113. Конструкция радиаторов

зоз

Жидкость

а б

Рис. 11.9. Сердцевины охлаждающих решеток радиатора:

а — трубчато-пластинчатого; 6 — трубчато-ленточного

В настоящее время для двигателей автомобилей и тракторов наиболее широко используют трубчато-пластинчатые и трубчато­ленточные конструкции радиаторов (рис. 11.9).

При изготовлении охлаждающих решеток трубчато-пластинча- тых радиаторов используются трубки (шовные или цельнотянутые), которые изготовляют из алюминиевого сплава, латунной ленты J1-68 или Л-90 толщиной до 0,15 мм (рис. 11.10). Пластины оребре- ния выполняются плоскими или волнистыми из того же материала, что и трубки. В трубчато-ленточных конструкциях ленту изготовля­ют из меди М-3 толщиной 0,05...0,1 мм.

В трубчато-пластинчатых радиаторах охлаждающие трубки могут располагаться по отношению к потоку охлаждающего воз-

rs

т

2,5.

0,25

¥

2.2-o,i2

2.6.Q.25/1:

2.2.0,

12

Рис. 11.10. Трубки радиаторные: а — медные паяные; б — сварные из алюминиевого сплава

304

‘фр

»«

нм

ш

Воздух

м

ЙШ

Воздух

III

|та-

о.

PQ

Рис. 11.11. Элементы охлаждающих решеток трубчато-пластинчатых радиаторов:

2. — рядное расположение трубок; б — шахматное расположение; в — то же, под углом к воздушному потоку; г — охлаждающая пластина с отогнутыми просечками

духа в ряд, в шахматном порядке и в шахматном порядке под углом (рис. 11.11). В их конструкции наибольшее применение нашли плос­кие пластины или пластины с отогнутыми просечками (турбулиза- торами), которые образуют узкие и короткие воздушные кана­лы, расположенные под углом к потоку охлаждающего воздуха. В трубчато-ленточных радиаторах (рис. 11.12) охлаждающие труб­ки практически не отличаются по своей конструкции от трубок, применяемых в трубчато-пластинчатых радиаторах, но располага­ются они только в ряд. Для увеличения турбулизации воздушного потока на лентах выполняют либо фигурную выштамповку, либо отогнутые просечки.

Для оценки конструкции радиатора используются три группы показателей:

О

СО

3,5

9,5

ш

Рис. 11.12. Элементы трубчато-ленточных радиаторов:

- охлаждающая решетка радиатора (7 — охлаждающая лента, 2 — жидкостная охлаждающая трубка); 6 — охлаждающая лента с фигурной выпггамповкой

305

4. ТЕПЛОВЫЕ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ РАДИАТОРОВ

Основной тепловой характеристикой радиатора, как и всякого теплообменника, является коэффициент теплопередачи К (Вт/(м²¹ К)), который зависит как от конструкции охлаждающей решетки ради­атора, так и от режимов движения теплоносителей в жидкостном и воздушном трактах:

Рис. 11.13. Коэффициент теплопере­дачи К и аэродинамическое сопро- ■ ивление Ар_р в зависимости от мас­совой скорости воздуха:

1. - шахматное расположение трубок под углом к воздушному потоку; 2 — шахматное расположение трубок; 3 — рядное расположение рубок; 4 — труб- чато-ленточные радиаторы

К,

140

120

100

80

60

40

20

Вт

(м²-К)

А/>_р,Па

500

400

300

200

100

12 16 20

*.Р_В,

кг/(м² • с)

307

¹⁶ v„ p_B, кг/(м2-с)

Рис. 11.14. Влияние скорости охлаждающего воздуха на величины К и Д р_р радиатора

статочной для инженерных расчетов точностью в большинстве слу­чаев можно считать К=а_я.

