jsmp

<5вд). кг/с, известные из технической характеристики насосов дизеля; температуры масла на входе /м и выходе /м теплообменника, также известные из технической характеристики дизеля; температура воды на входе теплообменника вд принимается в соответствии с выбранной ранее схемой движения воды через теплообменники в контуре.

Перед расчетом выбирают наружный с/н и внутренний диаметры трубок охлаждающего элемента, разбивку трубок в трубной доске, которая обусловлена наименьшим расстоянием между соседними трубками 6; число ходов охлаждающей воды гвд.

После теплового выполняют гидродинамический расчет теплообменника, который заключается в определении гидравлических сопротивлений масляного иводяного трактов. Полное гидравлическое сопротивление. Па, масляного тракта теплообменника

50tt;c

Рис. 132. Зависимость коэффициента Ртр от средней температуры ср и скорости Ив воды в трубках

Рг„ \0.14,

где /Пт - количество рядов трубок, перпендикулярных к потоку масла; С, р - экспериментальные константы. Для теплообменников с сегментными перегородками при (4 = Ю мм и б = 3 мм в диапазоне Re„ = 10250 константа р = 0,65. Значение С принимают по графику (см. рис. 130).

Гидравлическое сопротивление водяного тракта теплообменника (Па)

Арвд = гвд (0,31 ± -f 1,4) (увдРвд)/2,

где L - полная длина трубок, м; рр - коэффициент, зависящий от средней температуры др и скорости Увд воды (рис. 132).

Расходы мощности (Вт) на прокачивание воды и масла через теплообменники

Лвд =

РвдЧвд

РмЛм

где Лвд. Лм - КПД соответственно водяного и масляного насосов.

Пример. Произвести тепловой и гидродинамический расчет водомасляного теплообменника

Исходные данные: Q= 125 000 Вт; 0= 21,56 кг/с; Овд = 21,56 кг/с; tli = 88 °С; й= 78 °С вд = 70 "С. Принято: гвд = 3; = 0,01 м; da = 0,008 м; б = 0,003 м. "

1. Определяем температуру масла в пределах теплообменника мср ~ = (/«-м)/2= 83°С.

2. По справочным данным находим физические параметры масла при его средней температуре: теплоемкость См 1.989 кДж/(кг.К). плотность рм 856 кг/м коэффициент теплопроводности - 0,134 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости v„ = 18,4.10" mVc.

3. Рассчитываем температуру воды на выходе из теплообменника вд = = (вд-Ь Р)/(свдОвд) = 71,4 °С; среднюю температуру воды в пределах теплообменника вд.ср = (ед + вд)/2 = 70,7 °С.

4. Определяем по справочным данным физические параметры воды при средней температуре:

теплоемкость Свд = 4,187 кДж/(кг-К); плотность рвд = 987 кг/м;

коэффициент теплопроводности Я,ед = 0,662 Вт/(м-К); коэффициент кинематической вязкости Vвд = 0,415-Ю* mVc.

5. Скорость охлаждающей воды в трубках выбирают в пределах 1,3-2,5. Принимаем Квд = 2 м/с.

6. Определяем критерий Рейнольдса для воды ReBfl= (t)вдrfв)/vвд=38 600; критерий Прандтля для воды Ргвд = (vвдCвдPвд)/Dд = 2,58; критерий Нуссельта для воды Nu = 0,023Re°r°* = 157.

7. Рассчитываем коэффициент теплоотдачи от стеикн трубки к воде «в : «Б = (НивдЯ,вд)/4 = 12992 Вт/(м2. К).

8. Скорость масла между перегородками d„ выбирают в пределах 1,2-2,0 м/с. Принимаем = 2 м/с.

9. Определяем критерий Рейнольдса для масла: Rew = (JmO)Vm = 326 и критерий Прандтля: (v„c„p„)/A,„ = 233,8.

10. Находим по графику, приведенному на рис. 130, коэффициент В = = 0,3.

11. Определяем ориентировочное значение температуры стенки трубки tcT. При этом принимают мср в пределах от вд.ср до мср, но несколько выше,

чем вдср- Выбираем ст=71,1°С.

12. Рассчитываем критерий Прандтля для масла с учетом температуры

стенки Ргст = Ь>мСырк)1кы = 302" и критерий Нуссельта NUm = = В Re»-PrO-33 (prJPrfi" = 31,7.

13. Находим коэффициент теплоотдачи от масла к стенке трубки при температуре стенки «м : «м = (№м>.м)йн = 424,8 Вт/(м2-К)

14. Определяем расчетное значение температуры стенки трубки tcT по формуле

J." -вер

вср + (а/Ив)

1+(««/«в)

Получаем #ст = 71,09 °С. Если #ст « ст, то принимаем «м = «м и расчет продолжают. Если Ut значительно отличается от tcr, то задаются новым значением tcT и расчет повторяют, начиная с определения критерия Прандтля.

15. Находим коэффициент теплопередачи от масла к охлаждающей воде:

«вм

= 408,1 Вт/(м2.К).

