книги из ГПНТБ / Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания

Перечисленные выше показатели, критерии и коэффициенты позволяют относительно оценить степень совершенства охладите­ лей различного типа. Использование их более целесообразно при сопоставлении рекуперативных охладителей, эксплуатируе­ мых в аналогичных условиях, и когда в первую очередь необхо­ дима теплотехническая оценка охладителя воздуха. Попытка та­ кого сопоставления дана в табл.2.

При эксплуатации в различных условиях сопоставление охла­ дителей, особенно неоднотипных, возможно только по результа­ там экспериментов и расчетов, дающих возможность получить комплекс технико-экономических показателей.

К числу таких показателей относятся: стоимость изготовле­ ния охладителя, установочных деталей; эксплуатационные расхо­ ды на ремонт и дополнительную затрату энергии при перемеще­ нии охлаждаемых и охлаждающих жидкостей в охладителе; масса охладителя и расход на него дефицитных материалов; ко­ эффициент компактности и возможность размещения охладителя в отведенном объеме, к. п. д., параметры, установленные ГОСТом 10598—63, критерии интенсивности теплообмена и другие кри­ терии, характеризующие теплотехнические качества охладителя воздуха; долговечность и надежность.

Каждый из этих показателей, в принципе заслуживающих внимания и учета, для конкретных условий использования ком­ бинированного двигателя и теплоносителей (вода — воздух, воз­ дух — воздух) может, как будет показано ниже, выдвинуться на первый план или, наоборот, отойти на второй.

Расчет оптимального охлаждающего устройства, для которо­ го денежные расходы будут минимальными, рассмотрен в рабо­ те В. И. Евенко и С. А. Кондакова [12], где были подсчитаны го­ довые расходы на изготовление и эксплуатацию охладителя воз­ духа в зависимости от необходимого теплоотвода на номиналь­ ной нагрузке двигателя, от времени его работы соответственно с большими крутящими моментами и в режиме холостого хода; от продолжительности эффективной работы охлаждающего уст­ ройства, среднего температурного напора и возможной темпера­ туры охлаждающей жидкости. Такой расчет позволяет сделать и некоторые обобщающие выводы, в частности, о том, что откло­ нение от оптимальных значений поверхности охлаждения и мас­ сы охладителя, если это отклонение в пределах до 20%, мало изменяет расходы для изготовления и эксплуатации охлаждаю­ щего устройства, используемого, например, на тепловозе. Нао­ борот, температура охлаждающей жидкости оказывает заметное влияние на размеры и стоимость охлаждающего устройства.

Эти выводы не всегда подтверждаются и не всегда помогают конструктору при создании высокоэффективных, надежных и долговечных охладителей наддувочного воздуха. В частности, при исследовании трубчатых охладителей, создаваемых для унифицированного ряда двигателей ЧН 26/26, выяснилось, что

1 12

увеличение поверхности охлаждения на 20% вызвало увеличе­ ние плотности воздушного заряда цилиндров на 4% и снижение его температуры на 10—11 К, что обусловливает снижение тем­ пературы выпускных газов приблизительно на 25 К. Таким эф­ фектом, мало изменяющим приведенные расходы [12] и важным не для охладителя, а для двигателя, пренебрегать нельзя, даже если оценить его в денежном выражении сразу не удается. Мож­ но привести и другие примеры. На тепловозных двигателях тем­ пература охлаждающей воды всегда высока именно тогда, когда охлаждение наддувочного воздуха наиболее нужно, т. е. летом. Вследствие этого главная тенденция при создании охладителей воздуха тепловозных двигателей заключается в размещении мак­ симально возможной поверхности охлаждения в отведенном объеме, т. е. в достижении максимального коэффициента ком­

пактности пкп при высоких коэффициентах теплопередачи

К и теплоотвода Кѵ■Подтверждением необходимости такой тен­ денции является тот факт, что у охладителей воздуха тепловоз­ ных двигателей поверхность охлаждения, приходящаяся на единицу мощности, пока в 4—7 раз меньше, чем у аналогичных охладителей некоторых судовых двигателей. Высокий коэффи­ циент компактности лІШ (см. табл. 1 и 2) имеют пластинчатые охладители (среди рассмотренных в табл. 2 — самый высокий). У них потери напора хотя и ниже ограничительного предела, ус­ тановленного ГОСТом 10598—63, но относительно высоки. Комп­

лексный критерий е = -—— в связи с этим в ряде случаев меньше

&Рх

критерия лучших трубчатых охладителей. Несмотря на это коли­ чество отведенного тепла с единицы объема при сравнительных испытаниях охладителей было на 30—80% выше у пластинча­ тых. Они имеют лучшие теплотехнические качества, однако, как указывалось выше, часто заменяются трубчатыми вследствие трудности обеспечения надежной герметизации пластинчатого охладителя в эксплуатации.

