М. С. МЛЛИНОВ, Ю. А. КУЛИКОВ, Е. Б. ЧЕРТОК
ОХЛАЖДАЮЩИЕ
УСТРОЙСТВА
ТЕПЛОВОЗОВ
МАШГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1962

В книге рассмотрены различные схемы охлаждающих устройств
и общие принципы охлаждения воды, масла и наддувочного
воздуха дйзелей. Излагаются теория и экспериментальные
исследования теплопередачи и гидравлических сопротивлений
отдельных конструкций теплообменных аппаратов для тепловозов.
Кратко даны теориями описание конструкции осевых вентиля¬
торов, а также их приводов. Особое внимание уделено конструк¬
циям приводов новых типов и системам автоматического регу¬
лирования температурного режима тепловозных дизелей. Рас¬
смотрены системы охлаждения наддувочного воздуха, а также
принципы компоновки охлаждающих устройств в целом. Сооб¬
щаются краткие сведения по эксплуатации и ремонту охлаж¬
дающего устройства.
Книга рассчитана на инженеров-тепловозостроителей и инже¬
неров железнодорожного транспорта, связанных с конструи¬
рованием, расчетами и эксплуатацией охлаждающих устройств.
Рецензент канд. техн. наук В. И. Евенко
. Редакция литературы по автомобильному и транспортному машиностроению
Зав. редакцией инж. И. М. БАУМАН

ПРЕДИСЛОВИЕ
В соответствии с дальнейшим техническим перевооружением
железнодорожного транспорта, намеченным XXII съездом -КПСС*
локомотивный парк СССР пополняется новыми мощными теплово¬
зами. В настоящее время транспорт получает тепловозы мощностью
2000—3000 л. с. в одной секции. В ближайшем будущем мощность
тепловозов будет повышена до 5000—6000 л. с. На Луганском тепло¬
возостроительном заводе уже построен. опытный тепловоз ТГ-106*
а на Коломенском заводе — тепловоз ТГП-50, оба мощностью
по 4000 л. с. с гидропередачей.
При повышении мощности тепловозов, и в особенности с гидрав-
лической передачей, возрастает значение охлаждающего устройства^
влияющего на весовые, габаритные и экономические характеристики
тепловоза.
За последние пять-шесть лет проделана большая работа по внед¬
рению на тепловозах прогрессивных конструкций охлаждающих
устройств. На тепловозах, выпускаемых Коломенским заводом,
стали применяться водо-масляные трубчатые теплообменники, вен¬
тиляторы со скрученными лопастями, гидростатический привод
вентиляторов. В Научно-исследовательском институте железнодо¬
рожного транспорта (ЦНИИ МПС) проведена серия испытаний холо¬
дильников тепловозов. Этим же институтом вместе с Луганским
заводом внедряется для привода вентиляторов холодильника муфта
переменного наполнения. Всесоюзным научно-исследовательским
тепловозным институтом (ВНИТИ) созданы высокоэффективные
масловоздушные секции с турбулизацией потока, внедряются в про¬
изводство секции холодильников с гофрированным оребрением,
проводится испытание вентилятора с .поворотными лопастями.
ЦНИИ МПС и ВНИТИ совместно с заводами работают над проб¬
лемами повышения температуры жидкостей (воды и масла), охла¬
ждающих дизели, а также внедрения новых систем охлаждения над¬
дувочного воздуха.

Авторы настоящей книги, используя опыт, накопившийся в оте¬
чественном и зарубежном тепловозостроении, сделали первую
попытку обобщить наиболее интересный материал по конструкции
охлаждающих устройств, расчетам и испытаниям различных тепло¬
обменных аппаратов, системам регулирования привода вентиляторов
холодильников и охлаждения наддувочного воздуха дизелей.

ГЛАВА I
ОХЛАЖДАЮЩИЕ УСТРОЙСТВА ТЕПЛОВОЗОВ
§ 1. НАЗНАЧЕНИЕ И ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ
ОХЛАЖДАЮЩИХ УСТРОЙСТВ
В тепловозных двигателях-дизелях только 35—40% тепла,
введенного с топливом, превращается в полезную работу. Осталь¬
ное тепло теряется с отработавшими газами, а также отводится
в систему охлаждения двигателя. При этом в последнюю, в зави¬
симости от конструкции и режима работы двигателя, уходит от 20
до 30% тепла.
Тепло в двигателе отводится от стенок цилиндров, поршней
и других деталей, нагревающихся горячими газами и трением. При
этом указанные детали нагреваются до значительных температур.
Так, например, температура поршней четырехтактного двигателя
Д50 в отдельных местах достигает 420—440° С. Поршни двухтакт¬
ного двигателя 2Д100 работают в еще более тяжелых температурных
условиях, чем поршни четырехтактного двигателя: температура
в отдельных местах нижнего (выпускного) поршня достигает 550—
580° С.
Чтобы поддерживать температуру нагреваемых деталей двига¬
теля в допустимых пределах, их охлаждают водой и маслом. Нагре¬
тые вода и масло отдают полученное тепло в окружающую среду
в охлаждающем устройстве тепловоза.
Охлаждающее устройство представляет собой целый комплекс
узлов, к которым следует отнести:
1)	холодильник, укомплектованный из теплообменников для
охлаждения воды и масла;
2)	один или несколько вентиляторов с приводами и системой
регулирования температуры;
3)	масляную и водяную системы, включающие насосы, фильтры
и трубопроводы с арматурой.
Охлаждение воды и масла двигателя осуществляется в тепло¬
обменниках (секциях) с очень развитыми наружными поверхностями
при помощи атмосферного воздуха, подаваемого вентилятором.
Ниже будут подробно рассмотрены конструкции жидкостно-воздуш¬
ных теплообменников (секций), но уже сейчас следует отметить,
5

что от их эффективности зависят все показатели охлаждающего
устройства, определяющие его габариты, вес, экономичность и надеж¬
ность работы.
Основное же требование, которое предъявляется к охлаждаю¬
щему устройству тепловоза, состоит в том, что оно должно обеспе¬
чить нормальную температуру воды и масла двигателя независимо
от режима его работы и температуры окружающего воздуха. Иными
словами, охлаждающее устройство должно быть так рассчитано
и спроектировано, чтобы не вызывать ограничения силы тяги тепло¬
воза.
На фиг. 1 представлена принципиальная схема охлаждающего
устройства тепловоза, условно разделенная на две части: а — водя-
Фиг. 1. Принципиальная схема охлаждающего
устройства тепловоза.
ную и б — масляную. Охлажденная в водяных секциях /, вода
подается центробежным насосом 2 в двигатель 3. Здесь она охла¬
ждает соответствующие детали и, нагреваясь, поступает по трубо¬
проводу снова в водяные секции. В них тепло от воды отнимается
воздухом, подаваемым вентилятором 4. Над холодильником распо¬
ложен расширительный бачок, дающий возможность воде расши¬
ряться при ее нагревании и пополняющий утечки воды из системы,
неизбежные при работе тепловоза.
Как видно из рассмотренной схемы, здесь осуществлено цир¬
куляционное или замкнутое охлаждение воды, применяемое для
всех тепловозных двигателей. На некоторых стационарных и судо¬
вых установках применяется проточное охлаждение. Циркуляцион¬
ное охлаждение в отличие от проточного позволяет: а) осуществить
специальную подготовку воды,, предотвращающую накипеобразова-
ние и коррозию системы; б) работать при достаточно высоких
температурах воды, повышающих эффективность охлаждения. В про¬
точной системе температура воды при входе в двигатель опреде¬
ляется температурой окружающей среды и поэтому сильно изменяется.
Масляная часть охлаждающего устройства видна на фиг. 1, б.
Масло, смазавшее трущиеся детали шатунно-кривошипного меха¬
низма и охладившее головки поршней, сливается в поддон, располо-
6 •

же 1НЫЙ в нижней части двигателя 3. Отсюда масло, при помощи
шестеренчатого насоса 2, через фильтр нагнетается в секции 1
холодильника. Фильтр целесообразно устанавливать перед секциями^
холодильника,' так как при этом фильтрации подвергается масло,
имеющее более высокую температуру и меньшую вязкость, что
уменьшает сопротивление фильтра и предотвращает загрязнение
секций. В секциях 1, обдуваемых наружным воздухом при по-
мопщ вентилятора 4, масло охлаждается и вновь поступает в дви¬
гатель.
Двигатели с масляной ванной или поддоном, куда стекает нагре¬
тое масло, получили повсеместное распространение на тепловозах.
Преимущество такой конструкции по сравнению с так называемой
системой «сухого картера» состоит
в возможности экономии места на
тепловозе, что очень важно при
очень большой насыщенности сов¬
ременных тепловозов различными
агрегатами.
При определении объема масла
в системе приходится учитывать
два обстоятельства. С одной сто¬
роны, для снижения веса тепло¬
воза и уменьшения расхода масла
(вследствие необходимости его за¬
мены через определенное время)
объем должен быть минимальным,
но обеспечивающим заполнение
всей системы и пополнение ее
в связи с выгоранием масла. С дру¬
гой стороны, желательно иметь
возможно больший объем масла,
что дает возможность аккумулировать тепло, т. е. работать с вы¬
сокими нагрузками более длительное время, а также увеличить
сроки замены масла из-за его старения. Как правило, для совре¬
менных мощных тепловозов первое обстоятельство является решаю¬
щим. Объем масла устанавливают обычно из расчета 0,4—0,6 кг!л. с.
Расход масла вследствие его испарения и угара составляет 1,5—
5% от расхода топлива; величина расхода зависит от конструкции
двигателя и его изношенности.
В отличие от схемы охлаждающего устройства, представленной
на фиг. 1, на многих тепловозах получила распространение схема,
изображенная на фиг. 2. Различие между ними состоит в том, что
масло двигателя в схеме фиг. 2 охлаждается в трубчатом теплообмен¬
нике водой. Эта вода, а также вода двигателя охлаждаются в реб§
ристых- водо-воздушных секциях наружным воздухом. Сравнение
этих систем будет дано ниже. Что же касается принципа охлаждения
в обоих устройствах и их режимов, то они не имеют существенного
различия.
Фиг. 2. Схема охлаждающего устрой¬
ства с водо-масляным теплообмен¬
ником:
1 — водо-воздушные секции; 2 — вентиля¬
тор; 3 — масляный насос; 4 — двигатель
тепловоза; 5 — водяной насос; 6 — водо-
масляный теплообменник; 7 — фильтр.
7

Основные уравнения теплового расчета	]
Для теплового расчета холодильника тепловоза достаточно
совместно решить следующие три уравнения:	!
1)	теплопередачи холодильника	I
С} = КМ ккал!ч\	(1)
2)	количества тепла, отдаваемого охлаждаемой жидкостью в холо¬
дильнике,
<2 .= бокРж .(*' — I") ккал/ч;	.	/	(2)
3)	количества тепла, воспринимаемого от холодильника возду¬
хом, подаваемым вентилятором:
^ = $взср (х" — ккал/ч.	(3)
В этих уравнениях:
К — коэффициент теплопередачи в ккал/м2ч° С;
Р — расчетная поверхность теплообмена в м2;
0	— средний температурный напор, т. е. средняя разность
температур охлаждаемой жидкости и нагреваемого
воздуха, в ° С;
&ж> @вз — весовой расход охлаждаемой жидкости и воздуха
в кг!ч;
сж и ср — средняя теплоемкость охлаждаемой жидкости и воз¬
духа в ккал1кг° С;
I" —температура, охлаждаемой жидкости перед холодиль¬
ником и за ним в ° С;
т'-, т" —температура воздуха перед холодильником и за ним
в °С.
Когда производят проверочные расчеты охлаждающих устройств,
то приравнивают правые части уравнений (1), (2) и (3), так как
левые части у них равны между собой. Если площади холодильника
выбраны правильно, а производительность насосов и вентиляторов
достаточна, то теплота, выделяемая двигателем в систему охлажде¬
ния, будет отведена холодильником. Однако, учитывая, что в про¬
цессе эксплуатации секции холодильника загрязняются и тепло¬
передача их ухудшается, стремятся делать холодильник с некоторым
запасом площади. Этот запас, как правило, не должен превышать
10—15%; в противном случае ухудшится весовая характеристика
тепловоза и увеличится расход мощности на привод вентиляторов.
Иногда по соображениям, связанным с весом тепловоза, его габари¬
тами и стоимостью, или из-за отсутствия достоверных данных для
расчетов холодильник оказывается с явно недостаточными размерами
охлаждающих поверхностей. Это дает о себе знать в условиях экс¬
плуатации тепловоза в жарких климатических условиях.
Испытания тепловозов ТЭ2 и ТЭЗ показали, что их холодиль¬
ники на некоторых режимах работы не обеспечивают отвода выделяе¬
мого двигателем тепла, что вызывает ограничение силы тяги по

холодильнику. Так, на тепловозе ТЭЗ ограничение по водяному
холодильнику наступало уже при температуре окружающего воз¬
духа +36° С и было снято увеличением верхнего предела допу¬
стимой температуры с 86 до 90° С.
Температурный режим и тепловыделение в холодильник
Охлаждающие устройства рассчитывают на максимальную тем¬
пературу окружающего воздуха + 40° С. И хотя такая температура
даже в самых жарких районах Средней Азии удерживается не более
8—9% годового времени, ее приходится учитывать.
Температура охлаждающих жидкостей при выходе из двигателя
принята в отечественном тепловозостроении равной 80—90° С.
При этом разность температур охлаждающей воды при входе в холо¬
дильник и выходе из него обычно составляет 6—9° С, разность
температур масла 10—14° С.
Из уравнения (1) видно, что при данной площади и принятом
коэффициенте теплопередачи холодильник работает тем эффектив¬
нее, чем больше средний температурный напор 0. Чем выше средняя
температура охлаждаемой жидкости и ниже средняя температура
охлаждающего воздуха, тем больше температурный напор.
Роста средней температуры охлаждаемой жидкости можно достиг¬
нуть повышением ее расхода через холодильник, а уменьшения
средней температуры охлаждающего воздуха — увеличением про¬
изводительности вентилятора. Оба эти мероприятия, связанные
с увеличением расхода мощности на привод жидкостного насоса
и вентиляторного колеса, не являются рациональными.
Наиболее эффективным и целесообразным средством повышения
температурного напора является повышение температуры охлаждаю¬
щих жидкостей — воды и масла. Как показали подсчеты [13],
увеличение температуры охлаждающей воды при выходе из двига¬
теля до 110—120° С дает возможность уменьшить водяной холодиль¬
ник более чем в 2 раза. Правда, такая высокая температура на тепло¬
возах пока еще практически не применяется, но она может быть
реализована при использовании системы охлаждения, работающей
под давлением. Максимальная же температура воды в системе,,
допускаемая в настоящее время на некоторых тепловозных двига¬
телях, не превышает 95° С (например, у двигателей 1Д12, М756
и др.).
Обобщение ряда экспериментальных исследований [9] указы¬
вает на практически линейную зависимость между количеством
тепла, отданного в воду, и температурным режимом в системе охла¬
ждения. Чем выше температура воды, тем меньше тепла уносится
с водой. При повышении температуры воды на каждые 10° С коли¬
чество тепла, передаваемое воде, снижается приблизительно
на 4—6%.
Высокотемпературное охлаждение двигателя способствует повы¬
шению его эффективной работы за счет уменьшения трения вследствие
-	~	9

снижения вязкости масла и уменьшения количества тепла, отводимого
охлаждающей жидкостью.
Наряду с увеличением механического к. п. д., высокотемпера¬
турный режим охлаждения несколько ухудшает индикаторный про¬
цесс двигателя, уменьшая коэффициенты наполнения и избытка
воздуха. Однако уменьшение последних показателей оказывает
менее существенное влияние на эффективную работу, чем повышение
механического к. п. д. (при повышении температуры охлаждающей
воды на 30—40° С эффективность двигателя увеличивается
на 2,5—3%).
С ростом температуры охлаждающей воды повышается темпера¬
тура и основных узлов двигателя. Как показали экспериментально¬
доводочные работы, проведенные Харьковским политехническим
институтом на опытном двухцилиндровом отсеке четырехтактного
двигателя Д70, при росте температуры охлаждающей воды с 80
до 120° С температура гильзы цилиндров увеличивается на 30—
35° С, донышка ^поршня — на 20—25° С, выпускного клапана —
на 25—30° С. Однако теплонапряженность двигателя при этом не
превышает допустимой.
Максимально допустимая температура масла при входе в холо¬
дильник составляет в настоящее время 80—85° С. И если на повы¬
шение температуры охлаждающей воды двигателестроители идут
охотно, то этого нельзя сказать о температуре масла системы охла¬
ждения. Приходится учитывать то обстоятельство, что во время
работы двигателя масло постоянно соприкасается с воздухом, кото¬
рый при высокой температуре и давлении окисляет масло. При этом
выделяются смолы, асфальтены и другие продукты, а само масло
утрачивает свои первоначальные свойства. Этот процесс называется
«старением». В настоящее время проводятся работы по созданию
эффективных присадок, добавление которых к нефтяным маслам
улучшает их природные качества.
Эффект от повышения температуры охлаждающей воды будет
уменьшен, если не повышать при этом температуру масла
дизеля.
Французское общество по проектированию тепловых двигате¬
лей (5ЕМТ) провело испытания одноцилиндровой установки и четы¬
рехцилиндрового дизеля мощностью 600 л. с. (оба двигателя —
форкамерные). Было установлено, что при повышении температуры
воды с 90 до 110° С количество тепла, отведенного в воду, снизилось
на 11%, а количество тепла, отведенного в масло, возросло на 9%
(температура масла поддерживалась равной 75° С). Когда же при
температуре воды 110° С температуру масла повысили с 75 до 95° С,
отвод тепла в масло сократился на 25%, а количество тепла, отведен¬
ного в воду, возросло незначительно. Были сделаны выводы, что
отвод тепла в воду сокращается на 10%, когда температура воды
возрастает на 20%. Испытания подтвердили целесообразность.повы¬
шения температуры масла при условии улучшения его стабильности
и применения подшипников из свинцовистой бронзы [22].
1,0

На основании Этих и других испытаний может быть сделан вывод
о	необходимости одновременного увеличения температуры воды
и масла в системе охлаждения дизеля. В качестве перспективной
задачи температура воды при выходе из дизеля должна быть увели¬
чена до 100—110°	а температура масла — до 110—120° С. Система
масляного охлаждения при указанных температурах не претерпит
каких-либо принципиальных изменений.
Применение высокотемпературного охлаждения на тепловозах
имеет целый ряд преимуществ. Так, например, для тепловозов
с дизелями Д4о и 1 ОД 100 мощностью 3000 л. с. высокотемпературное
охлаждение по сравнению с обычным позволит уменьшить габариты
холодильника в 2^5—2,8 раза, его вес — в 2—2,5 раза, сократить
расход цветного металла в 2—2,5 раза и мощность на привод вентиля¬
торов в 2 раза.
При внедрении высокотемпературного охлаждения масла (110—
120° С) встретятся большие трудности, связанные главным образом
с проблемой смазки подшипникового узла и трущейся пары пор¬
шень — втулка Цилиндра. Сложность проблемы заключается
не только в конструктивных решениях, но и в необходимости созда¬
ния новых масел со стабилизированной вязкостной характеристи¬
кой. Переход на более вязкие масла усложнит пуск дизеля в холод¬
ное время года. Щ-видимому, возникнет необходимость в серьезных
работах по облегчению пуска либо по внедрению практики эксплуа¬
тации дизелей на тепловозах без их остановки между заездами в депо.
Поэтому целесообразно к решению этой задачи подойти постепенно,
вначале повысив максимальную температуру масла при выходе
из дизеля до 95—100° С. Максимальная температура масла на неко¬
торых отечественных и зарубежных двигателях уже доведена до ука¬
занной величины, и это сказалось положительно на размерах, схеме
и конструкции всего охлаждающего устройства.
До рих пор рассматривались вопросы охлаждения масла и воды
в тепловозных холодильниках. Но этим не ограничивается их роль.
В настоящее время у многих тепловозных двигателей для реализации
высокой цилиндровой мощности применяется наддув с промежуточ¬
ным охлаждением' воздуха. При этом охлаждение наддувочного
воздуха осуществляется также при помощи тепловозного холодиль¬
ника по двум основным схемам: водо-воздушной и воздухо-воздуш-
ной.
По первой схеме наддувочный воздух двигателя охлаждается
водой, которая, в свою очередь, охлаждается наружным воздухом
в секциях холодильника, отведенных для этой цели. По второй схеме
охлаждение наддувочного воздуха осуществляется непосредственно
наружным- воздухэм без использования промежуточных теплоно¬
сителей. •
В течение пос^дних лет все большее и большее распростране¬
ние получают * тегловозы с гидравлической и гидромеханической
передачами. На эт^х тепловозах, кроме воды, масла и наддувочного
воздуха двигателя в холодильнике охлаждается также масло гидро¬
11

передачи. Все это вместе взятое делает тепловозный холодильник
довольно сложным и дорогостоящим устройством.
Когда проектируется тепловоз с уже известным и испытанным
двигателем, то расчет холодильника не представляет особых труд¬
ностей. Иначе обстоит дело, когда на тепловоз устанавливается
двигатель новой конструкции. Величина удельного или общего
количества тепла, выделяемого таким двигателем, может быть опре¬
делена либо специальным расчетом, либо при теплобалансных испы¬
таниях.
Для предварительных расчетов иногда используют следующие
формулы [18]:
а)	для тепла, отводимого водой от двигателя:
без наддува
—	700 ккал/ч;	(4)
с наддувом	ч	V
(^в = 510 Ме ккал/ч;	(5)
б)	для тепла, отводимого от масла двигателя:
без охлаждения головок поршней
(2М = 55 Ые ккал/ч;	(6)
при охлаждении головок поршней
0.м == 220 Ые ккал/ч.	(7)
Однако круг применения этих формул ограничен такими тепло¬
возными двигателями, как, например, Д50, 2Д50, М751 и 1Д12.
Для некоторых типов тепловозных двигателей эти формулы не могут
быть рекомендованы, так как их использование может привести
к грубым ошибкам.
Ниже дана характеристика холодильников ряда наиболее рас¬
пространенных отечественных тепловозов (табл. 1), где помимо
общих данных приведены отношения и —-которые позволяют
сравнить двигатели тепловозов по удельному теплоотводу и холо¬
дильники по напряженности и компактности.
Для тепловозов с гидропередачей удельный теплоотвод от масла
передачи в холодильник, зависящий от типа тепловоза и установлен¬
ной на нем гидропередачи, составляет 180—230 ккал/л. с. -ч.
Для маневровых тепловозов холодильник должен отводить
в виде тепла примерно 30% мощности, поступающей в передачу,
чтобы последняя могла длительно работать при к. п. д., равном
70%. У магистральных тепловозов охлаждение рассчитывается
большей частью из условия отвода тепла, соответствующего 23—
25% мощности, при этом к. п. д. передачи равен 75—77%. По кри¬
вым изменения к. п. д. это соответствует скорости движения, равной
0,16—0,185утах.