«в + «м (н/в)

16. Определяем расчетный температурный напор между маслом и водой:

Д< = (m-Q-Qm-Wp) ихс

2.3:ig(C-U/(C-Wp)

17. Подсчитываем расчетную поверхность охлаждения теплообменника: F = Q/(KAt) = 27,1 м и поверхность охлаждения с учетом загрязнения F = 1 = I.IF = 29,8 м2. *

18. Определяем число трубок в теплообменнике:

«тр = (40вд2вд)/ЯувдРвд = 652 шт.

19. Коэффициент заполнения трубной доски теплообменника принимают в пределах 0,9-0,95. Берем т)тр = 0,95.

20. Находим диаметр трубной доски (внутренний диаметр кожуха):

D= 1,0511/п;:р = 0,36 м.

21. Определяем длину трубок охлаждающего элемента между трубными: досками:

L = /(яйнПтр) = 1.455 м.

22. Подсчитываем площадь живого сечения для прохода масла между перегородками: /м = 0„/(р„у„) = 0,013 м и площадь сегмента над перегородками:

1 -0,905 (4/1)

= 0,028 м2.

23. Определяем центральный.угол сегмента ф в зависимости от отношения fZ), используя данные, приведенные ниже выше. Получаем ф=138°.

24. Находим- длину хорды сегмента перегородки: S = Z) sin = 0,336 м;

ширину осредненного сечения для прохода масла:

= 0,327 м;

расстояние между сегментными перегородками: /= / м

1,172

25.пределяем расчетное число ходов масла в теплообменнике: гм = - Lll = 8,46 м и окончательное число ходов масла г, округляя значение до ближайшего целого. Получаем Zj, --= 9.

26. Рассчитываем окончательную длину трубок между трубными досками: ~ + о (м - 1) = 1,59 м (где S - толщина перегородки).

27. Определяем число рядов трубок теплообменника, перпендикулярных потоку масла: /Пт = (Птр?м1)Ь = 233.

28Находим отношение D/l= 2,093 и по графику (см. рис. 130) коэффи-

29. Рассчитываем гидравлическое сопротивление масляного тракта теплообменника:

КеГ(Рг„/Рг„)°-"

= 291 кПа;

гидравлическое сопротивление масляного тракта теплообменника с учетом загрязнения Ары= 1,2Ари = 348,5 кПа; гидравлическое сопротивление водяного тракта теплообменника

Дрвд = 2вд 0.031 -Ртр + 1.42 = 37,480 кПа (где рр определяют по

графику, данному на рис. 132).

Тепловозные водомасляные теплообменники включают в водяной контур последовательно с радиатором, поэтому их показатели зависят от соотношений реализуемых температурных напоров.

Теплообменники наддувочного воздуха. Температура наддувочного воздуха дизеля оказывает большое влияние на его экономичность и надежность. Охлаждение наддувочного воздуха применяют для повышения мощности дизелей на единицу объема цилиндра, увеличения массы воздуха, подаваемого за цикл, и снижения средней температуры цикла

Проведенные за последние годы экспериментальные и теоретические исследования выявили, что для дизеля каждого типа и заданного режима работы существует оптимальная по удельному расходу топлива температура наддувочного воздуха перед впускными органами. Поэтому тепловозные дизели должны иметь устройство, позволяющее получать оптимальные значения температур наддувочного воздуха. При номинальном и близких к нему режимах работы дизеля наддувочный воздух необходимо охлаждать, а при режимах холостого хода и малых нагрузок - подогревать.

На серийных тепловозах наддувочный воздух чаще всего охлаждается в водовоздушных теплообменниках, включенных в самостоятельный контур циркуляции охлаждающей воды или в контур воды, охлаждающей масло дизеля. Воздухоохладители, располагаемые обычно на дизеле, отличаются небольшими габаритными размерами и массой.

Известно, что на тепловозах применяют системы с охлаждением наддувочного воздуха атмосферным (тепловоз ТЭ2). Охлаждение атмосферным воздухом является более простым. В системе вместо двух теплообменников (для охлаждения воздуха водой и для охлаждения воды атмосферным воздухом) устанавливают один воздуховоздушный теплообменник, в котором реализуется весь располагаемый температурный напор между наддувочным воздухом и атмосферным. Однако воздуховоздушные теплообменники не нашли еще широкого применения на тепловозах большой мощности вследствие их значительных габаритных размеров.

Применяемые на тепловозах системы спроектированы и рассчитаны для охлаждения наддувочного воздуха при работе дизеля в номинальном режиме и не удовлетворяют условию получения оптимальных температур воздуха при всех режимах, реализуемых в эксплуатации.

Оптимизацию температур наддувочного воздуха в зависимости от режима работы дизеля можно осуществить при помощи систем, позволяющих регулировать поступление воды в теплообменник из различных водяных контуров, а также использующих теплоту выпускных газов дизеля для подогрева воздуха в теплообменниках.