Определить возможность исключения разгерметизации пла­ стинчатых охладителей экономические исследования, приведен­ ные выше, не могут. Решение будет получено только в результате целенаправленной опытно-конструкторской и исследовательской работы. Надо иметь в виду, что сама проблема разгерметизации не так важна при замене охлаждающего агента и переходе на воздуховоздушные охладители. Однако при такой замене возни­ кают новые вопросы (о множественности типажа, нарушении унификации, штучности производства, увеличении габаритных размеров и др.).

В охладителях судовых двигателей температура охлаждаю­ щей воды значительно ниже, чем в охладителях воздуха тепло­ возных двигателей. Требования к габаритным размерам и массе менее жесткие и поэтому для них проблема выбора конструкции

114

Здесь коэффициент теплопроводности Кв, коэффициент кине­ матической вязкости ѵв являются физическими характеристика­ ми наддувочного воздуха и не зависят от конструкции охладите­ ля; коэффициент с и показатель степени /те являются отвлечен­ ными числами, определяемыми эмпирически при выявлении зависимости критерия Нуссельта Nu от Re.

Эквивалентный гидравлический диаметр воздушного канала d0 можно условно определить по общей поверхности охлажде­

не превышает 6—8%)- Так как при одинаковых габаритных раз­ мерах в объеме, отводимом для пакета охлаждающих элемен­ тов, размещается большая охлаждающая поверхность, состав­ ленная из пластин, по сравнению с поверхностью, составленной из оребренных цилиндрических труб, величина dg в трубчатом охладителе больше, чем в пластинчатом. Несмотря на это, вели­ чина коэффициента теплопередачи К, подсчитанная с учетом соответствующих значений величин /те и с, получается для труб­ чатой поверхности охлаждения в ряде случаев несколько боль­ шей, чем для пластинчатой. Учитывая же, что величина Арх =

охладителей, следует в соответствии с увеличением d3 увеличить

коэффициент К у трубчатого охладителя еще возрастет. Его ве­ личина, как показывают расчеты и опыт (см. табл. 2), получает­ ся в 1,2—1,3 раза больше по сравнению с аналогичной величи­ ной у пластинчатого охладителя (такое и даже более значи­ тельное различие в величине коэффициента теплопередачи пре­ дусматривается для соответствующих охладителей и ГОСТом 10598—63).

Повышение коэффициента теплопередачи при одновременном относительном снижении коэффициента компактности у трубча­ тых охладителей, по сравнению с пластинчатыми, имеющими одинаковые габаритные размеры и сопротивление протоку воз­ духа, позволяет рассматривать величину KF, называемую водя­ ным эквивалентом, как важный показатель эффективности кон­ струкции поверхностного охладителя.

Для сравниваемых охладителей она почти идентична: KF =

117

только на 2% величина KF возрастает до 5815 Вт/К (вследствие увеличения К). Следует отметить, что сравнение охладителей для двигателей разных мощностей требует уже использования не просто величины KF, а ее удельного значения, т. е. величины KF, отнесенной к единице мощности (см. табл. 1 и 2).

В серийных охладителях такая идентичность не всегда со­ блюдается потому, что или величины wB и соответственно Re не оптимальны (мал расход воздуха, велик охладитель), или мала необходимая поверхность охлаждения. В обоих случаях

величины KF для заданных габаритных размеров и Ne или ——

чина Кѵ оказывается значительно ниже разрешенной ГОСТом. При правильном подходе к оптимизации многозначного ре­ шения задачи проектирования рекуперативного охладителя нельзя не учитывать приведенные выше соображения. Целесо­ образно для заданного габаритами объема охладителя прежде всего оценить значение F, как функцию коэффициента компакт­ ности различных по конструкции охлаждающих поверхностей, проверить возможности компоновки этих поверхностей и получе-

118

KF

ния лучших значений---- (рис. 69) для заданных величин GBcv

Nг

исреднестатистических значений Ѳ (или К, найденного по фор­

муле (97). Лучшие варианты надо сравнить по надежности для конкретных условий эксплуатации и только после этого детально рассчитать для окончательного выбора с учетом всех требований ГОСТа и перечисленных выше расходов.

Кроме воды, для понижения температуры наддувочного воз­ духа в поверхностных охладителях форсированных комбиниро­ ванных двигателей может использоваться фреон-12, циркулирую­ щий в системе специальной парокомпрессорной холодильной ус­ тановки, для которой охладитель воздуха на двигателе является испарителем, или, вернее, парогенератором фреона. Применение такой усложненной системы охлаждения позволило снизить тем­ пературу воздуха перед впускными органами цилиндров до 278,15 К. Более глубокое охлаждение нецелесообразно, так как влага, содержащаяся в наддувочном воздухе, будет конденсиро­ ваться и замерзать на охлаждающих элементах охладителя со стороны протекания воздуха. Низкотемпературное охлаждение окажется оправданным только при необходимости снижения теп­ лонапряженности деталей двигателя, которую не удастся обес­ печить охлаждением других видов.