Серии тепловозов
а
а
СЗ
2
СГ)
н
ёС
СП СП
нн
-сп
СПН
н
СГ)
н
со СГ)'
СТ)Н
н
СГ)
н
СГ)
н
8 к
я
§ «
т 03
Й 8-
& ^
о о	о
оо	о
О О	|	о
о о	I	о
СП» см	1>-
о
о
о
о
со
см
о
о
г-
о о о
о"о о
0 0,0
о о I
г— со 'Ф
СО	’-ч
о
о
о
СО
ю
см
'ф
I о
О О	X	О)
о ю	§	V	^
^ ^	ч	к	3
— СМ	<7)	^ “
ООО
ООО
ООО
о о ю
О Г^ О)
ю
о
о
о
ю
со
Ю
ю
ю
о
о ,_о
г-*1 Г--
<м
к
0.1
к к
о ю
О 'Ф
О ^
о
о2
° д
о-П.
СО 2 '
о
о о
§5
со сгз
о
о о
о —«
см см
(X)
о
та
со
о
со
о
ч
с
О
н
Й	ч	«
о- ^	5	^
°	•	Й	с
Щ ^	оз	С
Щ и	к	с
о	и	к
* 5^ Н
к
я-
о о
о
о
о о
о
о
о о
I °
о
о со
1 о
СО
О 00
со
оо
СО
см
00
о
СО
ю
-ф
СО
ООО
о
*
ООО
о
532
ООО ,
о
ю
о
ююю 1
ю
"ф
*—Ч
С7} СО СО
ОУ '
о
,
00 ■'Ф см
ю
СМ
ООО
ООО
ООО
о о см
О СМ —I
СОЮ СО
о
о
о
см
СО
СО
чф
00 см
чф
00
о
СО
*
ю
*
см*
00
со
о
со
1—Ч
660 ООО
520 ООО
227 000
о.
о
о
г-
о
'ф
469
1 686
834,5
650 ООО
360 ООО
о
о
о
о
о
ю
о
ю
1 198
• со
-Ф
00
о о
о о
о ^ . 1
о
о
со
см
Г"-.
о
ю
СГУ
-Ф I 1
О —<
00 т-ч
о .
о
ю
•ф
05
. 447 ООО
58 700
о
о
О
ю
о
ю
506
526
965,2
к
к
Л
ч
к
ч
о
ч
о
><
Й
н
о
ч
о
а»
и
н
СЗ
о
о
ч
с
Й
й)
н
X
та
*
03
5*К ”
5 V О
О
. я ч ^
! • си с
о. си
I О) ь
: Р с
та и
к д
Й к
•=4
та
3 Ч
« и
О 2
И ^
о
О,
ч
к
о
к
V
о
й
«и й
сР
и «
И
о> ^
ч■
о
03
н
о
о
4
с
н
§ ^
§ 8
* *
5	Й
сх, ш
С	I
к°г
а* к
. та
со те
. 0<
<5? та
И
(Я
к
к
ч
*
та
ч
X
о
м
к
те
13
Данные для двух секций.
Верхняя цифра относится к тепловозу ТЭ50, нижняя — к тепловозу ТЭП60.

•Максимально допустимая температура масла при выходе из пере¬
дачи должна быть в пределах:
а)	для передачи с одним трансформатором и многоступенчатой
коробкой передач 135—140° С;
б)	для передачи с тремя трансформаторами (или двумя трансфор¬
маторами и муфтой) 110—115° С.
Повышение температуры масла передачи выше указанных пре¬
делов связано с применением специальных масел. Работы, проводи¬
мые в этом направлении, позволят в будущем повысить уровень
допустимой температуры до 160—180° С.
При проектировании новых тепловозов и модернизации суще¬
ствующих следует обращать внимание на тип выбираемого двигателя.
Для тепловозного холодильника предпочтительным является двига¬
тель с меньшим удельным расходом топлива и наддувочного воздуха.
Ниже приведен удельный расход топлива и количество тепла, отво¬
димого от тепловозных двигателей — двухтактного 1 ОД 100 и четы¬
рехтактного Д70 одинаковой мощности 3000 л. с. (по данным тепло¬
возостроительного завода им. В. А. Малышева).
Из приведенных данных видно, что двигатель Д70 имеет суще¬
ственное преимущество по количеству тепла, отводимого в масло,
воду и наддувочный воздух. В этом двигателе по сравнению с двига¬
телем 1 ОД 100 отводится меньше тепла в масло на 27,5%, в воду —
на 21,5% и наддувочный воздух — на 28%.. Снижение количества
тепла, отводимого маслом, в двигателе Д70 по сравнению с дви¬
гателем 1 ОД 100 объясняется менее интенсивным охлаждением порш¬
ней и меньшей поверхностью камеры сгорания. Снижение количе¬
ства тепла, отводимого водой, объясняется более высоким эффек¬
тивным к. п. д. двигателя Д70, а также применением четырехтактного
цикла.
Количество тепла, отводимого от наддувочного воздуха в двига¬
теле Д70, меньше по сравнению с двигателем 1 ОД 100, так как
у первого расход воздуха составляет 3,82 кг/сек, а у второго —
6,6 кг/сек.
Поэтому если рассматривать применение двух- и четырехтактных
двигателей с точки зрения размеров холодильника, то предпочтение
надо отдать четырехтактным тепловозным двигателям. Следует
при этом иметь в виду, что сравнивать можно двигатели одного
уровня технического совершенства.
Тепло, отводимое от тепловозных двигателей
Двигатель 				10Д109	Д70
Удельный эффектный расход топлива в г)э.л.с.-ч 160—165 145—155
Отведенное тепло в ккал/ч:
в воду,
в масло
от наддувочного воздуха
565-103	450-103
434•103	315.103
313-103	226-103
14

§ 2. СХЕМЫ ОХЛАЖДАЮЩИХ УСТРОЙСТВ
При всем многообразии конструкций охлаждающих устройств
па тепловозах они могут быть представлены двумя принципиальными
схемами — одноконтурной и двухконтурной.
Одноконтурной схемой охлаждения следует считать такую,,
в которой масло, вода и наддувочный воздух двигателя охлаждаются
непосредственно в соответствующих секциях холодильника без при¬
менения промежуточного теплоносителя. Двухконтурная система
предусматривает охлаждение масла и наддувочного воздуха не непо-
г\
I
мн
-ОН
вн
Фиг. 3. Одноконтурная схема охлаж¬
дающего устройства тепловозов
ТЭ1, ТЭ2:
Д ^ ■ двигатель; МН — масляный насос;
ПИ — подяной насос; ВС — водяные сек¬
ции; МС — масляные секции; РБ — рас¬
ширительный бачок. На этой и последую¬
щей схемах охлаждающих устройств те-
млополоп жирными линиями показан мас¬
ляный трубопровод, тонкими — водяной.
Фиг. 4. Одноконтурная схема охлаждаю¬
щего устройства тепловозов ТЭЗ, ТЭ7 ?
0600 А:
Д — двигатель; МН — масляный насос;
ВН — водяной насос; ВС, МС — водяные
и масляные секции.
средственно в секциях холодиль¬
ника, а при помощи теплообмен¬
ников с использованием промежуточного теплоносителя (воды).
Па фиг. 3 показана одноконтурная схема охлаждающего устрой¬
ства, осуществленная на тепловозах -ТЭ1 и ТЭ2. Так как тепло¬
выделение дизеля Д50, установленного на этих тепловозах, сравни¬
тельно невелико, то холодильник скомплектован из небольшого
количества водяных ВС и масляных МС секций. Все они размещены
и один ряд по боковым стенкам кузова. Благодаря такому располо¬
жению секции работают эффективно.
Выше уровня верхних коллекторов водяных секций и двигателя
расположен расширительный бак РБ, из которого пополняются
утечки воды и куда попадает выделяющийся воздух и пар.
На данной схеме, так же как и на последующих, водяной и мас¬
ляный трубопроводы показаны упрощенно, хотя в действительности
они выполнены с соответствующими разветвлениями в зависимости
от требуемых скоростей охлаждаемых жидкостей в секциях холо¬
дильника и необходимой арматурой (вентили, тройники,, клапаны
и т. д.).
Одноконтурная схема охлаждающего устройства (фиг. 4) приме¬
нена также на тепловозе ТЭЗ, самом распространенном в настоящее
15

Из дбигателя
В дбигатель
1
~Ж1
~1Г
-ж:
В дбигатель
фиг.
В воздухоохладитель]
Из дбигателя
5. Двухконтур«ая схема охлаждающего
устройства тепловоза ТЭ10:
время тепловозе локомотивного парка СССР, на тепловозе ТЭ7,
который .отличается от ТЭЗ только конструкционной скоростью,
на французских тепловозах мощностью 2000 л. с. серии 060ЭА
и многих других.
Для облегчения отвода тепла от масляных секций, менее эффек¬
тивных чем водяные, их располагают перед водяными по ходу воз¬
душного потока, создаваемого вентилятором. При таком расположе¬
нии секций второй ряд, т. е. небольшая часть масляных и все водя¬
ные секции, работает менее эффективно, так как охлаждающий воз¬
дух, пройдя первый ряд секций, нагревается. Температурный напор
второго рядд умень¬
шается по сравнению
с первым. Кроме этого,
такая компоновка соз¬
дает большие затрудне¬
ния в зимних условиях,
когда масло в первом
ряду переохлаждается
и даже замерзает. При
такой компоновке сек¬
ций холодильника нет
возможности раздельно
регулировать темпера¬
туру воды и масла дви¬
гателя открытием или
закрытием жалюзи. По¬
этому в условиях разно¬
образного и сурового
климата СССР следует избегать применения указанной схемы.
Для осуществления раздельного регулирования температуры в сек¬
циях, что обязательно для современных тепловозов, масляные и водя¬
ные секции надо устанавливать не смешанными, а отдельными груп¬
пами по фронту холодильника.
На приведенной схеме, а также на последующих условно не пока¬
зан расширительный бачок, но он является обязательным устройством
для всех водяных систем тепловозов.
Примером холодильника, выполненного по двухконтурной схеме,
может служить холодильник тепловоза ТЭ10, на котором уста¬
новлен двухтактный двигатель 9Д100. Холодильник этого тепло¬
воза обслуживается двумя вентиляторами диаметрами 1800 и 1000 мм,
каждый из которых размещен в отдельной шахте (фиг. 5). Принцип
охлаждения масла и воды двигателя не отличается от их,охлажде¬
ния в холодильнике тепловоза ТЭЗ. Схеме охлаждения тепловоза
ТЭ10 присущи те же недостатки, что и схеме охлаждения тепло¬
воза ТЭЗ.
Принцип двухконтурности здесь воплощен в охлаждении на¬
ружным воздухом воды (в водяных секциях ВСЯ), охлаждающей
воздух в холодильнике наддувочного воздуха двигателя. Водяных
16
мс ■
масляные секции; ВС
водяные секции;
ВСН — водяные секции наддувочного воздуха.

секций-ВС# на тепловозе десять, они расположены по 5 шт. с каждой
стороны холодильника в первом ряду.
Другим примером двухконтурной схемы является холодильник
тепловоза ТЭ50 (фиг. 6). В отличие от рассмотренных выше схем
на тепловозе ТЭ50 применена двухконтурная схема охлаждения
масла и наддувочного воздуха. Масло здесь охлаждается не в воз¬
душных секциях, а в водо-масляном трубчатом теплообменнике.
Перед теплообменником установлен терморегулятор. При высо¬
кой температуре масла терморегулятор пропускает масло в тепло¬
обменник для охлаждения. При температуре масла ниже установ¬
ленного предела оно не поступает в теплообменник, а возвращается
в двигатель.
Отс у тот в и е	масло-
воздушиых секций в да н¬
ной схеме является по¬
ложительным фактором
в эксплуатации тепло¬
воза зимой, так как не
приходится опасаться
замерзания масла в сек¬
циях и выхода их из
строя. Система охлажде¬
ния работает вполне на¬
дежно.
На опытных пасса¬
жирских тепловозах
ТЭП60 № 0001—0008
с двигателем Д45 мощностью 3000 л. с. масло охлаждается
в секциях с турбулизацией потока, а вода — в секциях такого же
типа, как и на тепловозе ТЭЗ (фиг. 7). Секции расположены в двух
шахтах, обслуживаемых вентиляторами диаметром 1600 мм; они
установлены в один ряд по глубине фронта. Наддувочный воздух
двигателя охлаждается по двухконтурному принципу.
В крыше тепловоза над двигателем установлены десять водяных
секций, таких же как и на тепловозе ТЭЗ. Эта группа секций имеет
свой вентилятор диаметром 1200 мм с механическим приводом
от двигателя, жалюзи и привод к ним. Между воздухоохладителем,
расположенным на двигателе, и водяными секциями ВСН циркули¬
рует вода, подаваемая центробежным насосом.
Достоинство этой схемы заключается в эффективной работе
всех трех групп секций, которые расположены в один ряд, а также
в- возможности раздельного регулирования температур в каждой
группе. Вся система охлаждения обслуживается тремя насосами:
двумя водяными и одним масляным.
С тепловоза ТЭП60 № 0009 введено охлаждение масла двигателя
в водо-масляном теплообменнике. Размеры охлаждающего устройства
при этом не изменились. Однако если в предыдущей схеме охлаждение
воды холодильника наддувочного воздуха осуществлялось в само¬
2 Малинов 1068	,	17
Фиг. 6. Двухконтурная схема охлаждающего
устройства тепловоза ТЭ50:
ВС — водяные секции; ВС (ЯиМ) — водяные секции
наддувочного воздуха и масляного теплообменника;
Д — двигатель; ВО — воздухоохладитель; ВМ Т — водо-
масляный теплообменник; Т —терморегулятор.

стоятельной группе, состоящей из десяти секций, расположенных
в крыше, то в данной схеме (фиг. 8) эта группа включена в общий
круг циркуляции с секциями для охлаждения воды масляного тепло-
Фиг. 7. Двухконтурная схема охлаждающего устройства
тепловозов ТЭП60 М 0001—0008:
Д — двигатель; МН — масляный насос; ВН — водяной насос;
ВС — водяные секции МС —масляные секции; ВО — воздухо¬
охладитель; ВСН — водяные секции наддувочного воздуха.
Говоря о достоинствах двухконтурной системы охлаждения масла
двигателя, а также и масла гидропередачи (на тепловозах с гидро¬
передачей), следует иметь в виду следующее. Охлаждение масла водой
вен
мм мм	вн	.
фиг. 8. Двухконтурная схема охлаждающего устройства
тепловозов ТЭП60 с № 0009:
ВС — водяные секции; ВМ Т — водо-масляный теплообменник;
ВСН — водяные секции наддувочного воздуха; ВО— воздухо¬
охладитель; Д — двигатель; МН и ВН — масляный
и водяной насосы.
обеспечивает устойчивость температуры масла независимо от темпе¬
ратуры наружного воздуха. Это особенно важно для маневровых
локомотивов, у которых многократно и резко изменяется нагрузоч¬
ный 'режим двигателя.
18

Охлаждающие устройства с водо-масляными теплообменниками
компактны и отличаются простотой регулирования, так как практи¬
чески регулировке подлежит только температура воды.
Охлаждающие устройства тепловозов с гидромеханической пере¬
дачей оборудуются по двухконтурной схеме. В качестве примера
рассмотрим тепловоз V 200 мощностью 2200 л. с. Этот тепловоз
имеет две силовые установки мощностью 1100 л. с. Каждая силовая
установка состоит из двенадцатицилиндрового двигателя «Майбах»
Фиг. 9. Схема водяного охлаждения силовой установки 1100 л. с. с гидравлической
передачей на тепловозе V 200:
/ — двигатель; 2 — теплообменник для охлаждения масла гидропередачи; 3 — сдвоенный
насос водяного охлаждения; 4 — центробеленый насос; 5— обратный клапан; 6— теплообмен¬
ник системы подогрева; 7 — водяные секции; 8 — расширительные бачки; 9 — выпускные
воздушные клапаны; 10 — наполнительный трубопровод; 11— уравнительный трубопровод
12 — теплообменник для охлаждения масла двигателя; 13 — перепускная труба.
и гидромеханической коробки передач, которые обслуживаются охла¬
ждающим устройством, выделенным в самостоятельную группу
(фиг. 9).
От сдвоенных насосов 3 большая часть охлаждающей воды
подается через теплообменник 2 для масла гидропередачи к дви¬
гателю 1. Меньшая часть воды поступает в теплообменник 12 для
охлаждения масла двигателя. Обе части водяного потока соединяются
за двигателем в один поток, который поступает к верхним коллекто¬
рам водяных секций 7 холодильника. Охлажденная вода вновь
возвращается к насосам.
Благодаря тому, что теплообменник масла двигателя включен
в систему охлаждения воды двигателя, удалось отказаться от отдель¬
ной системы для охлаждения масла двигателя и значительно упро¬
стить систему охлаждения, сделав ее в то же время более эффектив¬
ной. Это стало возможным в связи с тем, что поставщик двигателей
«Майбах» счел возможным повысить допускаемый предел темпера¬
туры масла в системе охлаждения двигателя.
2*	19

Заканчивая рассмотрение схем охлаждающих устройств, сле¬
дует остановиться на схеме тепловозов ТЭ2 повышенной мощности,
выпущенных Харьковским заводом транспортного машиностроения
имени В. А. Малышева в 1952—1954 гг. [14]. Системы охлаждения
воды и масла на этих тепловозах не отличаются от систем серий¬
ных тепловозов ТЭ2. Особенностью конструкции является охлажде¬
ние наддувочного воздуха двигателя Д50 непосредственно атмос¬
ферным воздухом. Эта система разработана А. Э. Симеоном
и Ф. Г. Гринсбергом; по принятой классификации ее следует отнести
к одноконтурной, так как наддувочный воздух охлаждается непо¬
средственно атмосферным за счет использования энергии отрабо¬
тавших газов в эжекционном устройстве.
Циркуляция охлаждающих жидкостей в системах охлаждения
осуществляется при помощи водяных и масляных насосов. Так как
давление в водяной системе, как правило, не превышает 2—3 ату
а расход воды требуется значительный, то для обслуживания водяной
системы устанавливаются центробежные насосы. Циркуляция масла
в системе охлаждения осуществляется шестеренчатыми насосами.
В табл. 2 приведена характеристика насосов некоторых тепло¬
возных двигателей.
Таблица 2
Параметры
Двигатели
Д50
2Д100
9Д100
юдюо
Д45
Водяной насос системы охлаждения
воды двигателя:
производительность в м3/ч . . . . .
73,5
100
150
150
100
развиваемый напор в кГ/см2 . . . .
2,1
1,8
1 2,5
—
3
Водяной насос системы охлаждения
наддувочного воздуха:
90
90
100
производительность в м3/ч
—
—
развиваемый напор в кГ/см2
—
’ —

—
3
Масляный насос:
производительность в м3/ч
18,4
95
120
120
80
развиваемый напор в кГ/см2 ....
5,3
5
5
5
6