С ростом скоростей теплоносителей увеличиваются гидрав­лические и аэродинамические потери в системе охлаждения, в част­ности Др_ж и Ар_р (см. рис. 11.13, 11.14, 11.15). Рост уровня гидравли­ческих потерь влечет за собой необходимость увеличения напора, который должны обеспечивать жидкостный насос и воздушный вентилятор при расходах теплоносителей соответственно С_ж и G_B. Это требует увеличения мощностей на их привод. Поэтому мас­совая скорость воздуха р_ъь’_ъ и скорость охлаждающей жидкости ограничиваются соответственно величинами 14... 16 кг/(м² • с) и

0. 4...0,7 м/с. При этом в зависимости от емкости системы охлаж­дения жидкость может прокачиваться через радиатор от 10 до 20 раз в минуту, а ее циркуляционный расход составляет 90... 150 л/(кВт • ч).

Скорость воздуха перед фронтом радиатора автомобилей, со­здаваемая ветилятором, v'=6...18 м/с, а при движении автомобиля увеличивается на и"= 3...5 м/с в зависимости от его скорости.

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

А А ■ А к P*^vl _Е , , РА

А^_с=Ар_р+Ар_х, или = £р— -К_т—,

308

Рис. 11.15. Влияние скорости охлаждающей жидкости на величины К и Ар_ж радиатора

где Ар_с и Арр и £_р, Ар_г и — аэродинамические потери и коэффициенты аэродинамического сопротивления соответственно всей воздушной сети, радиатора и воздушного тракта. В наиболее распространенных вариантах воздушных трактов автотракторных двигателей отношение £_р/£_с=0,45—0,50. Поэтому можно принять, что А/?_с«2Ар_р.

Значение коэффициента теплопередачи К и гидравлические поте­ри воздушного тракта Ар_р радиаторов различного типа можно ориентировочно оценить по кривым их изменения в зависимости от массовой скорости воздуха «_вр„, представленным на рис. 11.13.

4. ЖИДКОСТНЫЕ НАСОСЫ

В автотракторных двигателях наибольшее распространение по­лучили одноколесные центробежные насосы с полуоткрытой крыль­чаткой (рис. 11.16), имеющие 4...8 спиральных или (реже) радиаль­ных лопаток.

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

Основными характеристиками насоса являются подача G_Hai; (кг/с), напор Арнас (МПа), потребляемая мощность N_mc и гидравлический

309

1. — болт; 2 — вентилятор; 3 — шкив; 4 — ступица вентилятора; 5 — подшипник шариковый двухрядный; 6 — винт стопорный; 7 — дренажное отверстие; 8 — крышка; 9 — уплотнитель; 10 — вал; 11 — крыльчатка; 12 — корпус; 13 — приемное отверстие шланга отопителя; 14 — приемный патрубок; 15 — прокладка; 16 — канавка; 17 — кольцо; 18 — втулка дистанционная; 19 — шайба пружинная; А — полость насоса

Рис. 11.17. Уплотнитель жидкостного насоса:

1 — корпус; 2 — резиновая уплотнительная манжета; 3 — разжимная пружина; 4 — гра­фитовое кольцо

Просочившаяся через

ному отверстию 7 (см.

КПД г}_т. Напор, создаваемый насосом со спиральными лопатками, равен 0,05...

0. 20 МПа; мощность, затрачиваемая на при- вод, составляет 0,5...1% от номинальной мощности двигателя; гидравлический КПД насоса находится в пределах 0,6...0,7. В слу- чае применения радиальных лопаток возра- стает напор, но увеличивается потребляемая мощность и снижается гидравлический КПД. Для различных конструкций насосов механический КПД г;_м=0,8...0,9; объемный |/_о=0,8...0,9.

Уплотнитель, герметизирующий подшип- никовый узел, состоит из корпуса 1, резино- вой уплотнительной манжеты 2, разжимной пружины 3 и графитового кольца 4 (рис. 11.17). Неподвижное графитовое кольцо уп- лотнителя усилием пружины, находящейся в резиновой манжете, постоянно прижима- ется к вращающемуся торцу крыльчатки, уплотнитель жидкость отводится по дренаж-

. рис. 11.16).