По типу оребрения поверхности, омываемой воздухом, теплообменники бывают пластинчатыми, круглотрубными с накатанным оребрением, круглотруб-ными с проволочным оребрением и плоскотрубными с коллективным оребрением. Предпочтительными являются поверхности круглотрубные с накатанным или проволочным оребрением, так как они обладают высокой надежностью и удобны в эксплуатации и при ремонте.

Водовоздушный теплообменник для охлаждения наддувочного воздуха дизеля 2А-5Д49 тепловоза ТЭП70 (рис. 133) установлен на торце дизеля при помощи кронштейна. Состоит из сварного корпуса патрубка 12, верхней 2 и нижней 8 крышек и охлаждающей секции. Последняя имеет верхнюю 4 и нижнюю 10 трубные доски, в отверстия которых установлены оребренные трубки 5. Внутри трубок образуется водяная, а между ними - воздушная полость.

Вода поступает в теплообменник по патрубку 9 нижней крышки, перегородка 7 которой делит водяную полость секции пополам, проходит по трубкам одной, а затем второй половины секции и выходит через патрубок 6. Пар из водяной полости отводится через трубку установленную в верхней крышке.

Наддувочный воздух поступает к теплообменнику по патрубку 12, охлаждается в межтрубном пространстве и по каналу в кронштейне поступает в ресивер блока цилиндров.

1 2 35

Рис. 133. Охладитель наддувочного воздуха:

1 - трубка отвода пара; 2 - верхняя крышка; 3,5 - трубки; 4, 10 - трубные доски; 6, 9 - водяные патрубки; 7 - перегородка; 8 - нижняя крышка; - корпус; 12 -

воздушный патрубок

Оценку эффективности охлаэюдаюи{их устройств тепловозов выполняют по натуральным и удельным показателям, а также на основе развернутых технико-экономических расчётов.

К числу натуральных показателей относят: количество теплоты, рассеиваемой системой охлаждения; мощность, затрачиваемую на функционирование системы; общую массу устройств; расход цветных металлов; величину теплопередающей поверхности; объем, занимаемый радиаторами; величину фронтальной поверхности радиаторов и т. п.

При сопоставлении систем охлаждения в целом и отдельных теплообменников получили распространение удельные показатели - энергетический, объемный и массовый.

Энергетический показатель

Kn = Q/{NAt) = (тш,

где Q - количество теплоты, передаваемой в теплообменнике, Вт; N - мощность, затрачиваемая на функционирование теплообменника, Вт; At - средняя разность температур между теплоносителями в пределах теплообменника, °С; F-расчетная поверхность теплопередачи, м. Объемный показатель

Kv = At) = iKF)/V,

где V - объем, занимаемый теплообменником, м. Массовый показатель

Кв = Q/(G At) = {KF)/G,

где G - масса теплообменника, кг.

Для сравнения радиаторов используют также показатель тепловой напряженности площади фронта

Kf {KF)/Fp,

где - фронтальная поверхность радиатора, м.

Удельные показатели являются более общими по сравнению с натуральными, так как позволяют проводить сопоставление отдельных теплообменников с различными формами поверхностей, разными значениями передаваемой теплоты и т. д. В то же время оптимальный теплообменник или оптимальная система охлаждения не могут быть выбраны на основании только удельных технических показателей, так как они не отражают многих эксплуатационных и экономических факторов. В качестве основного технико-экономического показателя, характеризующего систему охлаждения, принимают сумму годовых приведенных расходов, отнесенных к теплорассеивающей способности системы. Удельные приведенные годовые расходы, руб/кДж,

5„ = {Е,Кз + C)/Q,

где = 0,1 - нормативный коэффициент эффективности для железнодорожного транспорта; Кз - капитальные затраты на изготовление охлаждающего устройства, руб.; С - годовые эксплуатационные затраты, зависящие от системы охлаждения тепловоза, руб.; Q - количество теплоты, рассеиваемое в течение года, кДж.

Капитальные затраты на изготовление систем охлаждения,

3 = 31 + 32.

где Кз1 - капитальные затраты на теплообменники (секции радиатора, водомасляные теплообменники, водовоздушные теплообменники наддувочного воздуха), вентиляторы и насосы, входящие в систему охлаждения; Кз2 - капитальные затраты на трубопроводы, задвижки, вентили, систему автоматического регулирования и т. д.

Эксплуатационные расходы на систему охлаждения

G - Сто ~Ь GpTo ~\~ Сам ~Ь Сдпт ~Ь т»

где Сто - расходы на топливо и смазку, потребляемые двигателем тепловоза для получения мощности, затрачиваемой на функционирование системы охлаждения; Срю - расходы на ремонты и технические осмотры охлаждающего устройства; Сам - амортизационные расходы на систему охлаждения; Сдцт -расходы на содержание дополнительного парка тепловозов, необходимого при уменьшении полезной мощности двигателя, используемой для целей тяги и для работы системы охлаждения; - затраты на транспортировку системы охлаждения на тепловозе.