ГЛАВА II
ТЕПЛООБМЕННЫЕ АППАРАТЫ
§ 3. ОПТИМАЛЬНАЯ КОМПОНОВКА РАДИАТОРОВ
Теплообменные аппараты, применяемые в локомотивостроении,
по характеру работы являются рекуперативными, т. е. теплоноси¬
тели в них протекают одновременно и постоянно омывают разделяю¬
щую их стенку, через которую тепло передается от одной жидкости
к другой. Они имеют в основе конструкции такие элементы, как
плоские ребра и трубки обтекаемого профиля.
Конвективный перенос тепла, неразрывно связанный с перемеще¬
нием самой среды, зависит от режима течения, формы и размеров
омываемых поверхностей, физических свойств жидкости и ряда
других факторов.
В рассматриваемых нами теплообменниках движение теплоноси¬
телей возникает под действием посторонних возбудителей, напри¬
мер, насосов или вентиляторов. При малых скоростях течения жид¬
кости в плоских трубках или каналах, образованных ребрами радиа¬
тора, наблюдается ламинарный режим движения. Увеличение ско-
трости приводит к перемешиванию жидкости, в результате чего
наступает турбулентный режим течения. Переход ламинарного
течения в турбулентное происходит при критическом значении без¬
размерного комплекса числа Рейнольдса:
где V — скорость течения жидкости в м/сек;
йэ — эквивалентный диаметр канала в м\
V	— кинематическая вязкость жидкости в м2/сек.
Критическое значение числа Ке^ для различных жидкостей
и каналов различно. Оно' позволяет опеределить критическую ско¬
рость движения любой жидкости для любого диаметра трубы:
Специальные исследования показали, что характерным призна¬
ком перехода от ламинарного режима к турбулентному является
21
(8)
V	= Ке,,_ ~4- ж 2300 м/сек.
(9)

внезапное резкое увеличение толщины пограничного слоя и касатель¬
ного напряжения на стенке [16]. Условием наступления турбулент¬
ности в этом случае будет
>3,2- ГО6,
где х — длина участка с увеличенной толщиной пограничного
слоя в м.
По Блаузиусу существует определенная связь между числом Ке*,
о	^
подсчитанным для длины х, и числом Ке6 = подсчитанным
для толщины пограничного слоя:
Кеб = 5УЩ,.	(Ю)
Следовательно, при течении потока, например, вдоль пластины
критическое число Рейнольдса соответствует
Ке/фб ж 2800.
Это важно знать при рассмотрении вопросов обтекания пластин
и плоских труб.
В начальном участке канала (участок стабилизации) харак¬
тер движения и распределение скорости жидкости претерпевают
значительные изменения. Это явление существенно влияет на про¬
цесс теплоотдачи. Поэтому в расчетах всегда необходимо учитывать
влияние участка стабилизации потока' Длина участка гидродинами¬
ческой стабилизации для ламинарного режима может быть принята
•равной
х - 0,03йЯе.	(11)
При турбулентном течении потока длина начального участка
значительно короче; по измерениям И. Никурадзе она составляет
25—40 диаметров трубы.
В практике используют естественную и искусственную турбу¬
лентность. Последняя вызывается искусственно различного рода
турбулизирующими решеткам^ и другими источниками. Непосред¬
ственно измерить такую турбулентность невозможно. О ней, как
правило, судят по гидравлическому сопротивлению и теплоотдаче.
Рассмотренные закономерности справедливы только для изо¬
термического движения. При наличии теплообмена вследствие изме¬
нения температуры жидкости как по сечению, так и по длине канала
происходит изменение вязкости, а следовательно, и профиля скорост¬
ного поля. Кроме того, неодинаковая температура является причиной
возникновения подъемной силы и естественной конвекции, что также
влияет на распределение профиля скоростей и гидравлическое сопро¬
тивление.
Аналогично гидродинамической стабилизации при наличии тепло¬
обмена происходит тепловая стабилизация. Она обусловливается
22

относительно низким коэффициентом теплопроводности жидкости
и выравниванием температурного поля. По мере продвижения жид¬
кости вдоль канала и ее прогрева температурный градиент убывает
значительно быстрее, чем температурный напор, чем и обусловли¬
вается резкое падение коэффициента теплоотдачи. Если обозначить
отношение толщины теплового пограничного слоя 8^ к толщине
гидравлического пограничного слоя б через -ф, то
1
^РГ
(12)
где Рг — критерий Прандтля.
Для вязких жидкостей (например, масел) обычно Рг > 1000.
В этом случае толщина пограничного слоя составляет 1/106. Для
газов Рг < 1, и поэтому ^>1. Учи¬
тывая, что для газов Ргт1п ж 0,6,
будем иметь г|) ж 1,18.
Использование обычных уравне¬
ний теплового баланса дает зави¬
симость для локального значения
коэффициента теплоотдачи [21 ]
0,331^-^РгХ
X ]/ккал/м2ч °С (13)
или в безразмерной форме
ахх
=	0,331	у	Рг	-	(14)
-х-Хст-
Фиг. 10. Изменение коэффициента
теплоотдачи по длине трубы.
Как видно из графика (фиг. 10), коэффициент теплоотдачи у края
пластины (канала) бесконечно большой; его уменьшение происходит
с увеличением х.
При расчете теплообменников обычно важно знать среднее зна¬
чение коэффициента теплообмена:
ат — — [ айх = — Г — = 2 —
т X }	X	}	X	X	у
2—7=
]А х
2а,.
(15)
где С — коэффициент, включающий в себя все величины, не зави-
сящие от л;. Таким образом, среднее значение коэффициента
теплообмена равно удвоенному значению локального коэф¬
фициента теплообмена в конечном сечении.
Поперечное омывание труб потоком жидкости имеет ряд особен¬
ностей. Условия омывания передней и задней кромок плоской трубы
различны. У задней кромки происходит отрыв струи от поверхности.
При течении потока, начиная от лобовой образующей, давление
падает и достигает минимума.
23

Давление со стороны задней (кормовой) половины трубы меньше,
чем с фронтовой. Этим объясняется возникновение силы сопро¬
тивления движению, называемой обычно сопротивлением формы.
Кроме этого, имеется еще и сопротивление трения как результат
напряжений сдвига, действующих у поверхности. Обтекаемые трубки
имеют минимальное сопротивление формы.
. При омывании потоком пучка труб движение частиц, подобное,
рассмотренному, наблюдается только в первом ряду. Далее картина
меняется, что объясняется влиянием соседних труб.
От относительного расположения труб в пучке всецело зависит
характер омывания труб. Омываиие первого ряда обычно ничем
не отличается от омывания одиночной трубы при любом расположе¬
нии труб в пучке. Начиная со второго ряда, в коридорных пучках
все трубки находятся в вихревой зоне, образованной стоящими впе¬
реди трубками. Между трубками получается относительно слабое
перемешивание жидкости. Кормовая и лобовая части трубок в пучке
омываются менее интенсивно, чем у одиночной трубы. При шах¬
матном расположении трубок характер омывания любой из них
почти не отличается от характера омывания трубок первого ряда.
Теплоотдача первого ряда для каждого пучка различна, она опре¬
деляется начальной турбулентностью потока. Теплоотдача последую¬
щих рядов увеличивается. Если теплоотдачу третьего ряда принять
за 100%, то в шахматных и коридорных пучках теплоотдача первого
ряда составит всего около 60%, а второго ряда в коридорных при¬
мерно 90% и шахматных около 70%. После третьего ряда турбулент¬
ность потока стабилизируется.
В системах охлаждения с точки зрения сокращения поверхно¬
стей нагрева, веса металла (особенно цветных металлов) и стои¬
мости установки выгодно использовать поперечное обтекание пуч¬
ков, а не продольное, хотя гидравлическое сопротивление в этом
случае в несколько раз больше. При более тесном расположении
труб в рядах можно обеспечить данную теплоотдачу с одновременным
снижением мощности, затрачиваемой на просасывание жидкости.
Поэтому расстояние между трубками выгодно брать настолько малым,
насколько позволят производство теплообменников и уход за ними.
Поверхности локомотивных теплообменников в основном делают
ребристыми. Это объясняется большой разницей в коэффициентах
теплоотдачи используемых теплоносителей. В последнее время'
в теплообменниках для охлаждения масла и наддувочного воздуха
силовой установки стали использовать двустороннее оребрение,
которое позволяет резко снизить общее термическое сопротивление
и сократить габариты холодильников.
Одним из способов снижения термического сопротивления и уве¬
личения эффективности теплообменников является повышение ско¬
ростей течения теплоносителей и искусственная турублизация
потоков жидкостей.. При этом турбулизирующие (перемешивающие)
элементы, которые обычно делают металлическими, выполняют
также роль оребряющей поверхности.
24

Все вопросы по интенсификации теплообмена сводятся обычна
к одному—снижению общего термического сопротивления тепло¬
передачи. Для решения этого вопроса необходимо знание всех вели¬
чин, характеризующих коэффициент теплопередачи. В некоторых
случаях (например, при охлаждении воды воздухом), когда суще¬
ствует большая разница в коэффициентах теплоотдачи (ав = 4000ч-
“5000 ккал/м*-ч° С, авз = 80	150	ккал/м2 ч ° С), требуется на¬
столько большая степень оребрения, что возникает вопрос, как
увязать степень оребрения с глубиной теплообменника. При этом:
следует учитывать заданную теплорассеивающую способность, мощ¬
ность, затрачиваемую на перемещение теплоносителя, и вес теплооб¬
менника, так как эти факторы определяют оптимальную степень
оребрения. Более подробно об этом сказано при рассмотрении кон¬
струкции теплообменников. Рассмотрим влияние отдельных факторов
на эффективность теплообменника.
Теплопередача. В теплообменниках одновременно происходят
процессы теплоотдачи, теплопроводности и излучения. В условиях,
работы теплообменников рассматриваемого типа процессом излу- .
чения пренебрегают. Основными процессами считаются теплообмен
между стенкой и омывающей ее жидкостью и теплопроводность через-
стенку.
Для определения коэффициента теплопередачи необходимо знать
геометрические размеры теплопередающей стенки, ее коэффициент-
теплопроводности и коэффициенты теплоотдачи. При анализе влия¬
ния отдельных факторов на процесс теплопередачи часто пользуются
не коэффициентом теплопередачи, а величиной, обратной ему —
термическим сопротивлением теплопередачи.
В водо- и масло-воздушных радиаторах для уменьшения тер¬
мического сопротивления со стороны воздуха используется ореб-
рение. Коэффициент теплопередачи при этом приобретает вид
к, = '	!_			(16)
1,6,1 Р± '
ах 1 X	Р 2
если он отнесен к гладкой поверхности;
*	1	. (17)
Р1	X Р\ а2
если он отнесен к оребренной поверхности,
где аг и а2 — соответственно коэффициенты теплоотдачи от глад¬
кой поверхности к жидкости и, от оребренной:
поверхности к воздуху в ккал/м2 ч ° С;
Р1 и72 — соответственно гладкая и оребренная поверхности
теплообмена в ж2;
Р
~—коэффициент оребрения;
Я — коэффициент теплопроводности стенки в ккал/м ч °С:
6 — толщина стенки в м.
25

Коэффициенты теплоотдачи, входящие в уравнения (16) и (17),
обычно определяются экспериментом и выражаются в критериальном
виде на основе теории подобия, которая по существу является тео¬
рией эксперимента.
Теория подобия основана на использовании величин, называемых
критериями подобия, которые имеют одинаковые числовые значения
для всех подобных между собой явлений.
Тепловое подобие, например, определяет условия, при которых
геометрически и гидромеханически подобные системы подобны
и в тепловом отношении. Условие тождественности основных диф¬
ференциальных уравнений позволяет получить для теплового подобия
следующие комплексы физических характеристик
критерий Фурье
ах
критерий Пекле
к р итер и й Н уссел ьта
критерий Г расгофа
м“ = т
Ог_Р-§-«.
Здесь: а — коэффициент температуропроводности в м2/ч;
х — время в сек или в ч\
I — характерный размер длины в м.;
V	— скорость в м/сек;
а — коэффициент теплоотдачи в ккал/м2 ч ° С;
% — коэффициент теплопроводности в ккал/мч ° С;
V	— коэффициент' кинематической вязкости в м2/сек или
м2/ч\.
Р — коэффициент объемного расширения в ° С;
Ы — разность температуры жидкости в ° С.
Обычно коэффициент теплоотдачи и гидравлическое сопротивле¬
ние определяют экспериментально. Критериальное уравнение для
коэффициента теплоотдачи в случае конвективного теплообмена
представляется в виде зависимости
N11 = / (Ро, Ке, Рг, Ог).	(18)
Общий вид критериального уравнения в каждом конкретном
случае может быть упрощен. Стационарное движение жидкости
характеризуется отсутствием критерия Ро. Для вынужденного дви¬
26

жения характерно пренебрежимо малое влияние свободного движе¬
ния — выпадает критерий Ог. При свободном движении, наоборот,
выпадает критерий Ке. Применительно к газам одинаковой атом¬
ности с одинаковым и постоянным критерием Прандтля Рг последний
можно не вводить.
Часто для учета линейных размеров твердого тела используют
Ь
в критериальных уравнениях так называемый симплекс —г
Ьо
отношение его линейных размеров, характеризующих условие гео¬
метрического подобия (например, отношение диаметра трубы к ее
длине . В этом случае критериальное уравнение для коэффициента
теплоотдачи принимает вид
Ыи = 1 (Ог, Ре, Рг, Ро,	.	-	(19)
При гидродинамическом подобии определяющим критерием
является критерий Эйлера:
где Ар — перепад давления в кГ/м2\
(> — плотность жидкости в кГ-сек2!м^.
При обработке данных эксперимента очень важно правильно
выбрать определяющую температуру. Под определяющей темпера¬
турой понимается та, по которой производят усреднение физических
параметров теплоносителей. Эта температура в технических рас¬
четах задается или легко определяется. При вынужденном движении
жидкости в каналах при продольном и поперечном омывании пучков
труб за такую температуру обычно принимается средняя температура
жидкости. При этом влияние изменения значений физических пара¬
метров в пограничном слое учитывается специальным членом —
отношением критериев Прандтля:
/ РГ/ \ 0,25
\ Р^ст /
где Рг^ и Ргш — критерии Прандтля соответственно для средней
температуры жидкости и температуры поверхности стенки.
Приведенные выше рассуждения относятся и к выбору опреде¬
ляющего размера, т. е. такого размера, по которому производится
обработка опытных данных. При течении жидкости в канале за такой
размер целесообразно принимать эквивалентный диаметр
где / — площадь сечения канала в м2;
П —• периметр сечения в м.
27

При поперечном отбекании неоребренных труб за определяющий
размер принимают даиметр трубы или, в случае сложного профиля
сечения трубы, осевой размер (например, ширину сечения профиля).
При обтекании пучков оребренных труб определяющим размером
может служить диаметр трубы, расстояние между соседними трубами
или соседними ребрами.
Мы рассмотрели основное выражение для коэффициента тепло¬
передачи. Другой основной величиной, определяющей теплорассеи¬
вающую способность секции, является температурный напор. В прак¬
тике локомотивостроения чаще всего применяются теплообменники
с перекрестным током теплоносителей (фиг. 11), для которых обычно
температурный напор определяется согласно решению Нуссельта
введением поправочного коэффициента е0 = / (Р, К) в выражение
среднелогарифмического температур¬
ного напора для противотока:
■'прот
2,3 1б
Зависимость
основных схем
фиг. 12.
9 - / (Р, К)
представлена
(20)
для
на
Фиг. 11. Теплопередача
перекрестном токе.
при
Р
и
■ 1с,
К
где и и и — температуры горячего теплоносителя соответственно
при входе в теплообменник и при выходе из него в °С;
/2 и — то же, для холодного теплоносителя в ° С.
Часто в практических расчетах используют среднеарифмети¬
ческое значение температурного напора
0,
арифм
*2+ *2 °С.
(21)
Для сравнительно небольших изменений температур теплоно¬
сителей, когда д ^ ]> 0,5, А 1б и А1М — соответственно больший
б >
и меньший температурные напоры теплоносителей, среднеарифме¬
тическое значение напора &арифм близко к среднелогарифмическому
®лог (несовпадение меньше 4%). Более просто среднелогарифми*
ческий температурный напор по среднеарифметическому можно
определить из отношения этих напоров
28
®лог __ 8
® а рифм

Для прямотока и противотока е зависит только от отношения тем¬
пературных напоров-^—-; величина е определяется по табл. 3;
для перекрестного тока 8 зависит еще и от отношения водяных экви*
о	^
валентов теплоносителейзначения е для перекрестного тока
V/ 2
даны в табл. 4.
Фиг. 12. Поправочные коэффициенты для определения сред¬
него температурного напора:
а — в условиях перекрестного потока греющей и нагреваемой среды;
б — в условиях перекрестного потока с двумя ходами нагреваемой
среды; в — в условиях перекрестного потока с тремя ходами нагре¬
ваемой среды.
В приведенном отношении
= 02ср2 — водяной эквивалент холодного теплоносителя
в ккал/ч° С;
== 01ср1 — водяной эквивалент горячего теплоносителя
в ккал!ч° С;
01	и 02 — расходы соответственно горячего и холодного тепло¬
носителей в кг/ч;
сР1 и ср2 — теплоемкость соответственно горячего и холодного
теплоносителей в ккал/кг° С.
При проектировании, теплообменников новых типов рассчиты¬
вают обычно поверхность охлаждения, но если она известна, то рас-
29

Таблица 3
мб
ыб
А*б
мб
8
8
8
8
1,0
1,000
2,0
0,962
3,0
0,910
6,0
0Г79§
1,2
0,998
2,2
0,952
3,5
0,889
7,0
0,770
1,4
0,991
2,4
0,942.
4,0
0,867
8,0
0,748
1,6
0,981
2,6
0,928
4,5
0,846
9,0
0,729
1,8
0,971
2,8
0,918
5,0
0,829
10,0
0,710
Таблица 4
Отношения
А'ж
А*б
Значения 8
Отношения
мб
Значения е
Отношения1
Отношения1 :
И/ 1
0 1
0,2
0,5
1,0
0
0,2
0,5
1,0
0,9
0,998
0,998
0,998
0,998
0
0,762
0,874
0,912
0,8
0,993
0,993
0,993
0,993
—0,1
—
0,630
0,819
0,876
0,7
0,986
0,987
0,988
0,989
—0,2
__
—
0,750
0,835
0,6
0,978
0,981
0,982
0,983
—0,3
—
—
0,632
0,766
0,5
0,962
0,971
0,977
0,978
—0,4
—
■ , —
0,519
0,710
0,4
0,939
0,958
0,968
0,974
—0,5
—
. —
—
0,618
0,3
0,902
0,936
0,945
0,961
—0,6
—
—
—
0,500
0,2
0,836
0,902
0,935
0,948
—0,7
—
— .
—
0,380
'0,1-
0,707
0,848
0,913
0,933
—0,8
—
—
—
0,220
1 Значения таблицы справедливы также для отнршений
УУг
V?! -
четом устанавливают режимы течения теплоносителей и "определяют
их конечную температуру.
При условии изменения разности температур теплоносителей
по логарифмическому закону и при постоянстве расходов и тепло¬
емкостей жидкостей конечная температура определяется:
для противотока
/; = и + (*; - и) е~ ^КР °с;	(22)
для прямотока
и=мл	,	(23)
где е — основание натурального логарифма.
При создании новых конструкций теплообменников основной
задачей их стендовых и эксплуатационных испытаний обычна
является определение коэффициентов теплопередачи. Для упрощения
расчетов при обработке опытных данных часто используется средне-
.30

арифметическое значение температурного напора вместо средне¬
логарифмического, что приводит к искусственному занижению'
коэффициентов теплопередачи. При использовании этих коэффициен¬
тов теплопередачи в дальнейшем в расчетах следует обязательно
принимать среднеарифметический напор. В таком случае ошибка
в расчет не вводится. Подобная обработка результатов эксперимента
упрощает основные зависимости, используемые в расчетах. Выраже¬
ние для количества передаваемого тепла принимает вид
С} = —^	1—— 	^— ккал/ч.	(24)
Т<7 + '
Использование формулы (24) и формул теплового баланса позво¬
ляет легко определить конечные температуры теплоносителей:
/;=<;—1^0;	<25)
б = 4+-|г”С.	-	(26)
Как уже говорилось выше, использование среднеарифметического
напора вместо среднелогарифмического только в сравнительно узком:
интервале изменения позволяет получить удовлетворительные
результаты. При изменении же-^-от 1 до 10 превышение сред-
неарифметического температурного напора над среднелогарифми¬
ческим достигнет примерно 40%. Е. Я. Соколов рекомендует в этом:
интервале-^- использовать среднеарифметический напор, опре¬
деляемый не по формуле (21), а по1 линейной зависимости
® = А*тах — аЫм — ЪЫбу •	(27)
где А/тах — максимальная разность температур теплоносителей
в °С;
б/б и —соответственно больший и меньший перепады тем¬
ператур теплоносителей в ° С;
а — коэффициент, зависящий от схемы движения тепло¬
носителей в теплообменниках;
Ь = 0,65 — постоянный коэффициент.
Значения коэффициента а для различных схем движения
теплоносителя
Противоток			 				0,35
Перекрестный ток;	теплоносители без	перемешивания	....	0,45
Перекрестный ток;	один теплоноситель перемешивается	. . .	0,5
Перекрестный ток;	оба теплоносителя	перемешиваются	....	0,55
Прямоток			0,65
31