310

дественное распро-

В системах жидкостного охлаждения преимуп\тиляторы с коли- странение получили одноступенчатые осевые яенд^етром 2)=300... чеством лопастей от четырех до восьми и ди% согласовании его 670 мм. Подбор вентилятора осуществляется пр%₀ производитель- характеристик (напор и подача) с потребной ещри сравнительно носгью и потерей напора в воздушной сети Ар_с. 1₀леса осевых вен- высоких значениях Ар_с (600...800 Па) рабочие к^_хах при наличии тиляторов устанавливают в направляющих кожу^ожет доходить до кожуха расстояние от вентилятора до радиатора N-..15 мм. Окружная

80. .100 мм; при его отсутствии не превышает 10- скорость вентиляторов достигает 80... 125 м/с. тыми или литыми

Осевые вентиляторы могут выполняться клепа^пуют из листо- (рис. 11.18). Лопасти клепаных вентиляторов штуют и укрепляют вой стали толщиной 1,25...1,80 мм, профилируй Q _к плоскости заклепками на крестовине под некоторым угло1_астей 40...45⁰, вы- врашения. Оптимальный угол атаки плоских лоп_{)ванными} лопастя- пуклых — около 35—40°. Вентиляторы со штампо] невысокий КПД, ми создают напор около 500—700 Па и имеют ,_т ю полимерных равный 0,2...0,4. Литые вентиляторы выполняю^фованными (кру- материалов или алюминиевых сплавов с профшпосительно направ- чеными) лопастями. Угол закрутки лопастей отнс₀т 95 до 30°. КПД ления потока изменяется от основания к вершине < таких вентиляторов может достигать 0,55—0,65. _на ступице с пере- Для уменьшения шума лопасти компонуются 1равна 30—70 мм. менным шагом. Ширина лопастей в среднем р₄ (для двигателей В отдельных случаях она достигает 88—100 мм большегрузных автомобилей).

в

а

б

Рве. 11.18. Осевые вентиляторы:

а — жлепаный; б — установка лопасти клепаного вентилятора do о

вращения; в — литой

отношению х плоскости

311

1. ПРЕДПОСЫЛКИ К РАСЧЕТУ

С топливом в цилиндры двигателя в единицу времени вводится теплота Q_T, часть которой £?_охл отводится через систему охлаждения двигателя.

Теплота Q_oxn определяет потребную производительность жид- костного £)_ж и воздушного Q, контуров системы охлаждения: б*⁼

• Qt—бо*л (Дж/с), или в развернутом виде G_xc_xAt_x=^(«.рО^А/,= ⁼ Qox.ii где =В-Н— площадь фронтальной поверхности ради- атора, м² (рис. 11.19); и, — скорость воздуха перед фронтом ради- атора, м/с. Горячий теплоноситель в системе изменяет свою тем- пературу при прохождении радиатора на величину А/_ж=6...8 К. Чем ниже величина А/_ж, тем выше производительность системы охлаж- дения. Желаемая величина At_x при заданных производительности Q_M и теплофизических характеристиках теплоносителя с_ж обеспечи- вается соответствующим циркуляционным расходом жидкости С_ж.

Холодный теплоноситель (воздух) для оптимизации теплофизи- ческих и гидравлических параметров воздушного тракта должен иметь массовую скорость «_вр,«14:..16 кг/(м²-с), что при заданной величине фронтальной поверхности i^_p определяет величину по- догрева воздуха в радиаторе А/,.

Для определения расчетной производительности системы необ- ходимо определение Q_OXJI производить на режиме работы двигателя,

на котором количество теплоты, отво- димое системой охлаждения, максима- льно. Для автотракторных двигателей таким режимом является режим номи- нальной мощности.

Связи между температурными ре- жимами теплоносителей, скоростями их движения, характеристиками жид- костных насосов и вентиляторов, кон- структивными особенностями охла- ждающих решеток радиаторов устана- вливает уравнение теплопередачи Q_M= =KF_OXJIAl (Дж/с), где К — коэффици- ент теплопередачи, Вт/(м² • К); F_OXJ1 — площадь охлаждающей поверхности

312

Рис. 11.19. Габаритные разме­ры охлаждающей решетки ра­диатора:

В — ширина; Н — высота; / — глу­бина; F,фр — площадь фронтальной (лобовой) поверхности

*0 + Af_up,

313

314

Рис. 11.20. Охлаждающие элементы решетки радиатора: а — трубчато-пластинчатых; 6 — трубчато-ленточных

315

Расчетный напор насоса определяется соотношением

Ар*л⁼Ар*.!:*

где Ap_XJi — статический напор, развиваемый жидкостным насосом, Па; Ар_жс — гидравлическое сопротивление всего жидкостного трак­та, Па. .

