£сф; F_ap = n (D + 2$п) Ап,

где D — диаметр цилиндра; — толщина стенки цилиндра; h_a — высота оребренной части цилиндра: A_u=(l,2...l,4) S, где S — ход поршня. Коэффициент оребрения для дизелей и двигателей с ис­кровым зажиганием принимают равным £_ор=4,4...8,0.

На основании статистических данных f_o„=(0,4...0,8) iV_k — для дизелей; /^ = (0,65... 1,60) iV_h — для двигателей с искровым зажига­нием. Здесь iV_k — рабочий объем двигателя, л.

Форма и размеры охлаждающих ребер должны обеспечить необ­ходимую теплоотдачу при минимальном аэродинамическом сопро­

254

тивлении, что необходимо для сни- жения мощности, затрачиваемой на привод вентилятора.

Чаще всего используют трапеци- евидные ребра, которые более удоб- ны в производстве и имеют высокую тепловую эффективность (рнс.

11. 19). Основными параметрами оребрения являются количество ре- бер z, средняя высота ребра />, шаг

оребрения У, средняя толщина ребра _Рис. _П.19. Трапециевидные ребра <5, средняя ширина межреберного ка- охлаждения

нала / и диаметр цилиндра у основа- ния ребер Dt,.

Значения перечисленных параметров приведены в табл. 11.4.

Толщина ребер у основания примерно в 1,5 раза больше, чем у вершины.

Таблица П.4