При использовании формулы (27) основное уравнение тепло¬
обмена будет иметь вид
<2 = —у-—- - ——— ккал/ч,	(28)
Кр г0-"-'”Р7
где и Жм —: соответственно больший и меньший эквиваленты
теплоносителей в ккал/ч° С.
Оптимальные размеры ребер. Для любого ребристого теплооб¬
менника необходимо выбрать такие ребра, которые обеспечили бы
максимальную эффективность охлаждения (нагревания), минималь¬
ные вес и размеры, минимальное сопротивление потоку омываемой
жидкости, достаточную прочность, мини¬
мальную стоимость материала и техноло¬
гичность конструкции.
, Один из основных вопросов, связанных
с оребрением поверхности, — выяснение
условий выгодности применения ребер.
Оребрение выгодно лишь в том случае,
когда оно увеличивает тепловой поток че¬
рез теплопередающую стенку. В некоторых
случаях соотношение между элементами
термических сопротивлений таково, что
применение оребрения оказывается невы¬
годным. Например, для прямого ребра
прямоугольного профиля {фиг. 13) оптимальное значение числа
Нуссельта
№„=(^)	=1.	(29)
\ Л ■■ / опт
Из этого выражения следует, что при N11 > 1 оребрение полезно,
а при Ни <С 1 оно вызовет тепловую изоляцию. Иначе говоря, ореб¬
рение выгодно тогда, когда коэффициент теплоотдачи ребра не пре¬
вышает коэффициента внутренней проводимости:
.	(зо)
Выражение (29) показывает, что прямоугольные ребра выгодны
при поверхностном теплообмене с газами (при небольшом а), менее
выгодны при вынужденном конвективном теплообмене с жидкостями
(при а более высоком, чем для теплообмена с газами), а их приме¬
нение для конденсационных поверхностей не имеет никакого смысла
(при очень большом а).
Рассмотрим основной оценочный показатель оребренной поверх¬
ности — эффективность оребрения. Под эффективностью оребрения
следует понимать отношение полного количества тепла, рассеиваемого
ребром, к теплу, которое рассеивалось бы им в случае, если вся
поверхность ребра имела температуру стенки 1спг
32
«Фиг. 13. Прямоугольное

Таким образом, 100%-ной эффективности ребра можно достиг¬
нуть при условии, когда средняя температура ребра равна темпера¬
туре стенки. Когда же средняя температура ребра равна темпера¬
туре окружающей жидкости или газа, эффективность ребра равна
нулю. Если обозначить тепловую эффективность оребрения через Е,
то для прямого ребра
Е = ^—Щкпр,	(31)
Р ^Пр
где р = упараметр ребра;
й,
'Пр
приведенная высота ребра;
кпр = й + б. г/о
Если ввести значение пло¬
щади поперечного сечения ребра
(р == 26Нпр9 то формула (31) при¬
мет вид
1
Ог У 2|,
(32)
где
т^Ут,
Фиг. 14. Эффективность четырех * прямых
ребер с одинаковой высотой и площадью
Жг" ^1Л
сечения/р
Если, например, \ == 1, то
Е = 63% (фиг. 14). Увеличение
коэффициента теплопроводно¬
сти ребра вдвое, влияющее на I,
повысит эффективность оребре¬
ния до 76%.
Таким образом, применение для оребрения металла более высо¬
кой теплопроводности равносильно увеличению площади теплоотдачи
оребренной поверхности. В свою очередь, уменьшение высоты ребра к,
увеличение его толщины б, снижение коэффициента теплоотдачи а
способствуют. повышению эффективности ребра Е.
Оптимальное значение толщины ребра б может быть получено
по формуле
4 кг	X
опт
(33)
где
Оптимальная высота ребра при этом будет
//	-■	(р
пр. опт од
^о опт
■3 Малинов 1068
(34)
33

В табл. 5 приведены основные зависимости, аналогичные рассмот¬
ренным, для прямых ребер прямоугольного, треугольного и парабо¬
лического типа, а на фиг. 14 для этих ребер даны зависимости эффек¬
тивности Е в функции параметра
Теплорассеивающая способность прямых ребер постоянной тол¬
щины определяется по формуле
у =	(/г	+	6),	(35)
где
/ - 261;
1г — температура среды в ° С.
Для расчета теплорассеивающей способности (2 прямых ребер
переменной толщины формулы сложны. Поэтому расчет производят,
фиг. 15. Вспомогательный график
для расчета ребер трапециевидного
и треугольного сечения
М(-Мг)]'
Фиг. 16. Вспомогательный график
для расчета круглых ребер постоян¬
ного сечения
[•-' (Ь *)] •
пользуясь вспомогательными кривыми (фиг. 15) и формулой (35).
В этом случае
<2 =
где
е' = '(тЫН-
Отношение -^-определяется по формуле
'б'г ■	1
д! “ с/г (/г + б) Р •
(36)
Основные зависимости для круглых ребер постоянной толщины
еще более сложны. В технических расчетах круглых ребер обычно
используются вспомогательные кривые, которые упрощают расчет,
сводя его к рассмотрению прямых ребер постоянной толщины.
В этом случае поправочный коэффициент г" для ф' принимается
по фиг. 16, а отношение определяется по формуле (36).
34

Таблица 5
Характеристика
оребрения
Схема
Оптимальные соотношения
Прямое ребро
треугольного
профиля
7
1
2*3
е = -1 йШ.
У0 и — функции Бесселя
нулевого и первого по¬
рядка;
« - (4,’“ ул.
& ■
_1р .
к = 2,619;
(р —	—	площадь	сечения
ребра
Прямое ребро
параболического
профиля
а)	Для профиля у & х2:
2
Е = -
1 + У1+~т?
7з
копт — 0,911; копгп — - ——
^юпт
б) Для профиля у & хх?2:
х '-V. [(-5-Гч] •
3*
35

Влияние сужения круглого ребра приближенно может быть
оценено при помощи кривых фиг. 15.
Анализ различных профилей ребер с точки зрения рассеивания
одинакового количества тепла показывает, что параболические'ребра
имеют наименьшее поперечное сечение. Для заданного <2 оптималь¬
ное прямоугольное ребро при изготовлении потребует почти на 51%
больше металла, а ребро треугольного профиля — на 4%, чем опти¬
мальное параболическое ребро. Вес ребра пропорционален удель¬
ному весу и обратно пропорционален коэффициенту теплопровод¬
ности материала, т. е.
Такая связь позволяет установить экономию в весе при замене
материала ребер. Объем материала растет пропорционально кубу
количества тепла <70, проводимого через основание ребра. Принимая
во внимание, что для увеличения теплового потока вдвое вместо двух
ребер той же величины потребовалось бы одно ребро в 8 раз боль¬
ших размеров, целесообразно делать ребра возможно мень¬
шими. Но расстояние между ребрами беспредельно уменьшать нельзя.
Существует предел, обусловленный допустимыми гидравлическими
сопротивлениями и изменениями коэффициента теплоотдачи, что
связано с взаимодействием пограничных слоев, имеющихся на по¬
верхности соседних ребер. При условии отсутствия всякого взаимо¬
действия пограничных слоев расстояние между ребрами должно быть -
вдвое больше толщины полностью развитого пограничного слоя,
т. е.
А к = 26тах.
Поскольку между наружными участками пограничных слоев
имеется взаимодействие (хотя и незначительное), минимально допус¬
тимое расстояние между ребрами можно принимать равным
Д/^1п;«(1,0 - 1,12) 6гаах.
Оптимальная глубина теплообменника. Коэффициент теплоот¬
дачи пучка неоребренных; трубок коридорного расположения по
многочисленным экспериментальным данным с увеличением глубины
возрастает до третьего ряда, а затем остается примерно постоянным..
При оребрении картина может несколько меняться. Дело в том, что
в этом случае вместе с изменением глубины радиатора должна ме¬
няться длина ребра по глубине при постоянной его высоте. Физи¬
ческая сторона явления легко раскрывается при рассмотрении
элементарного канала, который составляют два соседних ребра-
и ряды плоских трубок.
Если принять, что канал по длине гладкий и непрерывный, то
согласно ранее рассмотренным условиям участок гидродинамиче¬
ской и тепловой стабилизации (а они равны для воздуха, так как
Рг % 1,0) заметно влияет на величину теплоотдачи и аэродинами-
36

ческого сопротивления с изменением глубины радиатора или, что
то же самое, с изменением длины элементарного канала. С умень¬
шением относительной доли участка стабилизации коэффициент теп¬
лоотдачи должен стремиться к своему предельному значению ат1п,
а коэффициент сопротивления должен увеличиваться до своего пре¬
дельного значения ^тах.
Таким образом, интересующие нас величины будут функциями
длины канала и определят эффективность теплообменника. Однако
в действительности элементарный аэродинамический канал в радиа¬
торах рассматриваемых типов не непрерывный. Ряды плоских трубок
часто прерывают боковые стенки условного канала, что создает
существенную пульсацию потока и затрудняет его стабилизацию.
Поэтому характер изменения коэффициентов а и % для радиаторов
трубчато-пластинчатого и ленточного типов отличается от ука¬
занного выше и обычно устанавливается экспериментальным
путем.
Согласно гидродинамической теории теплообмена конвективный
теплообмен осуществляется переносом тепла частицами теплоноси¬
телей. Поэтому чем больше частиц будет соприкасаться с поверх¬
ностью, тем больше тепла получит жидкость, но в то же время она
потеряет большее количество движения. Рейнольдс и Прандтль полу¬
чили основную связь между коэффициентом теплоотдачи и коэффи¬
циентом сопротивления:
« = 4~ ЪрСрУ 81:,	(37)
где — коэффициент сопротивления радиатора;
51 — число Стентона.
По отношению к радиатору на основании зависимости (37) можно
сделать вывод, что чем больше сопротивление на единицу , глубины
радиатора, тем больше коэффициент теплопередачи. Но при этом
местные потери (лобовые и др.) не являются полностью полезными.
Повышение коэффициента сопротивления единицы глубины радиа¬
тора до некоторого предела обычно не вызывает увеличения расхода
мощности, затрачиваемой на просасывание теплоносителя, так как
с увеличением коэффициента сопротивления, а следовательно, уве¬
личением коэффициента теплопередачи (для определенной теплорас¬
сеивающей способности) требуются меньшие габариты радиатора.
Чтобы получить определенную теплорассеивающую способность
теплообменника, необходимо просасывать через него определенное
количество воздуха. При уменьшении глубины теплообменника
та же эффективность его может быть достигнута увеличением расхода
воздуха, а при увеличении глубины — уменьшением расхода. Пре¬
дельное уменьшение или увеличение глубины теплообменника при¬
водит к бесконечно большой затрате мощности в первом случае
за счет расхода воздуха, а во втором — за счет аэродинамического
сопротивления теплообменника. Это свидетельствует о существова¬
нии минимального значения расхода мощности, соответствующего
37

определенной глубине теплообменника, которая и будет оптимальной
с точки зрения затраты мощности на просасывание воздушного потока
или энергетического показателя рабочей поверхности. В тех же слу¬
чаях, когда основным требованием является минимальный вес тепло¬
обменника или минимальные затраты цветных металлов, от указан¬
ного выше оптимума обычно отклоняются, принимая во внимание
изменение весовых характеристик теплообменника с изменением
глубины и степени оребрения.
Вопрос оптимальной компоновки рабочей поверхности теплооб¬
менника может быть решен теоретически.
Мощность, затрачиваемая на просасывание воздушного потока
через секцию, обычно выражается в виде
" = <38>
где Ар — аэродинамическое сопротивление секции в кГ/м2\
V— расход воздуха через секцию в м6/сек\
<3 — эффективность радиатора в ккал/ч;
-у, ср — соответственно удельный вес в кг/м3 и теплоемкость воз¬
духа в ккал/кг0 С при его средней температуре;
Ы — перепад температур воздуха в секции в ° С;
V
АР = Со-^г V кГ/см2,	(39)
где — скорость воздуха в узком сечении радиатора в м/сек.
В уравнении (39)	—	общий	коэффициент	сопротивления	радиа¬
тора, состоящий из местных потерь входа и выхода %вх+вых и коэф¬
фициента сопротивления трения и местных потерь внутри пучка
для которых справедливо
Ьх+еых =С = СОПЗ*, & = уаг.
Уравнение (39) после преобразования принимает вид
*>-«? +И
где Рф —	фронтальное	сечение секции в ж2.
После	подстановки	значения Ар выражение (38) примет вид
N —	(С±МХ.	2!	Л с	(40)
160*4	(3600уСрб03 '	•	1 ’
Удобно рассматривать выражение для энергетического показа-
N
теля Е =-^-.которое получается из формулы (40):
Е = 150^.3600-	<»,)■	»/■	{41)
^	У	С + ^хкк ал/л.с.ч
38

С большой степенью точности можно считать в диапазоне рабочих
температур воздуха
В~А СТ17-	(42)
Выражение для температурного перепада по воздуху Ы опре¬
деляется решением системы уравнений
<7 = «взрвз (*ср ~ *ст) ккал/ч-,
<7 = Щсг] ({вь1х — (вх) ккал/ч,
(43)
выражающих процесс теплообмена в элементарном аэродинамическом
канале. В выражениях (43):
Кх и Кых — соответственно температура воздуха при входе в сек¬
цию и при выходе из нее в ° С;
авз—коэффициент	теплоотдачи от	стенки	к воздуху
в ккал/м2 ч° С;
Рвз—поверхность, омываемая воздухом, в ж2;
/--сечения для прохода воздуха в ж2;
Iст — температура	стенки канала в	° С;
1ср — средняя температура воздуха	в ° С.
При этом допускается, что температура стенки приблизительно
равна температуре жидкости.
Приравнивая правые части уравнений (43), получим
авых ^вх)	'	4э Цвых ' вх)	(АЛ.\
усрV -3600	3600	Ке	3600Р({ср — *ст)	4х-3600 (1ср — 1ст)*	'	*
где йэ — эквивалентный диаметр элементарного аэродинамического
канала в м\
х — глубина радиатора в м.
Из этого выражения после ряда преобразований получается зави¬
симость для температурного перепада
ы =		°.С,	(45)
Ь^- + 1
л;
где
пи	*	\	и	1800 г,
а = 2 (*ст — *«) и Ь = Рг;
Сх — коэффициент пропорциональности в критериальном выра-
жении
N11 = С1Кет.
Общее выражение для энергетического показателя
= В , ,	1-	.	(46)
( 4т + ! )'(С+^	(»4"ь'1К+м '
39

Если обозначить ——-г-		через г]), то, очевидно, /?тах
у> ~~~ + 1) (С-К*)
получится при условии 1]) = г|)т!п, т. е.
2=?4'41-1)-8(С + М-|=Д
После упрощения получим
хопт = Ьйв + ]/(М3)2 + 3 ~м,	(47)
где Х> — коэффициент потерь внутри радиатора, отнесенный к 1 м глу¬
бины.
Подобное выражение для числа рядов трубок в глубину радиатора
(при условии х ^ /2г, где /2 — шаг расположения иг — число рядов
трубок в глубину радйатора) имеет вид
2.„пт = ЪЧ, +	(&Ч)2 + 3 X Ь'а* ■	^48>
Здесь
Для учета затрат цветных металлов в радиаторе в подобном ана-
0
лизе следует пользоваться характеристикой—
Учитывая, что вес радиатора пропорционален числу рядов трубок
в глубину радиатора, получим
Сц. М = 8ц. мг кг,
гДе ёц. м — вес цветного металла сердцевины радиатора, приходя¬
щийся на 1 ряд, в кг.
В этом случае уравнение примет вид
гопт=^~	"4“ Тб" “Ь.		(^9)
Решение уравнений (48) и (49) проводится обычно методом после¬
довательного приближения. Сравнение выражений (48) и (49) пока¬
зывает, что учет затрат цветных металлов при оценке теплообмен¬
ника заметно влияет на оптимальную компоновку его рабочей поверх¬
ности. В приведенных зависимостях не учтено влияние сопротивле¬
ния шахты холодильника, что может быть сделано соответствующим
увеличением коэффициента сопротивления С.
Теоретические решения, несмотря на упрощающие предпосылки,
дают некоторое приближение к истинным результатам, но вместе
с тем требуют знания коэффициентов аэродинамического сопротивле¬
ния радиатора и теплоотдачи от рабочей поверхности к воздуху, кото-
40

рые обычно определяются экспериментально. Кроме того, в теорети¬
ческом анализе необходима экстраполяция коэффициента теплоот¬
дачи в исследуемой области скоростей воздушного потока для того,
чтобы критериальное выражение N11 = С1Кет имело т % 1. В силу
сказанного выше экспериментальные исследования вопросов опти¬
мальной компоновки радиаторов дают более правильное и надежное
решение.
Сопротивление воздушного тракта холодильника. Аэродинами¬
ческое сопротивление воздушного тракта является одной из опре¬
деляющих величии при анализе работы охлаждающего устройства
и выборе рациональных размеров его охлаждающих элементов (ра¬
диаторов).
Аэродинамическое сопротивление складывается из потерь в эле¬
ментах теплообменников и подводящих и отводящих системах тру¬
бопроводов
~п
Ар = 2	Др;,	(50)
1=1
где Ар1 — перепад давления на 1-м участке.
Основные потери давления должны приходиться обычно на эле¬
менты аппарата, составляющие поверхность теплообмена. Сопро¬
тивления делятся на сопротивления трения и местные сопротив¬
ления. Местные потери возникают в	местах нарушения	нормального
течения	потока	(отрыв	от	стенки,	вихреобразование,	вызванное
конфигурацией канала, разность скоростей и т. д.),
В расчетах сопротивление представляют в виде безразмерного
коэффициента сопротивления
С =	(51)
Ж* .
Величина ^ зависит от того, к какому сечению она приведена.
Пересчет на другое сечение производится по формуле
(52>
или, если уо = уг,
—	1
Суммарный коэффициент потерь
^ = Ътр + Сж*	(53)
Коэффициент сопротивления трения всего элемента обычно выра¬
жается через коэффициент трения единицы относительной длины
участка
и-ь-5-	(54)
41

Потери трения по длине канала постоянного поперечного сечения
вычисляются по формуле Дарси
=	=	/сГ/ж2.	•	(55)
При неизотермическом движении жидкости возникает потеря
давления на ускорение газа
ДЛ-2(4*-4*)-.^4у,	(56)
Здесь Т*— абсолютное значение средней температуры жидкости
в ° К.
Подъемная сила и равное ей сопро¬
тивление естественной тяги выражаются
соотношением
крс = ОУо — 7) А кГ/м2,	(57)
где 'Уо — удельный вес (плотность) хо¬
лодной жидкости, например,
окружающего воздуха, в кг/м'3;
у — удельный вес (плотность) на¬
гретой жидкости в кГ/м6;
Н — высота вертикального канала
в м.
При неизотермическом движении
коэффициент сопротивления опреде¬
ляется следующими зависимостями:
при ламинарном режиме
1
при турбулентном режиме
1=1РИтргГ-	<59>
Коэффициенты сопротивления резких сужений и расширений
зависят от степени загромождения сечения, т. е. отношения меньшего
сечения к большему. На фиг. 17 приведены значения этих сопро-
/2
тивлений. При использовании данных этой фигуры расчетные ско¬
рости нужно относить к узкому сечению канала. Приведенные зави¬
симости можно использовать и для определения потерь входа в канал
и выхода из него. Для этого принимают-— = 0.
/2
42
Фиг. 17. Коэффициент сопроти¬
вления ? при резком сужении
и расширении канала.