Определение Ар_жс достаточно сложно, и конкретные результаты обычно получают только на основании лабораторных испытаний. Для ориентировочных расчетов можно воспользоваться графичес­кой зависимостью (см. рис. 11.15), учитывая, что в большинстве 316

где т]₀ — объемный КПД насоса, i7_o=0,8...0,9.

Радиус входного отверстия крыльчатки (м) (рис. 11.21)

где С] = 1...2.5 м/с — абсолютная скорость охлаждающей жидко­сти на входе в насос; г₀ — радиус ступицы крыльчатки (м).

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

где а₂ = 8...12° — угол между векторами абсолютной скорости с₂ схода жидкости с рабочей лопатки и окружной скорости и₂, град (рис. 11.21); /?₂ — угол установки лопатки на выходе для радиаль­ных лопаток равен 35...50⁰; 0,6...0,7— гидравлический КПД

насоса.

Радиус схода жидкости с рабочей лопатки (м):

^Ж.р G-fJt] о,

Г\ =

'Сж-р/Рж+Ст^О

С\п

U₂ = V1 + tg о₂ Ctg j8₂ VДРж.«/(Рж»7г),

Рже. 11.21. Расчетная схема жидкостного насоса

317

где л* — число оборотов насоса в минуту.

Окружная скорость нижних кромок лопаток (м/с):

п

«1 =и₂~. ^г2

Радиальная скорость схода жидкости с лопаток (м/с):

АРжл^в “2 С_г .

РжУг^и2

Угол Pi между относительной скоростью Wj и отрицательным направлением окружной скорости щ

tg Р\ = с_х!щ.

Абсолютная скорость схода жидкости (м/с):

c₂=c,/sina₂.

Ширина рабочих лопаток (м):

• на входе жидкости в рабочее колесо

• на выходе жидкости из рабочего колеса

Ъ₂=

Мощность (кВт), затрачиваемая на привод насоса,

Рж^м

где =0,9...0,95 — механический КПД насоса.

318

В подавляющем большинстве автотракторных двигателей воз­душного охлаждения применяют систему с принудительным нагне­танием воздуха в межреберные каналы головок и цилиндров. Рас­ход воздуха регулируется дефлектирующими элементами (рис. 11.22).

Для обеспечения высоких скоростей циркуляции воздуха приме­няют высокоэффективные осевые вентиляторы с большим количе­ством профилированных лопаток. Полный напор, развиваемый та­кими вентиляторами, достигает 1000...2400 Па.

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

Таблица 11.1

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

1

Рис. 11.22. Схема организации циркуляции воздуха в двигателе воздушного охлаждения:

1 — дефлекторы; t масляный радиатор

319

поверхностей цилиндра лолжна быть не ниже 130...140°С. Относи­тельный теплоотвод в систему охлаждения составляет q₃=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

бс.о — 9вбт-

С учетом теплоты, отводимой от масляного радиатора и повер­хностей картера, величина Q_CJO увеличивается на 10... 15%.

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

Таблица 11.2

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

(

Потребный расход охлаждающего воздуха (кг/с), необходимый для отвода теплоты Q, от одного цилиндра:

е-

■ /

Ср (ty— ((,)

где Ср =1005 Дж/(кг ■ К) — средняя теплоемкость воздуха; ty и t_k — средние температуры воздуха, выходящего из межреберных каналов и входящего в них, °С. Температуру t_k принимают равной 45 °С, a ty вычисляют по формуле ty=(t_M+t_x)/2, где t, и t_m — температу­ра воздуха, выходящего соответственно из верхней и нижней зон цилиндра, °С; t.=80...110°C; *_Ж=60...80°С. Средняя температура

320

воздуха в межреберных каналах t_lm={t_ta-\-t_l^j2. Объемный рас­ход воздуха (м³/с) на охлаждение одного цилиндра V_t=GJp„ где р_ш — 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, составит G, = = (1,08...1,1)G..