ВОЗДУХОВОЗДУШНЫЕ ОХЛАДИТЕЛИ

Несколько изолированно развивались рекуперативные охла­ дители систем воздухоснабжения комбинированных двигателей, в которых охлаждающим агентом служит атмосферный воздух. Пока известно применение таких охладителей только на тепло­ возах и автомобилях. Объясняется это тем, что вода на тепло­ возе и автомобиле, используемая для охлаждения наддувочного воздуха, имеет сравнительно высокую температуру, так как, в свою очередь, охлаждается атмосферным воздухом.

Замена воды, как охлаждающего агента, воздухом несколько упрощает систему воздухоснабжения двигателя. Из системы ис­ ключается водяной насос и его привод, вместо двух охладителей (двигателя и второго для охлаждения воды воздухом) остается только один воздуховоздушный охладитель. Располагаемый тем­ пературный напор между охлаждаемым и охлаждающим возду­ хом используется полностью только в одном теплообменнике. Такой охладитель, например, был разработан для двигателя 6ЧН 31,8/33 (2Д50) тепловоза ТЭ-2 [11]. Атмосферный воздух, протекающий в охладителе и охлаждающий снаружи плоско­ трубчатую поверхность теплообмена, подается эжектором, ис­ пользующим энергию выпускных газов.

Известны и другие попытки применения воздуховоздушных охладителей. Так, для двигателя типа ДН 20,7/2 X 25,6 (6Д100) была создана установка, состоящая из двух пластинчатых возду­ ховоздушных охладителей, размещаемых по бокам приводного

119

компрессора второй ступени наддува. Сжатый в компрессоре воздух поступает в охладители и затем в цилиндры поршневой части. Атмосферный воздух подается в охладители осевым вен­ тилятором.

Несмотря на сравнительную простоту воздуховоздушных охладителей, они пока мало распространены. Объясняется это, по-видимому, невысокой эффективностью использованных тепло­ обменных поверхностей и слабой изученностью возможных путей их улучшения. Относится это в первую очередь к вопросу при­ менения пластинчатых охлаждающих поверхностей, имеющих больший коэффициент компактности. Работы в этом направле­ нии уже начались.

Регенеративный вращающийся теплообменник для охлажде­ ния воздуха в системе наддува был впервые разработан на Ко­ ломенском тепловозостроительном заводе им. В. В. Куйбышева [22]. Его охлаждающая поверхность представляет собой враща­ ющийся металлический диск, образованный навивкой гофриро­ ванной и прямой стальных лент толщиной 0,15 мм. Для жестко­ сти ободья диска скреплены радиальными спицами-связями. Его диаметр равен 1420 мм, высота 50 мм, поверхность охлаждения 248 м2. Для подачи атмосферного воздуха через вращающийся с частотой вращения 20 об/мин диск теплообменника используется стандартный осевой вентилятор. В связи с тем, что наддувочный и атмосферный воздух протекают по одним и тем же каналам, отпадает необходимость в уплотнении поверхности теплообмена. Несмотря на это, конструкция охладителя получилась сложной и недостаточно надежной.

Анализируя экспериментальные данные, полученные при ис­

на тепловозах, следует ограничивать. Действительно, рост фор­ сирования комбинированных двигателей связан с ростом в них тепловых потоков. Стремясь сохранить температурный режим таким же, как и у надежно работающих двигателей, конструкто­ рам при создании новых форсированных двигателей приходится применять специальные меры для обеспечения отвода все уве­ личивающихся количеств тепла.

Эксперименты показывают, что с ростом форсирования дви­ гателя доля тепла, отводимого с водой и маслом, растет. На рис. 70 показана зависимость количества тепла, отводимого охлаждающим устройством установки, от форсирования двига­ теля. Количество тепла, отдаваемое в воду и масло серийными двигателями и в том числе двигателями отечественных магист­ ральных тепловозов и других силовых установок, фактически

является функцией величины

т

(98)

120

Этот закон, полученный аппроксимацией статистических дан­ ных (кривая II на рис. 70)., связывающих количество тепла Q

с характеристикой ------, действителен только для двигателей, со- X

зданных в период 1949—1965 гг. Новейшие, более совершенные комбинированные двигатели, такие, как ЧН 26/26 (типа Д49), 6ЧН 24/27 (6Д70), 8ЧР1 21/23 (Фиат) и др. отдают воде и маслу вследствие более высоких допускаемых температур поршня, кла-

Рис. 70. Зависимость количества тепла, подлежащего от­ воду или отводимого охлаждающим устройством, от па­ раметра реСт/х:

I — новейшие комбинированные двигатели; II — двигатели, созданные в период 1949—1965 гг.; 111 — двигатели ранних вы­ пусков:

1 — 1ОД 20,7. 2 x 2 5 ,4(2Д100); 2 — І2ДН 20,7/2x25,4 (9Д1 03) .

панов и других деталей сравнительно мало тепла, но и у них

с ростом —-— относительно возрастает Q из-за увеличения теп­

ла, отводимого от наддувочного воздуха при форсировании ра­ бочего процесса по ре (кривая / на рис. 70).

Количество тепла, отводимого в воду и масло, для этих дви­ гателей аппроксимируется уравнением

121