Таблица 6
характеристика пучка
Схема
Формулы для определения
коэффициента
сопротивления ^
Коридорное распо¬
ложение труб с круг¬
лыми ребрами
^1
йн
: 0,2 -ь 0,5;
йн
= 0,2	0,3;
~т~ — ~т~ = 2-1-4;
Он
г-4-6
^/^УУУ^/////////////хх/Уу//у
VI.
^,Г\>
1 /г
ЛЛЛ
ТУТ
лУг
))
VI
и.
Лл
))
ибх~7с
Ти
уГивш
о л. И
у/Л
Ж
^ *Вых
”77777///*
—
/У///////////
3600 < Ке
< 25 000;
^ = [^2,87 + 0,465 X
х (-г-0-606)]>
X —г— (г — 1) Ке~0,12 +
(1н
То же, но с квадрат¬
ными ребрами
4^ = 0,33
Ян
{ = (1,80 + 2,75 А)
да-
X
1
X -7— (2 - 1) Ее-0’12 +
+ дь
Коридорное распо¬
ложение овальных
труб
104<Ке-=
< 3-104;
Уср^н
I = 0,059г + 0,31 + А?*
Шахматное располо¬
жение овальных труб
.////////^/////^^
<*вх.-<==
77/
7ЯЯ
3,5(1н'
У777,:
“бЫХ
ЛГ
Ю4 < Ке =
=	<3-Ю4;
V
5 = 0,202 + 0,14 +
43

Продолжение табл. 6
Характеристика
пучка
Схема
Формулы для определения
коэффициента
сопротивления ^
Трубы с проволоч¬
ным оребрением
= 2,1-5- 3,0
-^- = 1,5 ч-2,5
~г~ = 0,1 -г- 0,3
к
1- = 0,8 -ь 2,5
= 1,4-ь 2,2
/г2
ДЬ=2
2/3 -}- 1ср
I
= 650+6 000;
2	= 3,2^ Ке“0'24 х
^^-0,365
X
X
б)	Ке > 6000;
; = №(^)-“»х
(с10 — 0,5	0,7	мм;
с1 — 4	5	мм;
к2 = 7 -г- 9 мм)
В табл. 6 приведены зависимости коэффициентов сопротивлений
некоторых пучков ребристых труб, наиболее приемлемых для тепло¬
возных охлаждающих устройств.
В приведенных в таблице зависимостях коэффициент сопротивле¬
ния определялся по выражению (51) для средних значений темпера¬
туры и скорости жидкости:
Увх	273	+ 1ер
V	=	—	•	г) — 7)		‘—-I—
^ср > Чр	и*х 2/3 + 1вх *
1	+'273'
Для пучков с плоскими оребренными трубками, применяемых
в л окомотиво-, авто- и тракторостроении, данные по гидравлическим
сопротивлениям приводятся в соответствующих разделах.
На фиг. 18 представлена схема охлаждающего устройства, типич¬
ная для большей части тепловозов. До попадания в секции темпера¬
тура воздуха не меняется (участки /—III). То же можно сказать
и о воздухе за секциями (участки IV—VII). Поскольку разрежение
44

в указанных участках меняется незначительно, можно считать
удельный вес воздуха (плотность) уг и ^2 постоянным.
При данных геометрических размерах аэродинамических кана¬
лов, очевидно, гидродинамическое сопротивление будет определяться
как скоростью потока, так и его термодинамическим состоянием.
В подводящих и отводящих каналах всегда имеются местные суже¬
ния, расширения и повороты, влияющие на их полное сопротивление.
Вычисление этих трудноучитываемых сопротивлений может быть
упрощено за счет того, что конфигурация воздушных каналов боль¬
шей части охлаждающих устройств
тепловозов однотипна. С некоторым
приближением ^ можно определить
только один раз для данной скорости
потока и принимать это значение для
всех интересующих нас скоростей.
Определение коэффициента сопроти¬
вления X можно произвести для лю¬
бого участка системы, даже для та¬
кого, на протяжении которого про¬
ходные сечения, а . следовательно,
и скорости заметно меняются. В этом
случае ^ будет приведенным, причем
безразлично, к какому сечению его
приводить (удобнее всего к сечению
фронта радиаторов).
Рассмотрим элементарные состав¬
ляющие потери общего аэродинами¬
ческого сопротивления тепловозного охлаждающего устройства.
1.	Потери в жалюзи (участок /—II на фиг. 18)
&Р1-П =	2{У	р2р2 »
где/1 — сечение фронта радиаторов в ж2;
—	коэффициент сопротивления жалюзи, приведенный к сече¬
нию фронта радиаторов;
V	— расход воздуха в м3/сек.
2.	Потери в радиаторах
^Рш-1У —
где I — коэффициент сопротивления радиатора.
3.	Потери давления на участке IV—V воздухоотвода
Ьр1У-у =	(62)
где ^ — коэффициент сопротивления камеры холодильника, приве¬
денный к сечению фронта радиаторов.
45
П 1
7
1
ш
V— /——г ■
11/ !
\—г
1
—
«2
/
7/
^ /
\ V
1 \
I.1 I
Ачпг
11
Фиг. 18. Схема охлаждающего
устройства.

4.	Потери на участке V—VI определяются к. п. д. вентилятора.
5.	Потери давления выходящего воздуха (с учетом потерь в жа¬
люзи)
VI-VII = Ъеых	•	(63)
Коэффициенты рх, р2 и (З3 в формулах (60), (62) и (63) — соот¬
ветственно отношения площади сечения рассматриваемого участка
к площади сечения фронта радиаторов.
Общий напор вентилятора определяет собой сумму всех потерь
воздушного тракта. Суммирование потерь может быть проведено
двояко:
а)	сложением абсолютных значений сопротивлений отдельных
элементов сети:
А	(64)
где I — номер рассчитываемого элемента сети;
п — общее число элементов;
Ар1 — суммарное сопротивление /-го элемента сети;
б)	сложением приведенных к данному сечению (или скорости V0)
коэффициентов сопротивления отдельных элементов и последующим
выражением общего сопротивления тракта через его общий коэффи¬
циент сопротивления:
Со сум — 2 Со/»	(65)
1=\
где
где Со/ — суммарный коэффициент сопротивления /-го элемента,
приведенный к скорости V0 в принятом сечении сети Р0\
^ — суммарный коэффициент сопротивления /-го элемента при
скорости VI в сечении Р1 этого элемента.
В этом случае
л_ _г
Ар сум	?кум 2§	2ц	/2^	У1	\	р1	)	2ц	^°'	(	^
1=1 1=1
По известному общему сопротивлению сети и расходу воздуха
определяется мощность на валу вентилятора
" = <67>
или	1
" = ТЭТГЖГ тт-	<68>'
где V — часовой расход воздуха в м'3/ч;
т] — полный к. п. д. вентилятора.
46

Влияние сопротивления шахты на относительную глубину радиа¬
тора. Рассмотрение этого вопроса включает в себя некоторое повто¬
рение рассмотренного выше вопроса влияния глубины радиатора
на его эффективность. Однако решение этого вопроса отличается
от рассмотренного решения и в некоторых случаях может оказаться
предпочтительнее.
При определении влияния сопротивления шахты на относительную
глубину радиатора предполагается, что температура стенки равна
температуре жидкости и коэффициент теплоотдачи от стенки к воз¬
духу при изменении глубины радиатора не меняется.
Если выразить потерю напора в сети Ар через коэффициенты
сопротивления тракта ^тр и радиатора %р9 отнесенные к скорости воз¬
духа перед фронтом радиатора, через расход воздуха
Ар = (ЪтР + &р) -75- -^Г 1	(69)
то мощность, затрачиваемая на привод вентилятора,
N = С Цтр + у П	(70)
где
С — -
150т)/'2 ’
Из формулы видно, что основным сопротивлением должно быть
сопротивление радиатора, т. е. полезное сопротивление.
Если расход V выразить через количество тепла <3, то
6	(	®	\3 ^шр~^р	/7] ч
150г] \ ШЩвзсрЫ' ) ‘ РЧ3 ’	” ;
N —
где е — коэффициент нагрева воздуха;
о — —	—	*«ых	*вх	/704
е	А/'	/		 /	\‘	^)
^ст 1вх
Коэффициент сопротивления радиатора, увеличивающийся вместе
с его глубиной, может быть выражен равенством
— Сг + Сх,
где х =	—	относительная	глубина	радиатора.
Если учесть, что
1	1	,	1
6 — 1	— 1
кР	кР
10	рфс^	10Гф-2>г'зтУвзср”
где Р — общая поверхность с воздушной стороны в ж2, получим
М± В—С-* + С* л. с.,	(73)
1 — 10 с*х
47

где
В
^“>^Ф (-
<3
3600-'уоз-С/,6^
/гсо
)'=
2,3‘3600'увзсру 9
« — коэффициент, для трубчатых радиаторов равный 3,1—3,5.
Для выявления минимума функции (73) возьмем от нее производ¬
ную и приравняем ее нулю. После преобразований, в которых 10с=*
Фиг. 19. Зависимость относительной
глубины радиатора от скорости воз¬
духа [хопт = I (а) (с2 =2; с = Ктр)).
Фиг. 20. Зависимость относи¬
тельной глубины радиатора от
сопротивления тракта [хопт —
= I (сг) V ~ 5 м/сек].
разлагается в ряд Маклорена и берется три первых члена, получим
(74)
-ут+С:
3	С	С31п 10
С2
3 С •
Из формулы видно, что оптимальное значение относительной
глубины радиатора зависит от С3, т. е. от скорости воздуха, и от С2 —
сопротивления воздушного тракта. На фиг. 19 и 20 показана зависи¬
мость относительной глубины от этих коэффициентов. Из приведен¬
ных фигур видно, что с увеличением аэродинамического сопротивле¬
ния воздушного тракта рациональное значение относительной глу¬
бины радиатора сначала растет быстро, а затем замедляется.
Оценка совершенства секций холодильника. Совершенство каж¬
дого теплообменника должно быть оценено с энергетической точки
зрения сравнением двух видов энергии — теплорассеивающей спо¬
собности теплообменника и работы, затрачиваемой на перемещение
теплоносителей, что выражается так называемым энергетическим
показателем
ж-	<75>
Другими характеристиками при сравнительном анализе могут
служить:
1)	теплосъем единицы объема или фронтальной поверхности
■теплообменника -4т- или	;
У Рф
48

2)	теплорассеивающая способность, приходящаяся на единицу
мощности, затрачиваемой на просасывание жидкости, ;
3)	теплорассеивающая способность, приходящаяся на единицу
веса теплообменника или веса цветного металла, или
лц. м
4)	теплорассеивающая способность, приходящаяся на единицу
стоимости теплообменника , и ряд других характеристик.
Часто эти показатели анализируют в функции скорости, мощ¬
ности, затрачиваемой на просасывание жидкости, или энергетиче-
0.
ского показателя-^-.
Решение всех рассмотренных вопросов связано с учетом перво¬
начальных затрат на создание холодильника и эксплуатационных
расходов.
Уменьшение поверхности теплообмена, а следовательно, и затрат
металла, на изготовление теплообменника возможно за счет интен¬
сификации процесса теплопередачи. У теплообменников с вынужден¬
ным движением теплоносителей интенсификация теплообмена обычно
требует увеличения скорости теплоносителей, что влечет за собой
увеличение расхода энергии на их движение через аппарат.
Скорости движения теплоносителей следует выбирать так, чтобы
соотношение между поверхностью охлаждения Р и мощностью Ы,
затрачиваемой на движение теплоносителей, было оптимальным,
т. е. экономически наиболее выгодным.
В основу определения оптимальной скорости движения теплоно¬
сителей обычно кладут окупаемость дополнительных капитальных
затрат за счет экономии эксплуатационных расходов. Для этого
капитальные затраты и годовые эксплуатационные расходы выра¬
жают в зависимости от скорости теплоносителей
Кп +	Кв =	Ш	(76)
эв - /., (о).	(77)
Капитальные затраты, связанные с поверхностью охлаждения,
выражаются зависимостью
Кп = Цп-^щ-руб/ккал-ч,	(78)
где	Цп—стоимость в руб. 1 ж2 поверхности охлаждения;
Ш 1
-щ- =	—	уравнение	теплопередачи;
К—коэффициент теплопередачи в ккал/м2 ч° С;
—	средний температурный напор в ° С.
Годовые эксплуатационные расходы, отнесенные к поверхности
охлаждения, выражаются уравнением
О	у Цп-е	ар	руб	(7п.
11	100	сЩ	год ккал/ч ’	'	'
-4 Малинов 1068	49