Ориентировочно массовый расход воздуха (кг/с), необходимый для охлаждения всего двигателя, находят из выражения G=G.i/9_q. 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„=G/N_e. Для оценки правильности расчета необходимо сравнить g_m со статистическими данными, приведен­ными в табл. 11.3.

Таблица 11.3

Поверхность охлаждения /'_охл (м²) можно определить через при­веденную поверхность охлаждения цилиндра и коэффициент оребрения

Fo™=Fwtcp\ F^niD+lSJh^,

где D — диаметр цилиндра; й_ц — толщина стенки цилиндра; й_ц — высота оребренной части цилиндра: Лц=(1,2...1,4)5, где S — ход поршня. Коэффициент оребрения для автотракторных двигателей &>р=4,4...8,0.

На основании статистических данных Р_охл=(0,4...0,8)iF* — для дизелей; F_oluI=(0,65...l,60)iV_h — для двигателей с искровым зажига­нием. Здесь iV_h — рабочий объем двигателя, л.

Форма и размеры охлаждающих ребер должны обеспечить необ­ходимую теплоотдачу при минимальном аэродинамическом сопро­тивлении, что необходимо для снижения мощности, затрачиваемой на привод вентилятора.

Чаще всего используют трапециевидные ребра, которые более удобны в производстве и имеют высокую тепловую эффектив­

321

ность (рис. 11.23). Основными параме- трами оребрения являются количест- во ребер z, средняя высота ребра А, шаг оребрения s, средняя толщина ре- бра 5, средняя ширина межреберного канала / и диаметр цилиндра у основа- ния ребер D_B.

Значения перечисленных парамет- ров приведены в табл. 11.4. Толщина ребер у основания примерно в 1,5 раза больше, чем у вершины.

Таблица 11.4

4. СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ СИСТЕМ ЖИДКОСТНОГО И ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ

Достоинства систем жидкостного охлаждения: меньшие мон­тажные зазоры между зеркалом цилиндра и поршнем, снижающие интенсивность холодных стуков; эффективное охлаждение деталей двигателя при любой тепловой нагрузке, что связано с высокой теплопроводностью охлаждающей жидкости; равномерное охла­ждение деталей двигателя; возможность применения блок-картеров, что повышает жесткость конструкции двигателя; стабильное тепло­вое состояние двигателя на любых режимах его работы; возмож­ность использования охлаждающей жидкости для обогрева кабин и салонов транспортных средств; меньший шум при работе двига­теля; меньшая склонность к детонации ДсИЗ; возможность регули­рования температуры охлаждающей жидкости по воздушному и жидкостному трактам.

Недостатки систем жидкостного охлаждения: высокая трудо­емкость эксплуатации системы в связи с необходимостью проведе­ния регламентных работ по контролю уровня охлаждающей жид­кости, очистки и промывки рубашки системы охлаждения и ради­атора, устранению подтекания охлаждающей жидкости; необходи­мость иметь специальную охлаждающую жидкость; возникновение 322

Рис. 11.23. Трапециевидные реб­ра охлаждения

кавитационных явлений, разрушающих гильзы цилиндров; потреб­ность в дорогостоящих цветных металлах; большие габариты мо­торного отсека из-за наличия жидкостного радиатора.

Достоинства систем воздушного охлаждения: простота конст­рукции; быстрый прогрев двигателя после запуска; меньшая чувст­вительность к изменениям температуры окружающей среды из-за высоких температур цилиндров и головок двигателя; простота об­служивания и низкая стоимость; меньшие затраты мощности (в

5. .1,8 раза) на функционирование системы.

Недостатки систем воздушного охлаждения: ограниченные возможности регулирования производительности системы; мень­шая жесткость корпуса двигателя из-за невозможности примене­ния блочных конструкций цилиндров; большие градиенты тем­ператур в элементах корпуса, что приводит к появлению зон ло­кального перегрева и термическому короблению; большие меж- цилиндровые расстояния из-за необходимости размещения охла­ждающих ребер; уменьшение среднего эффективного давления и литровой мощности вследствие снижения коэффициента наполне­ния; повышенная шумность работы двигателя; переохлаждение дви­гателя при низких температурах воздуха, сильном встречном ветре и движении транспортного средства накатом, особенно на длинных горных спусках.