где е — отчисления на уход, ремонт и восстановление поверхности
охлаждения в %.
Капитальные затраты, связанные с мощностью вентилятора, вы¬
ражаются уравнением
= <80>
где 2 — отношение максимальной мощности вентилятора к длитель¬
ной;
Цв — стоимость в руб. 1 кет энергии, затрачиваемой на привод,
вентилятора;
	 	' ~т нтГ ’	(81>
с!(3, 102г) 1 т щ 1
гАе 1ж — живое сечение секции в ж2;
V	— скорость воздуха в секциях в м/сек\
т] — к. п. д. вентилятора;
с1к — сопротивление;
/ — коэффициент подсоса воздуха;
отношение температур при выходе из секции и входе
в вентилятор в ° К;
йк 	 сОг йР
~~~Ж'~сКГ
(82)
,,	0,294	Ь	V2	/Оо,
—	(83)
Ь— длина пути воздушного потока в. м\
йэ — эквивалентный диаметр канала в ж.
Годовые эксплуатационные расходы, связанные с мощностью
вентилятора, можно выразить уравнением
9	— п’а . ^	руб	(#4л
в	100	(К} год ккал/ч 9
где пг — среднегодовое	число часов	работы	вентилятора	в	ч/год;
а — стоимость,	электроэнергии,	производимой	на	тепловозе,
в коп/кет-ч.
Суммируя капитальные затраты, связанные с поверхностью
охлаждения и мощностью вентилятора Кп + Кв> а также годовые
эксплуатационные расходы Эп + Эв и решая совместно уравне¬
ния (78), (79), (80), (84), получим сложную функцию вида К ~
=7(3).
Характер изменения функции К = I (Э) на примере водяной сек¬
ции с рабочей длиной 1р = 724 мм холодильника тепловоза ТЭЗ пока¬
50

зан на фиг. 21. Подсчет произведен для следующих постоянных
условий: Цп = 4-7,5 руб/м2, р — 15%, г = 1,3, Ц„ — 1300 руб/квт,
Та.
т
1,05, Н = 12,24 м2, Ь = 187 мм,
*э =
/ж - 0,0792 м2,
= 5,66 мм9 п' = 5500 *//год, а == 23,7 коп/квт-ч.
На фиг. 21 каждая точка кривой соответствует определенной ско¬
рости. Для определения наивыгоднейшей скорости на участке /(т1п
и Эт[п нужно поставить условие окупаемости дополнительных капи¬
тальных затрат эксплуатационными
расходами в определенный срок, на¬
зываемый сроком окупаемости. Ма¬
тематически это выражается как
дК
дЭ
0.
(85)
Касательная к кривой под углом
а =■ агс!§ 0	(86)
к оси абсцисс дает точку, соответ¬
ствующую значению скорости воз¬
духа V, удовлетворяющему уравне¬
нию (85). По этому значению полу¬
чается расчетная скорость с уче¬
том величины 2:
х)р =. 1и.	(87)
§ 4. ВОДО-ВОЗДУШНЫЕ ТЕПЛО¬
ОБМЕННИКИ
Фиг. 21. Зависимость капиталь¬
ных затрат от эксплуатационных
расходов для серийной секции
холодильника воды.
Системы охлаждения тепловоз¬
ных двигателей по характеру ра¬
боты близки к системам охлаждения
автомобильных, тракторных, судовых двигателей и других силовых
установок. Поэтому некоторые конструкции теплообменников этих
систем охлаждения и рекомендации по их расчету с успехом могут
быть применены для теплообменников тепловозного типа. Этим и
объясняется то, что в данном разделе рассмотрены не только во¬
просы, касающиеся тепловозных теплообменников, но и вопросы,
относящиеся к наиболее совершенным конструкциям теплообменни¬
ков других транспортных машин.
Как указывалось в предыдущем разделе, интенсивность тепло¬
обмена в теплообменниках обычно характеризуется величиной коэф¬
фициента. теплопередачи К, определяемой совместным влиянием
коэффициентов теплоотдачи со стороны обоих теплоносителей.
Применяемая в теплообменниках в качестве теплоносителя вода
характеризуется сравнительно высоким коэффициентом теплоотдачи
«1 = 4000 -^ 5500 ккал/м2 ч° С по сравнению с охлаждающим тепло¬
носителем — воздухом,
4*
для которого а2
50 -г 150 ккал/м2 ч° С
51

Поэтому все водо-воздушные теплообменники со стороны, омываемой
воздухом, имеют дополнительное оребрение поверхности охлаждения,
которое снижает термическое сопротивление воздушной стороны.
Для определения коэффициента теплопередачи в каждом конкрет¬
ном случае необходимо располагать соответствующими зависимо¬
стями.
Ранее было установлено* что наиболее правильное выражение
для коэффициентов теплоотдачи представляется функцией безразмер¬
ных комплексов — критериев. Рассмотрим конкретные выражения
для них на примере ряда исследовательских работ по анализу различ¬
ных поверхностей теплообмена.
Центральным котло-турбинным институтом (ЦКТИ) и Всесоюз¬
ным теплотехническим институтом (ВТИ) наиболее полно исследо¬
ваны пучки из труб с проволочным оребрением и оребрением относи¬
тельно толстыми ребрами. По методу ЦКТИ коэффициент теплопере¬
дачи относится не к полной наружной поверхности пучка, а к наруж¬
ной поверхности самих труб. Скорости потоков теплоносителей
относятся к минимальным сечениям для их прохода. Для случаев
а1 < 8000 ккал/м2ч° С и 6 < 5 мм термическим сопротивлением
стенки можно пренебречь и для коэффициента теплопередачи, отне¬
сенного к наружной поверхности круглой трубы и полному темпера¬
турному напору между теплоносителями, использовать формулу
К = —«——— ккал/м2ч °С,	(88)
а1 Хтр + 6(Хз.(Х2 “Ь а2Хтр
где а2—коэффициент теплоотдачи со стороны газа (воздуха)
в ккал/м2 ч° С;
ах — коэффициент теплоотдачи с внутренней стороны канала
(воды, масла) в ккал/м2 ч° С;
б — толщина стенки трубы в м;
%тр— коэффициент теплопроводности металла трубы в ккал/м • ч° С.
Для случаев аг > 8000 ккал/м2ч° С рекомендуется формула
к =	<89>
Для определения коэффициента теплообмена от воды к стенкам
трубок могут быть использованы зависимости:
Крауссольда
N11* = 0,024 Ке?’8 Рг°’37;
„0.8г,„0,4з/ Р1> '^°’25
Михеева
. Ни, = 0,021 Ке?*ЪгГ(^
Хаузена
Ни = 0,116[Ке-/. - 125] Рг-/. [I + (А) ’'•] (-А-)0'
14
52

Последняя зависимость дает удовлетворительные результаты
и для переходной зоны движения потока (Ке = 2300^-6000). Если
пренебречь разницей температур воды и стенки, то для условия
а>50
N11 = 0,116 (Ке2/з — 125) Рг1^.	(90)
Коэффициент теплообмена со стороны газа (воздуха) а2 зависит
от расположения труб в пучке и относительных геометрических
размеров пучка. Пучки труб с круглыми и квадратными ребрами при
хорошем контакте основной поверхности и ребер характеризуются
теплоотдачей со стороны воздуха, выражаемой зависимостью
а2 = А- (1,67 — 0,87	)	(4,05	+	0,000	103 А) X
х[1+0,.(«-2)Ке«-»’-(9„
где	%г	—	коэффициент	теплопроводности газа (воздуха) при
соответствующей температуре наружной поверхности
стенки в ккал/м -ч°С;
й— наружный диаметр круглой трубы в м\
коэффициент теплопроводности металла ребер
в ккал/м • ч °С;
Н— высота ребра в м\
/—шаг ребер в м\
Т — абсолютная температура газа в °К;
Тст— абсолютная температура стенки в °К;
с =	—	шаг пучка;
5.1 и 52 — соответственно поперечный и продольный шаг труб
в пучке в м\
Ке —		число Рейнольдса;
V	— скорость в узком сечении пучка в м/сек;
V	— кинематическая вязкость при соответствующей
температуре наружной поверхности трубы в м2/сек.
Эта формула справедлива при условии:
10 000 <Ке< 60 000;’ 0,035 < А < 0,08; 1,6<о<3;
0,25 < А < 0,5; 0,15 < -А < 0,23; "40 < \ < 170;
1 < < 1,6.
•* ст
Аэродинамическое сопротивление при о = 2 выражается фор¬
мулами:
53

для коридорных пучков
Ей = 0,094 (4)°% (4)
—0,58
для шахматных пучков
Ей = 1,35т (-^-)°'4° (+)~°’72Ке-
-0,2
(92)
(93)
где т — число рядов труб в пучке в направлении движения потока
газа (воздуха).
Приведенные зависимости справедливы в сравнительно узком
диапазоне изменения входящих в них параметров. Расстояние между
ребрами рекомендуется принимать минимально возможным. Высота
ребер к «= 0,35 й, толщина б > 0,035 й.
В работах ВТИ рекомендуется для определения а2 зависимость
Ыи
(94)
N11=,
•; Ре =
VI
В выражении (94) сит — постоянные коэффициенты (табл. 7).
Таблица 7
Ребра
Расположение труб
Значение коэфициептов
с
т
Круглые
Коридорное
0,104
0,72
Шахматное
0,223
0,65
Прямоугольные
Коридорное
0,096
0,72
Шахматное
0,205
.0,65
Большой интерес представляет работа Э. С. Карасиной по обте¬
канию пучков круглых труб с относительно толстыми круглыми
и квадратными ребрами ребристых экономайзеров. Упрощенное
выражение для расхода тепла через ребро, удобное для практиче¬
ского пользования при проектировании ребристых теплообменни¬
ков, имеет вид
0.р = Нра$хЕ1 ккал/ч,	(95)
где Нр — поверхность ребра в жа;
а — коэффициент конвективного теплообмена в ккал/м2ч°С;
'Э'х — температурный напор на поверхности основной трубы в °С;

коэффициент, учитывающий трапециевидную форму сече¬
ния ребра (фиг. 22);
коэффициент эффективности ребра, зависящий от пара¬
метров Рк и-^-(фиг. 23 и 24);
где 6 — средняя толщина ребра в м\
% — коэффициент теплопроводности металла ребра в ккал/м • ч°С;
П — наружный диаметр круглого или сторона квадратного
ребра в м\
с1 — диаметр основной трубы в 'м.
Для исследуемых пучков составлены формулы для расчета коэф¬
фициента теплоотдач и:
для коридорных пучков с круглыми
ребрами
N11 = 0,Ю4 (А)-0'54 (А)0'14 Ее0-72;	(96)
для
ребрами
N11 - 0,223
6
шахматных пучков с круглыми
Фиг. 22. Коэффи¬
циент в зависимости
ОТ р/2.
Формулы хорошо согласуются с данными ЦКТИ, полученными
при исследовании пучков труб с алюминиевым и медным оребрением.
В выражении (97)
. N11 = 4^'.
В случае квадратных ребер значения N11 меньше примерно на 8%
по сравнению со значениями, полученными для круглых ребер.
Коэффициент теплопередачи через стенку, отнесенный к полной
наружной поверхности,
/С ='—Т	1	—.	(98)
—	+
«2
_1_
«1
^2
?1
Обозначения коэффициентов те же, что и в формуле (16).
На Невском машиностроительном заводе им. Ленина (НЗЛ)
проделана большая работа по анализу различных типов поверхностей
регенераторов газотурбинных двигателей. Наиболее глубоко иссле¬
дован теплообменник пластинчатого типа, нашедший широкое
применение в системах охлаждения наддувочного воздуха двигателей
внутреннего сгорания (см. гл. V).
55

Е
'<1=1,6111,8
Фиг. 23. Коэффи¬
циент эффективно¬
сти Е для квадрат¬
ных ребер в зави¬
симости от р/г.
Фиг. 24. Коэф¬
фициент ’эффек-
тивности Е для
круглых ребер
в зависимости
от рк.
56

На экспериментальном стенде НЗЛ В. М. Антуфьевым проведено
испытание ряда поверхностей теплообменников различных типов,
среди которых впервые испытан пучок труб с цельнотянутыми реб¬
рами. Проведенные испытания не дают рекомендаций по оптималь¬
ным характеристикам рабочих поверхностей, а преследуют цель
сравнительного анализа применяемых в настоящее время типовых
поверхностей нагрева (табл. 8). Расчетные формулы для исследован¬
ных пучков, приведенные в табл. 8, справедливы в пределах чисел
Не = 10 000-ь-20 ООО.
Коэффициент, теплоотдачи входящий в критерии, подсчитывался
с учетом всей поверхности с воздушной стороны. В качестве харак¬
терного линейного размера в критериях подобия был принят средний
поперечный размер, в качестве характерной скорости — скорость
набегающего потока. Физические параметры определялись по сред¬
ней температуре потока. Сравнение тепловых и аэродинамических
характеристик рассмотренных поверхностей нагрева показало боль¬
шие недостатки пучка из круглых труб с навитым ленточным ореб¬
рением и примерную равнозначность остальных поверхностей. По¬
скольку габаритные и весовые характеристики определяются гео¬
метрическими размерами ребер и проходными сечениями, при выборе
типа поверхности следует учитывать соображения технологии
и надежность работы теплообменника. При этом может оказаться
целесообразной поверхность из труб с цельнотянутыми ребрами.
Применение таких труб исключает необходимость припайки
ребер. Эффективность использования труб с цельнотянутыми реб¬
рами повысится, если им для снижения профильных потерь придать
более обтекаемую форму.
Центральным научно-исследовательским автомобильным и авто¬
моторным институтом (НАМИ) проделана большая работа по иссле¬
дованию водо-воздушных теплообменников (радиаторов) автомо¬
бильного типа. Автомобильные радиаторы характеризуются сравни¬
тельно большой компактностью, тонкостенными трубками обтекае¬
мой формы и тонкими оребряющими пластинами (толщиной 0,08—
0,1 мм).
По характеру работы они наиболее близки к тепловозным охла¬
ждающим секциям, поэтому результаты работ по их анализу могут
быть с успехом использованы при конструировании тепловозных
холодильников.
Известным недостатком исследовательских работ является отсут¬
ствие анализов по выявлению оптимальных компоновок рабочей
поверхности радиаторов, связи их глубины со степенью оребрения..
а также недостаточно глубокий анализ составляющих общего терми¬
ческого сопротивления, что, естественно, затрудняет проектирование
новых радиаторов.
Методика исследовательских работ по выявлению эффективности:
радиаторов сводится обычно к определению коэффициента тепло¬
передачи, который относится ко всей поверхности, омываемой воз¬
духом, по формуле (98). При этом термическим сопротивлением
57

5а
Л О
Ан^
е
25-г 8
уйо О
* . а ■ я
О)
&
юп
й)
Р<
Ю
ю
о"
С*
Г".
00
к
К 8
Я
Ь, й.
о
Г-т
2 >>
Э а
н
<и си
к 2
к <я
V К
а «•
со
°ч.
V
СО
СО
Й л ^
а ч«
5 °
«Iю.
Й &И$
я КО II
23 ^ ~
Он НтН Н^4
'О » ^ КГ
!-1з
* « —
а&9 «н
Оч л г*
н к Ф
«Ям
,Я ^ I
хо ►*
Рг >*
Н щ
«
Й &
л $
ж ®
§ »л
§ со
^ .лС
1 йЯ II
Л гЧ
Й О
ё к
5 3 К Й
>>Е ^ *
Ҥ|^
3 к СЧ сч
о § II II
е о
с
^ >»
* «
— о
„ *
* >>
о &
. ч
си «
° а
с
о
т“4 1=3
<-> у
й) я
58

1=5
Ю
си
я
к
си
*
*=3
I
о м
И М
н 5
а а,
сз о
Он •©>
к
Я н и
•е* 8
Ц1 к а
§3-«
* §.
о «
ю
оо
с\Г
СХ
00
■ г-
сГ
г-
оо"
о«8
'ею ^
^ си ю
?§^~
*	_ и.
*	20^
Р=С К
2	& II
^О II
Н Й ^
х <=2 с-
X си <я
3	Ч Н
>% €
Он Й
« ё
я “
5 Я
§ч
СО
■ «:
сч
'ф
си
01
сг>
о"
>>
Он ~
н к
I Н.
к	л	л	ю
*=3	К	Ч	Ю
а н«	си	и
§® §•’§	8	11
И	ч	С	N
о	со	_
о, ■ К
8	°	т
гг*	С	Ч	^
о	О	Он
н	к	к
§	I	"■	5
ё§
<и
Й 53 -
& *
51“
И®,
§ ?-
§ II
и о,„
3	«О
С 0
>.с ^
04
«
СО
1 8^3
КГ ^	5
§юсо .§:
.й-00--" § о
с
о" II -с — с
; и 'В <*'
О Он "
\0 “
С*
сх
СП
ю
о
К
|лй'
^ о4со
Ь«
® 13,^
Й ^
, % %
^ О си
& *
8 ^
< V Т^~
г=3 <М
си _ со
с? н
с о
;• С
^ >>
(=С
О
о х
0) _
со О
К
1х>
14 >>
О о.
н
У м
^ о
- • |=с
Й я
-«'©
ч
О о
а 14
И V

стенок несущих трубок пренебрегают. Отсутствие рекомендаций
по определению значений аг и а2 не позволяет сделать более глубо¬
кого анализа методики исследования автомобильных радиаторов.
Остановимся коротко на некоторых типах наиболее распростра¬
ненных водо-воздушных радиаторов. Одним из наиболее совершенных
из них, близким по компоновке,относительным геометрическим раз¬
мерам и материалу сердцевины к те¬
пловозным, можно назвать радиатор
автомобиля ЗИЛ-16410. В этом ра¬
диаторе использованы плоские ла¬
тунные трубки и медные коллектив¬
ные пластины оребрения. Располо¬
жение трубок в пучке показано на
фиг. 25.
Ниже приведены основные гео¬
метрические характеристики радиа¬
торов автомобилей ЗИЛ-164Ю и
«Кадиллак». Радиаторы последних
являются одной из лучших иностран¬
ных конструкций радиаторов дан¬
ного типа. Теплотехнические и аэро-
фиг. 25. Расположение труб В авто- динамические характеристики этих
мобильном радиаторе.	радиаторов даны на фиг. 26.
Характеристики радиаторов автомобилей ЗИЛ-164Ю и «Кадиллак»
Радиаторы автомобилей
Размеры сердцевины в мм:
ширина
высота
глубина .............
Трубки:
количество
число рядов
Пластины:
материал
шаг 			 .
число ........
Сухой вес в кг
Лобовая поверхность сердцевины в м2 .
Поверхность, охлаждаемая воздухом, в м2
Коэффициент оребрения . . . . . ...
ЗИЛ-164Ю „Кадиллак4*
497
500
596
460
91
55
198/202
100/104
4
3
Медь
3
2,4
196
190
22,9
11,5
29,6
23,0
19,8
10,3
4,35
5,19
Тепловые качества автомобильных радиаторов оцениваются по
степени использования единицы веса /Са цветного металла и единицы
объема сердцевины Ку по формулам
Ка
ц. м
-?твз	ккал/кгч °С;
'ц. м
(99)
60
Ку —	=	К	ккал/дм3 ч°С,
(100)

Фиг. 26. Коэффи¬
циент теплопереда¬
чи и аэродинами¬
ческое сопротивле¬
ние радиаторов
трубчато - пластин¬
чатого типа авто¬
мобилей ЗИЛ-16410
(сплошные линии) и
«Кадиллак» (штри¬
ховые линии) в за¬
висимости от ско¬
рости воздуха пе¬
ред фронтом при
расходе	воды
100 л! мин.
гч°с
/4 О
100
60
У
У
у
/
У Уа
У ^
/ /
/
//
/У
у/
/
12	16	и т кг/м2 сек
Фиг. 27. Зависимость показа¬
теля использования единицы
веса цветного металла автомо¬
бильными радиаторами от весо¬
вой скорости воздуха перед
фронтом, юв 0,6 м/сек (спло¬
шная . линия для радиатора
автомобиля ЗИЛ-164Ю, штрихо¬
вая — для автомобиля «Кадил¬
лак»).
К~ ккал/дм3ч°С
120
60
40
У
У
У
/
У
16
и<р кг/м2 сея
Фиг. 28. Зависимость показателя
использования единицы объема
сердцевины автомобильных радиа¬
торов от весовой скорости воздуха
перед фронтом & 0,6 м/сек
(сплошная линия для радиатора
автомобиля ЗИЛ-164Ю, штрихо¬
вая— «Кадиллак»).
61

где <2 — количество тепла, рассеиваемое секцией радиатора
в атмосферу, в ккал/ч\
Ф — разность между средними температурами жидкости и воз¬
духа в °С;
К— коэффициент теплопередачи в ккал/м2ч°С\
Рвз—поверхность охлаждения, омываемая воздухом, в м2\
6ц. м — сухой вес цветного металла сердцевины в кг;
-	V — объем сердцевины в дм3.
К ккал/м2ч °С	К ккал/м 2ч °С
а)	■	6)
Ар мм вод. ст.;
К ккал/м2 ч°С	К к кал/м2ч°С
фиг. 29.	Результаты исследования радиаторов четырех типов	(х = 15° С):
а) й — 0,1816 м;	Ь = 0,3 м;-^ = 16,35;	/ = 0,776;	5 = 51,3 ж2;	= 51,3; б) с1	=
и	г
Ь	8
= 0,00485 м; Ь = 0,180 м; = 31,1; / = 0,756; 5 = 112,2 м2; у = 112,2; в) й = 0,06 м;
Ь	8
Ь = 0,099 м\	—=	16,5; / = 0,68; 5 = 53 ж2;	= 52,5; г) й = 0,067	ж; Ь = 0,08	ж;
- 11,94; ! = 0,758; .5 = 34,1 м2; -у- = 34,1.
На фиг. 27 и 28 приведены подобные характеристики рассмотрен¬
ных водо-воздушных радиаторов.
В автотракторостроении наибольшее распространение получили
теплообменники трубчато-пластинчатого типа. По основным показа-
62

телям (энергетическому, затрате цветного металла,, габаритам) ониг
являются лучшими из существующих теплообменников транспорт¬
ного типа.
Большие работы по анализу различных типов поверхностей
охлаждения были проведены ЦАГИ. На фиг. 29 даны характеристики
некоторых типов радиаторов. Все они в конструктивном отношении
близки к секциям тепловозных холодильников. Несмотря на конкрет¬
ный характер приведенных характеристик, при разработке новых
конструкций тепловозных секций ими можно пользоваться в пер¬
вом приближении.
Одно из первых исследований водо-воздушных теплообменников,
тепловозного типа было проведено Ташкентским институтом железно¬
дорожного транспорта (ТашИИТ) [15]. Испытанию были подвергнуты:
секции холодильников тепловозов типа ТЭ. Секции этих тепловозов
состоят из расположенных в шахматном порядке пучков плоских
латунных трубок, оребренных коллективными медными пластинками:
(фиг. 30).
Ниже приведены основные конструктивные характеристики:
этих секций.
Характеристика секций холодильников тепловозов типа ТЭ
Секции
С коллективным
С гофриро¬
оребрением
ванным
оребрением
Рабочая длина трубок в мм ....
&
,.| 1206
702
1212
Размеры трубок в мм:
наружные
2,2x19
2,2x19
2,2x19
внутренние .
1,1X17,9
1,1X17,9
1,1X17,9
Внутренний эквивалентный диаметр
трубок в м
0,0024
0,0024
0,0024
Число рядов трубок в глубину . . .
8
8
8
Число трубок в секции
68
68
80
Расположение трубок в пучке . . .
Шахматное
Коридорное
Шаг расположения трубок по фрон¬
14,05
ту в мм
16
16
Шаг расположения трубок в глуби¬
ну в мм
22
22
23
Общее сечение трубок в секции в м2
0,00132
0,00132
0,00155
Ширина фронта секции в. мм' . . . .
154 .
154
154
Глубина секции в мм
187
187
186
Число охлаждающих пластин (лент)
422x2
247x2
11X2
Толщина охлаждающих пластин (лент)
0,1
0,1
0,08
Шаг оребрения в мм . .. . .. . .
2,83
2,83
3,1
Эквивалентный диаметр канала для
прохода воздуха в м. .
0,00566
0,00566
—
Живое сечение для прохода воздуха в ж2
'0,1361
0,0792
0,149
Поверхность охлаждения, омываемая
воздухом, в м
21,0
12,24
38
Коэффициент оребрения
5,38
5,38
10,5
63

д^ууу »!«1«
шШшШ
лЛд°а о§о°!^.
°,.°..° о"о"о °,,° о ООО
ООО Ч^РУ о о о у-^-у
р#жЯ
г ^5<^-<^.<^)
о 0 о "й® ООО °«°
о о ‘ о « ° ° ^У' ° .°| А
О О О А^-^А. Ог 0.0 ^,С°
о ° . ° °°° ..° ° ° °°°
°0»‘,°'Уу?.°С°,0<! ,Л?
°, ,9,,° УУУ ^ГУУ
оТ'кГ о °^.°.°^ У^Г ,?°.°°.?.
«^т#йй
		ш—
~----Йо
§
§
и
.
р
«5
-ф-фСВ-ф-ф

,64

Коэффициент теплоотдачи от воды к стенкам трубок может быть
определен с некоторым приближением по формуле
N11 = 0,023Ке0’8 Рг0'4.	(101)
Для определения коэффициента теплоотдачи со стороны воздуха
рассмотренные формулы для других типов поверхностей не дают
достоверных результатов,
что, очевидно, объясняется
специфичностью конструкций'
тепловозных секций. Реко¬
мендуемая на основании про¬
веденных исследований для
рассматриваемого типа тепло¬
возной секции зависимость
имеет вид
N11 - 0,035Ке0'75. (102)
0,8	1ди$з
Фиг. 31. Зависимость коэффициента тепло¬
передачи от весовой скорости воздуха. Бе¬
лыми кружками отмечены точки, получен¬
ные при испытании водяных секций без
жалюзи, черными кружками — при испы¬
тании водяных секций с жалюзи.
Коэффициент теплопере¬
дачи определяется по фор¬
муле (98).
На фиг. 31 показаны ре¬
зультаты опытов по опреде¬
лению -коэффициента тепло¬
передачи секций с учетом
влияния жалюзи. Данные этого графика можно выразить уравне¬
нием
К = 10,4а0’76 ккал/м2ч°С.	(103)
Здесь и
весовая скорость воздуха в кг/м2сек.
Результаты опытов по опре¬
делению аэродинамического со¬
противления приведены на
фйг. 32. Графическая зависи¬
мость выражается уравнениями:
для секций без жалюзи
Ар — 0,815а1'55 кГ/м*; (104)
Фиг. 32. Зависимость аэродинамического
сопротивления от весовой скорости воз¬
духа. Белыми кружками отмечены точки,
полученные при испытании водяных сек¬
ций без жалюзи, черными кружками —
при испытании водяных секций с жалюзи.
для секции с жалюзи
Ар == 1,02а1'56 кГ/м2. (105)
В критериальном виде при¬
веденные зависимости соответ¬
ственно имеют вид
Ей •= 87,5Ке-°’43; -
Ей = 55,6Ке-°'338в
Более полное исследование тепловозных секций было проведено
в ЦНИИ МПС [4]. Во время испытаний серийных водо-воздушных
5 Малинов 1068	65

секций меняли шаг расположения охлаждающих пластин от 2,18
до 4,88 мм и число рядов трубок в направлении движения воздуш¬
ного потока от б до 12. Результаты экспериментов по коэффициенту
теплопередачи были обработаны по среднеарифметическому значению
среднего температурного напора. При этом были получены зависи¬
мости коэффициента теплопередачи и аэродинамического сопро¬
тивления в функции весовой скорости воздуха перед фронтом радиа¬
тора. Закон изменения коэффициента теплопередачи представлен
уравнением
К = схип
Кккал/м2ч °С
120
а аэродинамического сопротивления — уравнением
А р = с2иПг
—	13,8; п1 —
Фиг. 33. Зависи¬
мость коэффициен¬
та теплопередачи от
изменения шага
расположения
охлаждающих пла¬
стин.
Для серийного варианта секции сх
= 0,702; с2 = 0,827; п2 = 1,63.
Проведенные исследования показали, что тем¬
пература входящего в секцию воздуха не влияет
на зависимость коэффициента теплопередачи от
весовой скорости воздуха. Поэтому целесообразно
относить коэффициент теплопередачи к весовой
скорости воздуха, а не к линейной.
Изменение весовой скорости воды в трубках
при различных значениях скорости воздуха по¬
казало, что с увеличением скорости воды коэффи¬
циент теплопередачи возрастает и тем значитель¬
нее, чем больше скорость воздуха. Наиболее ра¬
циональным диапазоном линейных скоростей воды
в трубках является 0,7—1,0 м/сек. Влиянием
средней температуры воды на коэффициент теплопередачи можно
пренебречь. Опытные радиаторы подвергались продувке нагретым
и ненагретым воздушным потоком. В результате было установлено
значительное влияние нагревания радиатора на его аэродинамиче¬
ское сопротивление. Оно повышалось на 15—20%. Это подтвер¬
дило положение о том, что нельзя использовать в расчетах резуль¬
таты опытов, полученные при изотермическом движении потока.
Изменение шага охлаждающих пластин в опытных секциях
позволило выявить влияние шага на коэффициент теплопередачи,
весовые и объемные характеристики секций. На фиг. 33 показано
влияние изменения шага охлаждающих пластин на . коэффициент
теплопередачи при различных весовых скоростях воздушного потока.
По данным этой фигуры, например, при а = 9'кг/м2сек коэффициент
теплопередачи начинает уменьшаться при шаге оребрения 1р <
<	2,5 мм. При больших скоростях воздуха интенсивность снижения
коэффициента теплопередачи уменьшается и при и >> 15 кг/м2сек
такого снижения вообще не наблюдается даже при меньших зна¬
чениях шага оребрения (1р	2,5). Это, очевидно, связано с умень-.
66

шеиием толщины пограничного слоя воздуха, а следовательно,,
и с* взаимодействием соседних пограничных слоев. С точки зрения
использования цветных маталлов при скоростях воздуха и ^
% 10 кг/м2 сек не рекомендуется делать шаг оребрения менее 2,5 мм.
С точки же зрения компактности секции шаг мог бы быть уменьшен
и больше.
11роведенные исследования не дают глубокого анализа по выбору
оптимального шага оребрения и соотношения степени оребрения
с глубиной радиатора с точки зрения общего энергетического пока¬
зателя с учетом затрат цветных материалов. Для данной конструк¬
ции водо-воздушной секции рекомендуется предельно минимальное,
расстояние между охлаждающими пластинами I т1п — 2,5-ь2,7 мм..
Приближенная связь этого расстояния с глубиной радиатора
/т1п — 0,25 ]//. мм,
где Ь — размер пластины в направлении движения воздуха в мм..
Испытаниями установлено некоторое повышение коэффициента
теплопередачи с увеличением числа рядов трубок по глубине. Аэро¬
динамическое сопротивление при этом возрастает примерно пропор¬
ционально глубине радиатора.
Сравнение тепловых характеристик оребренных и неоребренных
секций с учетом влияния количества пластин на коэффициент тепло¬
передачи свободной части трубок позволило установить соотношение^
между коэффициентами теплоотдачи к воздуху трубок и ребер
3^ - 1,2 -4- 1,3.
Для определения коэффициента теплоотдачи от воды к стенке
рекомендуется зависимость
1Ц = 0,00387Ке°’936 Рг°'4.	. (106)
В этой > зависимости в качестве определяющего размера принят
эквивалентный диаметр трубки, а в качестве определяющей темпе¬
ратуры — средняя температура жидкости.
Для определения гидравлического сопротивления гладких плоских
трубок можно пользоваться формулой Блаузиуса
0,3164
Ке°
Дальнейшие исследования водо-воздушных радиаторов тепло¬
возного типа с уточнением существующих характеристик проведены
Всесоюзным научно-исследовательским тепловозным институтом
(ВНИТИ).
Фиг. 34 и 35 иллюстрируют результаты лабораторных испытаний
серийной конструкции водяного радиатора. Коэффициент тепло¬
передачи и гидравлическое сопротивление представлены в функции
5*	'	67

весовой ско рости воздуха. Эти данные, наиболее точно характеризую¬
щие работу типового радиатора, в настоящее время используются
при расчетах тепловозных холодильников воды.
Наряду с описанной выше серийной секцией, рабочая длина кото¬
рой равна 1206 мм, в настоящее время находят применение секции
длиной 702 мм. Эти секции имеют одинаковые тепловые и аэродина¬
мические характеристики; отличаются они лишь гидравлическим
сопротивлением.
Как видно из фиг. 36 и 37,
тепловозная секция по тепло¬
вым и аэродинамическим по¬
казателям близка к рассмо-
и8з кг/м2сек	0
12 ■	16	ивз	кг/м2сек
Фиг. 34. Коэффициент теплопередачи
серийной водо-воздушной тепловозной
секции в зависимости от весовой ско¬
рости воздуха.
Фиг. 35. Аэродинамическое (Ар.вз) и гид¬
равлическое Арв сопротивление серийной
водо-воздушной секции (1р = 1206 мм):
тренному выше лучшему автомобильному радиатору подобной кон¬
струкции. Большая глубина секции при примерно одинаковой сте¬
пени оребрения позволяет увеличить эффективность поверхности
фронта примерно на 30% при некотором увеличении аэродинами¬
ческого сопротивления и затрат цветных металлов.
Наиболее широкое распространение в различных областях маши¬
ностроения получили теплообменники трубчато-пластинчатого типа,
характерными свойствами которых являются: высокая компактность,
жесткость конструкции, стойкость против высоких внутренних
давлений и ряд других. Но эта конструкция нетехнологична, тре¬
бует для производства сложного оборудования и значительных
производственных площадей. Наибольшую сложность представляет
процесс сборки остова радиатора из-за недостаточной жесткости
плоских трубок.
Охлаждающие пластины в подобной конструкции следует изго¬
товлять толщиной 0,08—0,1 мм, что обеспечивает достаточную жест¬
кость секций при сборке и р эксплуатации.
68

/Г ккал/м2ч °С
8-Ю2
. 6
5
4
3
2
Ю
8
7
6
5
А
к]
Др к Г/м 2
В настоящее время все большее распространение получаю!
трубчато-ленточные радиаторы, у которых в качестве ребер приме¬
няются гофрированные ленты.
При использовании гофрированного оребрения, как показывают
исследования НАМИ, ВНИТИ и практика производства пободных
радиаторов (секций) на автомобиль¬
ных заводах им. Лихачева, Горь¬
ковском и тепловозостроительном
заводе им. Октябьрской революции,
теплотехнические, весовые и габарит¬
ные характеристики этих секций по
сравнению с трубчато-пластинчаты¬
ми значительно улучшаются, одно¬
временно снижается трудоемкость их
изготовления. Применение в секциях
60
50
4 О
30
20
4 5 6 7 8 910	20	30
и(ркг/м2сек
Фиг. 36. Сравнение коэффициента те¬
плопередачи и аэродинамического со¬
противления радиатора автомобиля
ЗИЛ-164Ю (штриховые линии) и те¬
пловозной секции (сплошные линии).
М0!<
3
г
ю5
4	5 6 78910'1	2	3	4	5	6 У 8 10°
Щл.с
Фиг. 37. Сравнение тепловых показа-
о	О
тел ей -7Г- радиатора автомобиля
г ф
ЗИЛ-164Ю (штриховые линии) и те¬
пловозной секции (сплошные линии)
т = 20° С; 90° С.
Фиг. 38. Зависимость энергети-
<2
ческого показателя-
МвзОц. М
числа рядов трубок по глубине
ср.
гофрированного оребрения позволяет отказаться от сложного и
громоздкого оборудования для их изготовления. Большая жест¬
кость пластин в гофрированном состоянии дает возможность исполь¬
зовать для оребрения более тонкую ленту толщиной 0,06—
0,08 мм.
69/

Испытания водо-воздушных секций трубчато-ленточного типа
различной глубины и степени оребрения, проведенные ВНИТИ [6],
позволили установить необходимые зависимости для получения опти-
нальной с энергетической точки зрения компоновки рабочей поверх¬
ности, т. е. соотношения глубины и степени оребрения секции с уче¬
том затрат цветных металлов. Одна из таких зависимостей приведена
на фиг. 38.
Проведенный анализ дал возможность выявить оптимальную
компоновку рабочих поверхностей данной конструкции. Общий вид
такой компоновки секции показан на фиг. 39, а геометрические харак¬
теристики этой секции приведены на стр. 63. Из характеристики
видно, что секция с гофрированным оребрением имеет значительно
больший коэффициент оребрения по сравнению с серийной (10,5
вместо 5,38).
На фиг. 40 приведено сравнение секции с гофрированным оребре¬
нием (опытной) с серийной секцией с коллективным оребрением
по коэффициенту теплопередачи и аэродинамическому сопроти¬
влению.
Снижение коэффициента теплопередачи объясняется значитель¬
ным увеличением степени оребрения и расположением трубок в пучке
в коридорном порядке. Увеличением степени оребрения, несмотря
на коридорное расположение трубок, объясняется и повышение
аэродинамического сопротивления опытной секции. Однако, несмотря
на указанное ухудшение характеристик опытной секции, резкое уве¬
личение поверхности, омываемой воздухом, значительно улучшило
основные характеристики секции с гофрированным оребрением по
•сравнению с секцией серийного типа:
а)	величину теплорассеивающей способности <3 на 15—18%;
б)	энергетический показатель на 15%;
N вз
в)	энергетический.показатель поверхности фронта —на 15%.
N вз* ф
Коэффициент теплоотдачи от стенки к воздуху и аэродинамиче¬
ское сопротивление секции трубчато-ленточного типа могут быть
определены по следующим критериальным выражениям:
N11, = 0,053Ще°’68;
тг	52
1~ Кео,33 •
Здесь за определяющую температуру принята средняя темпера¬
тура воздуха, а за определяющий размер — эквивалентный диаметр
элементарного аэродинамического канала.
Применение этой секции в холодильнике тепловоза по сравне¬
нию с серийными секциями при одинаковой затрате мощности на про-
сасывание воздушного потока через секции позволит сократить
фронт холодильника и затраты цветных металлов на 20—25%.
70

Фиг. 39. Водо-воздушная секция с гофрированным оребре¬
нием:
1 — коллектор; 2 — трубная коробка; 3 — гофра; 4 — трубка;
5 — боковой щиток.

К шл/мгч.°С
3 Ч 5	6	7	8	9	10	12 14 16 18 иезкг/мгсек
Фиг. 40. Коэффициент теплопередачи и аэродинамическое
сопротивление водяных секций с гофрированным оребрением
(сплошные линии) и коллективным оребрением (штриховые
линии)	=	75-ь	80°	С;	хср	= 50-ь 55° С).
§ 5. МАСЛО-ВОЗДУШНЫЕ ТЕПЛООБМЕННИКИ
Масло-воздушные теплообменники отличаются от аналогичных
по конструкции водо-воздушных теплообменников значительно мень¬
шей теплорассеивающей способностью при одинаковых габаритах.
Это обусловлено более низким значением теплопроводности и боль¬
шей вязкостью масла по сравнению с водой.
В транспортных машинах, где в качестве основного двигателя
применяются высокофорсированные двигатели внутреннего сгорания
с охлаждаемыми поршнями и, следовательно, с большим тепло¬
выделением в масло, холодильники масла имеют большие габариты
и вес. Так, например, на тепловозе ТЭЗ холодильник масла состоит
из 36 масло-воздушных секций (60% от общего количества секций)
и 24 водо-воздушных секций, одинаковых по габаритам с масляными,
несмотря на то, что тепловыделение двигателя 2Д100 в воду прит
72

мерно в 2 раза больше, чем в масло, и водяные секции расположены
во втором ряду, т. е. работают в гораздо более тяжелых условиях.
В тепловозах с гидромеханической передачей холодильник масла
увеличен почти вдвое за счет секций охлаждения масла гидропере¬
дачи.
В последние годы проведено много работ по улучшению конструк¬
ции масляных радиаторов и повышению их эффективности.
Фиг. 41. Серийная масляная секция тепловоза ТЭЗ:
1 — коллектор; 2 — трубная доска; 3 — усилительная доска; 4 боковой щиток;
5 — пластина оребрения; 6 — трубка.
Ташкентским институтом инженеров транспорта (ТашИИТ) [161
были испытаны серийные масляные секции тепловозов, состоящие
из 80 плоских латунных трубок ЛТ-96 (ГОСТ 1019-47), концы кото¬
рых заделаны в медные трубные коробки с усилительными досками
и припаяны к ним. Расположение трубок — коридорное. Для уве¬
личения поверхности, омываемой воздухом, трубки оребрены кол¬
лективными тонкими (0,1 мм) медными пластинами. Пластины при¬
паиваются к трубкам припоем ПОС-18 (ГОСТ 1499-54).
Пайка осуществляется методом окунания. Общий вид секции
показан на фиг. 41, а геометрические характеристики приведены
в табл. 15 (№ 1).
В результате испытаний получены следующие выражения для
подсчета аэродинамического сопротивления секций Ар:
для секции без жалюзи
Ар = 0,815^>55 кГ/м2\
(108)
73

для секций с жалюзи
Ар - 1,02а1'66 кГ/м\
(109)
где а — весовая скорость воздуха в кг/м2сек.
Л-Л
Фиг. 42. Алюминиевая цельноштампованная ребристая трубка.
Обобщение опытных данных по коэффициенту теплоотдачи .от
стенки к воздуху и аэродинамическому сопротивлению позволяет
получить зависимости:
для секций без жалюзи
[	N11 - 0,0324Ке0’73;	(110)
I	Ей =-91,7Ке-0'44;	(111)
-20-
10
10
для секции с жалюзи
Nи — 0,036Ке°>73;	(112)
Ей - 146Ке-°>48.	(113)
Эти зависимости дают удовле¬
творительный результат при 300 <
<	Ке > 3000.
Московским институтом инже¬
неров ж.-д. транспорта (МИИТ)
[12] проведено исследование те¬
плопередачи, гидравлических и
аэродинамических сопротивлений
масло-воздушных радиаторов пяти
типов. Были исследованы:
а)	часть масляной секции
с оребрением тепловоза ТЭЗ (№ 1);
б)	то же, но без оребрения
(№2);
в)	радиатор, изготовленный по образцу секций холодильника
тендер-конденсатора паровоза СО*, с медными эллиптическими
трубками, оребренными пластинами из белой жести (№ 3);
г)	радиатор с той же разбивкой труб, что и радиатор № 3,но с при¬
менением цельноштампованных алюминиевых трубок (фиг. 42), изго¬
74
Фиг. 43. Разбивка и размеры трубок
' • радиаторов № 3, 4 и 5.

товленных по технологии, разработанной сотрудниками Военно-
воздушной академии им. Жуковского (№ 4);
д)	радиатор из круглых неоребренных латунных трубок (№ 5).
Все радиаторы имели одинаковые габариты. Размеры и раз¬
бивка труб радиаторов № 3, 4 и 5 показаны на фиг. 43. В табл. 9
приведены геометрические характеристики указанных радиаторов.
Таблица 9
Параметры
Тип радиатора
№ 1
№ 2
№ 3
№ 4
№ 5
Поверхность, омываемая
воздухом, в м2
Поверхность, омываемая
маслом, в ж2 . .
Минимальное живое сечение
по воздушной стороне в м2 .
Живое сечение по масляной
стороне в м2 . ’ . .
Эквивалентный диаметр
трубки дэ в м
Расстояние между ребрами
в м 	 ........
Расстояние между трубками
в м
4,93
0,852
0,0281
0,003378
0,00476
0,00308
0,947
0,852
0,03
0,003378
0,01
3,2
0,4146
0,023
0,003672
7,73
0,00277
2,29
0,428
0,023
0,00415
5,35
0,0026
0,751
0,501
0,03159
0,00167
0,0141
Для определения коэффициента теплоотдачи от стенки к воздуху
была получена зависимость
N11 = СКе".
Значения величин С и п для радиаторов различных типов
Тип радиаторов	№ 1	№ 2	№ 3	№ 4	№ 5
С ..... 				0,078	0,02/4	0,12	0,092	0,0487
п			0,7	0,837	0,52	0,58	0,615.
Для коэффициента теплоотдачи от масла к стенке в радиаторах
№ 1 и 2 была получена зависимость
Ми, = 0,815 (Ре,4)«	(114)
где АТ — разность между средней (по смешению) абсолютной темпе¬
ратурой масла и средней (для всего радиатора) абсолютной темпе¬
ратурой- стенки;
Т — абсолютная температура масла.
Средняя абсолютная температура стенки определялась по фор¬
муле

т,пл 1СР ^вз~^~ *вз
где гвз =	^		— средняя температура воздуха в пределах радиа-
тора (Iвз и 1"вз — соответственно температура воздуха при входе
в радиатор и выходе из него в °С);
0^вз — тепло, полученное воздухом, в ктл/ч\
авз — коэффициент теплоотдачи от стенки врздуху в ккал/м2ч°С;
Рвз—поверхность теплообмена со стороны воздуха в м2.
Критериальные величины Ре и Ми относились к средней темпе¬
ратуре масла в радиаторе.
Для радиаторов № 3, 4 и 5 было получено выражение
N1^ = 5,145 Ке°'25-^-	.	.	(115'
Из приведенных зависимостей видно, что влияние симплекса
на теплопередачу в радиаторах № 3, 4 и 5 больше, чем в радиаторах
№ 1 и 2. Авторы исследования объясняют это затрудненностью раз¬
вития свободной конвекции и турбулизации потока в щелевых труб¬
ках.
Сопротивление радиаторов может быть определено по формуле
Дарси
(116)
с
где "С, — 		коэффициент гидравлического сопротивления со
стороны воздуха (величины С и п, определенные в результате испы¬
таний, сведены в табл. 10).
Таблица 10
Тип
радиатора
Масляная сторона 1
Воздушная сторона 2
С
п
Холодный радиатор
Горячий радиатор
С
п
С
п
№ 1
№ 2
№- 3
№ 4
№ 5
1	ФИЗИЧ!
2	В каче
яние между
трубками.
34
34
420
420
33
еские конст
‘стве опреде
ребрами т]
0,6
0,6
1,0
1,0
1,0
анты масла
>ляющего р
эубок в све
1,48
0,0645
0,93
0,571
9,25
при определен:
азмера при по,:
ту, для неоре(
0,25
0
0,25
0,25
0,25 .
ии относились ]
(счете принимг
эренных трубой
1,50
0,074
0,945
0,58
9,4
к температуре с
илось двойное ;
с — расстояние
0,25
0 ,
0,25
0,25
0,25
:тенки.
рассто-
между
К. Ф. Аксенов дает несколько иное выражение для определения
коэффициента гидравлического сопротивления со стороны воздуха
для секций типа секций тепловоза ТЭЗ:

где г — число рядов трубок по глубине;
йдвз — эквивалентный диаметр воздушных каналов;
Лэтр — эквивалентный диаметр трубок (внешний).
В результате испытаний установлено следующее:
а)	наиболее высокое значение коэффициента теплопередачи
у радиатора № 5;
б)	максимальная теплорассеивающая способность у радиатора № 1;
в)	максимальное гидравлическое сопротивление у радиатора № 1;
г)	максимальное аэродинамическое сопротивление у радиатора
№5;	,
При сравнении опытных радиа- ^ /—аТ
торов по энергетическому показа¬
телю Тг—«	(где 0 — теплорас-
N 63 “Г N м
сеивающая способность радиатора
при определенном режиме работы
в ккал/ч, 1\[вз и Nм— затраты мощ¬
ности на просос охлаждающего
воздуха и прокачку масла в л. с.)
оказалось, что наиболее высокие
его значения у радиаторов № 4 и 2
и значительно более низкие —
у радиаторов № 1, 3 и 5.
Наиболее рациональные конс¬
трукции радиаторов по условиям
теплообмена характеризуются
вполне определенным соотноше¬
нием термических сопротивлений со стороны обоих теплоносителей,
соответствующих максимальному значению энергетического пока¬
зателя рабочей поверхности^ охлаждающего элемента радиатора.
Как показал анализ, это соотношение термических сопротивлений
в тепловозной гладкотрубной масло-воздушной секции далеко от ука¬
занного условия (фиг. 44).
Очевидно, что увеличением скорости воздуха и уменьшением
шага охлаждающих пластин можно добиться незначительного повы¬
шения тепловой эффективности данной секции, так как термическое
сопротивление со стороны воздуха в зоне рабочих скоростей в 3—
4 раза ниже термического сопротивления со стороны масла, но можно
резко увеличить аэродинамическое сопротивление секции. Так, напри¬
мер, исследования, проведенные НАМИ с автомобильными радиа¬
торами различных типов с гладкими трубками, показали, что уве¬
личение числа пластин вдвое (степень оребрения возрастает с 2 до 3)
повышает теплорассеивающую способность радиатора на 15—18%,
а его аэродинамическое сопротивление возрастает примерно на 30%.
Для масло-воздушных радиаторов с гладкими плоскими трубками
рациональной является сравнительно малая степень оребрения.
НАМИ рекомендует максимально допустимую степень оребрения,
равную примерно 2,5—3,0.
2-Ю3
12
■«■4
Фиг. 44. Термическое сопротивление
гладкотрубной секции со стороны воз-
1	1
духа —— и со стороны масла
\а^)вз	\аг )м
0	4-	8	а8з	кг!и2сек
77

Значительно больший эффект дает снижение термического сопро¬
тивления со стороны масла. Это возможно при увеличении поверх¬
ности, омываемой маслом, Рм и коэффициента теплоотдачи от масла
к стенке ам. Поверхность Рм можно увеличить за счет внутреннего
оребрения.
Одним из обычно применяемых методов увеличения коэффициента
теплоотдачи от жидкости к стенке является повышение скорости
потока. При ламинарном режиме движения жидкости интенсивность
теплопередачи увеличивается незна¬
чительно, при переходе же в область
турбулентного режима она сильно
возрастает.
Для масел в силу их большой вяз¬
кости осуществление турбулентного
режима путем увеличения скорости
потока невыполнимо. Критические
скорости для них настолько велики,
что практически их нельзя достичь
из-за больших сопротивлений. По¬
этому в масловоздушных холодиль¬
никах целесообразно применять
искусственную турбулизацию потока
масла.
Для определения степени влияния
турбулизации масла на теплопере¬
дачу в НАМИ были испытаны радиа¬
торы с круглыми гладкими трубками
без турбулизирующих вставок и со
вставками. Применение турбулиза-
тора, показанного на фиг. 45, а, дает повышение теплорассеиваю¬
щей способности, радиатора в 1,6—2,0 раза, а турбулизатора, по-,
казанного на фиг. 45, б — в 1,6—1,8 раза.
ВНИТИ проведены сравнительные испытания масло-воздуш-
ных секций разной конструкции. Были испытаны следующие четыре
модели:
а)	укороченная серийная секция № 1 тепловоза ТЭЗ;
б)	секция № 2, в которой каждая трубка изготовлена из двух
половин и по длине трубок к их стенкам медной фольгой в ней¬
тральной среде припаяны специальные турбулизирующие решетки
(фиг. 46);
в)	секции № 3 и 4 с внутренним оребрением конструкции Коломен¬
ского тепловозостроительного завода им. В. В. Куйбышева, отли¬
чающиеся только шагом расположения охлаждающих пластин
(фиг. 47).
Геометрические размеры испытанных секций приведены
в табл. И.
В результате испытаний получены критериальные зависимости
для определения коэффициента теплоотдачи от масла к стенке:
78
фиг. 45. Круглые трубки с тур-
булизирующими вставками.

к
ч
>>
\о
«
к
я
м
(V
и
I В
<о О
к
• - №
сз а
Ш-и
С о
.0 4
Ч <я
« К
сз сз
со
10 &<
о
■Г- н
К со
К К
и К
Дю
8 ^
« •
^ «“(о
..а-®
^ 2 со"
^ 03 со
у 4
« ^ и
сз а
к 5^
§ёИ
л к
§|>
«оо
к
я о к
^ а. сз
со
I* ■
°^> .
К
е
СЗ
8
.►\о
СЗ >,
« а
ХО н
о
■*&
к 2
<я л
к >=с
'о^
>> с«
а-ч
^ х
I
: к
I и
79

0 0 00 0000 00
0000000000
00 000000 00
0000000000
пппппппппп
00 000000 00
0000000000
0000000000
0000000000
л
ЕЙ
!_
$ ^ Чо
СЪ' ^ ^
^ 5:
! 1!
^ СС1
^
к
к
Я"
к
и
си
Он
\о
си
о.
о
Е
к
к
я
<и
Оц
н
>.
к
са
сЗ
Ч
О
ей
СЗ
«
К
К
л
ч
к
§
§
X
«
к
Я"
«
X
к к
I-
аа
4 И-
ё*
<и
<и «
к
И X
а) 2
««
° %
ч л
о к
С О
ев Я
а ч
|"
к
/
X 1 ;Г	1
> Й
1 1
1 Т
1 \ <М>
1 ! \ \
гг
1
1 1
1 1
1 Г
I
т—Г
! Г
1
И
1	Г
! 1
л	^;
1 М	1_
1 /
\
у
Ч 1 |Т >
к
н
3
с
О
8
О
иэ:
^ а
о
§2
я %
* 5
а) И
о й)
К.
н я
а к
X ч
8 С
Э" |
2 1
80

Таблица 11
Параметры
Модель
№ 1
№ 2
№ 3
№ 4
Рабочая длина трубок в
мм
340,0
339,6
336,0
335,0
Общая ширина секций
в мм
152,4
153,7
153,8
152,8
Рабочая ширина секции
в мм
138,4
139,7
139,0
139,1
Число охлаждающих
пластин
99
99
102,0
129,0
Шаг между охлаждаю¬
щими пластинами в мм .
3,28
3,28
3,28
2,50
Число трубок в секции
80
56
880
80
Поверхность охлаждения
секции в м2
5,34
4,94
5,456
6,63
Проходное сечение одной
трубки в м2		 .
0,457* 10~4
0,56.10-4
0,416-10-4
0,416.10"4
Общее проходное сечение
всех трубок в м2
36,56-Ют4
31,36-10"4
33,3-10-4
33,3 *10-4
Живое сечение секции по
воздуху в м2
32Ы0-4
308,0-10-4
319-10-4
315-10-4
Расположение трубок . .
Коридорное
Шахматное
Коридорное
Вес секции в кг ... .
20,791
22,848
21,4 |
21,332
для секции № 1
N„,.4,675 (ре,4П^)“;	(П7)
для секции № 2
:	.	‘	М“, = 0,241 (ре,4)',,(^)";	,118)
для секций № 3 и 4
/	И	\	0.225	/	р	\	0,25
Ми,— 2,19^Ре,~)	(^)	.	(119)
Определяющими величинами в этих выражениях являются
эквивалентный Диаметр и средняя температура масла в радиаторе.
Наиболее высокий коэффициент теплоотдачи от масла к стенке
получен для секции № 2 (фиг. 48). Некоторое снижение ам для сек¬
ций № 3 и 4 по сравнению с секцией № 1 вызвано более развитой
поверхностью, омываемой маслом. Зато по коэффициенту теплопере¬
дачи (фиг. 50) эти секции превосходят секцию № 1. У секции № 2
коэффициент теплопередачи в 2—3 раза больше, чем у секции № 1.
Из приведенных графиков видно, что изменение скорости масла
и воздуха незначительно влияет на величину коэффициента тепло¬
передачи серийной секции № 1 и секций № 3 и 4 с внутренним ореб-
6 Малинов 1068	81

рением, а коэффициент теплопередачи секции № 2 с турбулизацией
потока масла при этом резко изменяется. Кроме этого, испытаниями
установлено следующее:
(Хм ккал/м2ч °С
Фиг. 48. Изменение коэффициента теплоотдачи
от масла к стенке в зависимости от скорости
масла в трубках — 73-ь78° С; %' = 7-ь 12° С;
иез & 15 кг/м1 сек).
а)	гидравлическое со¬
противление секций с тур¬
булизацией значительно
выше по сравнению с со¬
противлением других сек¬
ций;
б)	аэродинамическое
сопротивление секции
с турбулизаторами не¬
сколько выше, чем у се¬
рийной;
в)	уменьшение шага
охлаждающих пластин
в секциях с внутренним
оребрением с 3,28 до 2,5
вызывает снижение коэф¬
фициента теплопередачи
на 15%.
На основании проведенных экспериментов во ВНИТИ была раз¬
работана конструкция масло-воздушной тепловозной секции с тур¬
булизацией потока масла (см. фиг. 46); геометрические характери-
К ккал/м2ч°С
80
60
40
20
О
0,2
ОА
0,6 ум м/сек
13
17и§3 кг/м2 сек
Фиг. 49. Изменение коэффициента те¬
плопередачи в зависимости от скоро¬
сти масла в трубках = 80° С;
ивз =15 кг/м2 сек\ %' = 10° С.)
Фиг. 50. Изменение коэффициента те¬
плопередачи в зависимости от весовой
скорости воздуха (^=0,36	м/сек;
1= 80° С; %' = 5-ь 10° Св¬
етики этой секции приведены в табл. 12. На фиг. 51—55 дано сравне¬
ние ряда характеристик данной секции и серийной. Не уступая
серийной гладкотрубной секции по общему энергетическому показа-
82

Таблица 12
Тип секции
Параметры
С коллективным
оребрением
Г ладкотрубная
с турбулизато¬
рами
С гофрирован¬
ным оребрением
с турбулизато¬
рами
Длина трубок в мм ....
1220
550
550
Рабочая длина трубок в мм
Размеры сечений трубок
(осевые) в мм:
1206
525
535
наружные
4 X 17,5
4,5 X 27,4
4,5 X 27,4
внутренние
2,9 X 16,4
3,5 х 25,4
3,5x25,4
Ширина секции в мм . . .
154
154
154 |
Глубина секции и мм . . .
Эк и и гз а л ен тн ы й д и а метр
197
200
186
трубки в мм
Число охлаждающих пла¬
5,08
1,94
1,94
стин (лент)
364 X 2
159 X 2
10 X 2
Шаг оребрения в мм ...
3,28
3,28
3,1
Число трубок в секции . .
80
60.
54
Расположение трубок . . .
Число рядов трубок по глу¬
Коридорное
Шахматное
Коридорное
бине
8
6
6
Живое сечение трубки в м2
Живое сечение секции для
0,475«10-4
0,56 х Ю,-4
0,56 х Ю-4
прохода жидкости в м2 ...
Живое сечение секции для
0,00366
0,00336
0,00302
прохода воздуха в м2 . . .
Поверхность, омываемая воз¬
0,1135
0,04884
0,0558
духом, в м2 . . .
Поверхность, омываемая
19,3
8,66
15,3
жидкостью, в м2
3,76
3,83
3,45
Ширина лент в мм ....
Длина выпрямленных лент
91
в мм .......
—
—
4270
Вес секции в кг . . . . . .
48,7
32,5
33,0
телю —гг—^ А - - - , секция с турбулизаторами значительно превосходит
N вз \^М	•
ее по неполному энергетическому показателю -гг— и по теплорас-
** вз
сеивающей способности (благодаря более высокому коэффициенту
теплопередачи).
Зависимость коэффициента теплопередачи секции с турбулиза¬
торами от весовой скорости воздуха при различных скоростях масла:
в трубках показана на фиг. 56. Для определения коэффициента тепло¬
отдачи от масла к стенке справедлива формула (118). Гидравлическое
сопротивление секции с турбулизаторами можно определить по фор¬
муле (116), в которой коэффициент гидравлического сопротивления?
-	53,2
^ = Ке0’64
6*
83,

Анализ термических сопротивлений секции с турбулизацией
потока масла показал, что шаг оребряющих пластин 3,28 мм, при¬
нятый ранее, больше* оптимального. На основании опытных данных
ВНИТИ и Луганского тепловозостроительного завода им. Октябрь-
<? 0.
скои революции	определен оптимальный	по	-	и	-л ■ ■ ^—	шаг
™ вз	^вз^цм
оребряющих пластин для рабочего диапазона скоростей воздуха
10—15 кг/м^сек,	равный	2,75—2,8 мм.
Для снижения	расхода	цветного металла	на	изготовление тепло¬
возных холодильников можно заменить мельхиоровые охлаждаю¬
щие элементы (трубку и турбулизатор)
масляной секции стальными. Теорети¬
чески от такой замены теплотехнические
показатели секции не должны заметно
измениться, так как термическое сопро-
б
тивление стенки -т- настолько мало по
к
сравнению с термическим сопротивле¬
нием со стороны масла и воздуха, что
им можно пренебречь. Проведенные во
ВНИТИ испытания масляной секции
со стальными трубками с турбулизато-
рами полностью подтвердили это пред¬
положение. Однако при внедрении сек¬
ций со стальными трубками необходимо
решить вопрос защиты их от коррозии.
Сама технология изготовления трубок
с турбулизаторами дает частичное ре¬
шение этого вопроса. При спекании
трубки внутри омедняют, а наружную их поверхность лудят при
припайке ребер. Надежность такой антикоррозионной защиты может
быть проверена только в результате длительной эксплуатации трубок.
Возможность замены медного оребрения латунным исследова¬
лась в НАМИ для масло-воздушных радиаторов с гладкими пло¬
скими трубками. Такая замена приводит к незначительному (на 3—
5%) снижению тепловых показателей радиаторов. Это объясняется
тем, что термическое сопротивление со стороны масла значительно
выше, чем со стороны воздуха. Для гладкотрубных радиаторов такая
замена целесообразна. Этот вывод нельзя считать справедливым
для секций с турбулизацией потока масла, где термическое сопро¬
тивление со стороны воздуха выше, чем со стороны масла.
С целью увеличения эффективности и упрощения технологии
изготовления секций ВНИТИ была разработана конструкция масло¬
воздушной секции трубчато-ленточного типа. Для выявления опти¬
мальной компоновки рабочих поверхностей масло-воздущных сек¬
ций данной конструкции были -Проведены сравнительные испыта¬
ния моделей секций с различной глубиной и степенью оребре¬
ния [61.
К кка/]/м2ч°С
Фиг. 51. Коэффициенты тепло¬
передачи масло-воздушных те¬
пловозных секций /^= 70-г-
-т- 75° С; им = 0,25 м/сек;
1 — с турбулизацией; 2— гладко¬
трубных.
84

/	2	3	4	5	6	78910	20
ивз кг/м2сек
Фиг. 52. Аэродинамические сопро¬
тивления тепловозных секций раз¬
личных типов:
I— масляной с турбулизацией; 2 — мас¬
ляной гладкотрубной; 3 — водяной.
м/сек
Фиг. 53.^Гидравлические сопроти¬
вления тепловозных секций раз¬
личных типов ^ = 70-^75° С):
1 — масляной с турбулизацией (рабо¬
чая длина I = 525 мм); 2 — масляной
гладкотрубной (/ = 1206 мм); 3 — во¬
дяной (I = 106 мм).
Фиг. 54. Энергетический
показатель масло-воз душ¬
ных тепловозных секций
(т0 =20° С; 1™ = 85° С):
1 — с турбулизацией;
2 — гладкотрубной.
и}3 л с.
85

яо-ю3
160
80
\
\
\
\
V
ч
V
г
7
К к кал/м2 ч°С
ВО
О
0,2
ОА
0,6 Мобщ Л-С-
Фиг. 55. Общий энергетический показа¬
тель тепловозных секций (т0 = 20° С;
^'=85° С):
/ — масляной гладкотрубной (1р — 1206 мм);
2 — масляной с турбулизацией (1^ = 525 мм);
3 — водяной (1р = 1206 мм).
12 ивзкг/мгч
Фиг. 56. Зависимость коэффициен¬
та теплопередачи секции с ту.р.бу-
лизацией потока масла от весовой
скорости воздуха при различных
скоростях масла в трубках при.
№ = 70-т-75° С.
К ккал/м2ч °С;
ЛркГ/м2
80
Фиг. 57. Трубная решетка сек¬
ции трубчато-ленточного типа.
Фиг. 58. Зависимость коэффициента тепло¬
передачи и аэродинамического сопротив¬
ления от весовой скорости воздуха для
секцйй с турбулизацией потока масла
(С= 75-з-'80° С; хср = 45-50° С):
\ —трубчато-ленточной; 2—трубчато-пластин¬
чатой.
,86

Общий вид оптимального варианта масло-воздушной тепловозной
секции с гофрированным оребрением с турбулизаторами аналоги¬
чен показанному на фиг. 39, а ее трубная решетка дана на фиг. 57.
Геометрические характеристики этой секции приведены в табл. 12.
На фиг. 58 приведено сравнение масло-воздушных секций труб¬
чато-ленточного и трубчато-пластинчатого типов.
Оптимальный вариант масло-воздушной секции по сравнению
с лучшей из существующих секций — секцией с турбулизаторами —
имеет увеличенные значения:
а)	теплорассеивающей способности (3 на 20%;
б)	энергетического показателя ■§- на 18%;
N вз
в)	энергетического показателя с учетом затрат цветных металлов
0 на 17—18%;
Nвз@ц. м
г)	энергетического показателя поверхности фронта
N взР ф
на 18%.
Критериальные выражения для коэффициента теплоотдачи и аэро¬
динамического сопротивления секций с гофрированным оребрением
имеют вид
= 0,251Ке^5;
^	__	23,3
! - Ке/0,235 •
На основании сказанного можно заключить, что в данное время
трубчато-ленточная масло-воздушная тепловозная секция является
самой эффективной.
§ 6. ВОДО-МАСЛЯНЫЕ ТЕПЛООБМЕННИКИ
Наряду с охлаждением масла тепловозных двигателей и гидро¬
передач воздухом в ребристых плоскотрубчатых секциях широко
применяется охлаждение масла водой в трубчатых теплообменниках.
Последний способ охлаждения имеет ряд преимуществ по сравнению
с воздушным охлаждением, а именно:	исключается	воздействие
низких температур окружающего воздуха,непосредственно на масло,
что зачастую приводит к расстройству секций; упрощается система
регулирования температуры масла и система его подогрева. Способ
охлаждения масла водой является основным для паротурбинных
и судовых дизельных установок.
В настоящее время он распространен на тепловозах с гидропере¬
дачей, построенных в ФРГ и Англии, на французских тепловозах
«Алстом», на американских тепловозах «Электромотив» и «Алко»
и ряде других.
На отечественных тепловозах до последнего времени не приме¬
нялось водяное охлаждение масла, что можно объяснить отсутствием
в этом необходимости, а также отсутствием надежных и малогабарит¬
87

ных конструкций теплообменников. Водо-масляные теплообменники
применялись лишь в системах подогрева, однако их теплогидродина¬
мические качества были низки.
Впервые в отечественном тепловозостроении использование водо¬
масляного теплообменника для охлаждения масла двигателя было
осуществлено в 1958 г. Коломенским тепловозостроительным заводом
на тепловозе ТЭ50 мощностью 3000 л. с.
Все основные требования, предъявляемые к водо-масляиым
теплообменникам, можно разделить на эксплуатационные, тепло¬
гидродинамические и конструктивно-технологические.
К эксплуатационным требованиям относятся:	герметичность
и малая засоряемость поверхности теплообмена и теплообменника
в целом, удобство очистки, осмотра, ремонта, длительный срок
службы. Для тепловозного теплообменника особенно важно обес¬
печить первое требование — герметичность поверхности теплообмена.
В этих теплообменниках недопустимо не только проникновение
воды в масло, но и масла в воду, так как при замасливании водяной
полости резко снижается теплопередача. В теплообменниках судо¬
вых дизельных установок, а также паротурбинных установок с про¬
точной охлаждающей водой попадание масла в воду почти не вызы¬
вает замасливания водяной системы, так как просочившееся масло
уносится водой.
Теплогидродинамические и конструктивно-технологические тре¬
бования заключаются в обеспечении максимального теплосъема при
минимальном расходе мощности, минимальных габаритах и стоимости
поверхности теплообмена. Эти требования для тепловозного теплооб¬
менника также важны, так как располагаемый температурный напор
ограничен температурой охлаждающей воды, охлаждение которой
осуществляется воздухом с температурой до +40° С.
Основы конструирования водо-масляных теплообменников. Водо¬
масляные теплообменники в основном имеют трубчатую конструк¬
цию. Выбор такой конструкции объясняется ее простотой, компакт¬
ностью и удобством изготовления, эксплуатации и ремонта. Наличие
прямых трубок не создаёт трудностей при очистке внутренних
поверхностей, а также при замене поврежденных трубок. Кроме
этого, трубчатая конструкция позволяет работать при сравнительно
высоких давлениях теплоносителей.
Зачастую поверхность охлаждения со стороны масла оребряется
для уравнивания термических сопротивлений масляной и водяной
сторон.
Реализация максимального теплосъема с поверхности теплообмена
при равенстве других условий достигается противоточным или много¬
перекрестным движением теплоносителей. Важным условием при
конструировании является осуществление равномерного распре¬
деления скоростей теплоносителей, а также устранение вредных
перетеканий. Обычно между корпусом и трубным пучком для ликви¬
дации перетекания устанавливаются специальные заполнители из
алюминиевого сплава (фиг. 59,^ а) или щитки.

Для устранения вредных перетеканий теплоносителей между
корпусом и перегородками или для их значительного снижения пре¬
дельно уменьшают зазоры или ставят уплотнительные кольца из
масло-бензостойкой резины (фиг. 59, б) или металлические пружин¬
ные кольца (фиг. 59, в). Уплотнение перегородок крышек с трубными
досками осуществляется постановкой прокладок из паронита, резины
или латунных пластин толщиной 0,3—0,5 мм.
Скорости теплоносителей. От правильного выбора скоростей
теплоносителей зависит экономичность теплообменника. Однако
Фиг. 59. Устройства для устранения перетекания теплоносителей:
а — между барабаном и трубным пучком; б — между барабаном и перегородками (резина);
в — между барабаном и перегородками (пружинное кольцо); 1— проставка (алюминиевая);
2 — барабан; 3 — перегородка; 4 — уплотнительное кольцо.
определить скорость в каждом случае можно путем сложных тех¬
нико-экономических расчетов. Поэтому ниже приведены только
некоторые общие рекомендации.
При выборе скорости воды в водо-масляном теплообменнике
• следует всегда стремиться обеспечить коэффициент теплоотдачи
водяной стороны таким, чтобы общий коэффициент теплопередачи
определялся коэффициентом теплоотдачи со стороны масла. Обычно
это достигается при развитом турбулентном движении воды (Ке —-
= 10 ООО), обеспечивающем высокий коэффициент теплоотдачи.
Верхний предел скорости воды лимитируется прочностью трубок.
Для латунных трубок максимальная скорость пресной воды должна
быть не более 3 м/сек.
Коэффициент теплоотдачи со стороны масла в водо-масляном
теплообменнике, определяющий коэффициент теплопередачи, нахо¬
дится в прямой зависимости от скорости масла. Поэтому для повы¬
шения теплопередачи надо стремиться к увеличению скорости масла,
учитывая при этом допустимые гидравлические потери. В практике
эксплуатации теплообменников в судовых и стационарных установ¬
ках скорость масла (и воды) принята часто заниженной, результатом
чего является низкая эффективность теплообменников.
Исследованиями теплопередачи и гидравлических сопротивлений
поверхностей теплообмена из гладких круглых трубок было уста¬
89

новлено, что скорость масла должна быть увеличена до 1,5 м/сек
и более. Такие скорости обеспечивают высокую эффективность при
допустимых гидравлических потерях.
Сопряжение трубок с трубными досками. Крепление трубок
б трубных досках должно обеспечивать полную герметичность соеди¬
нения даже при наличии температурных напряжений, а также воз¬
можность легкой замены дефектных трубок без повреждения трубной
доски. Наиболее распространенным способом крепления стальных,
медных, латунных и алюминиевых трубок является развальцовка.
В ответственных конструкциях, какой является тепловозный тепло¬
обменник, кроме развальцовки, концы трубок с каждой стороны
отбуртовывают и заливают припоем (методом окунания) или обвари¬
вают.
В настоящее время ведутся работы по сварке трубок с трубными
досками с помощью медной фольги путем высокотемпературного
нагрева. Результаты проверки такого соединения свидетельствуют
о его высокой прочности.
Компенсаторы температурных удлинений. В теплообменниках
возникают температурные напряжения, которые обусловлены раз¬
личными коэффициентами температурных удлинений материалов
и различными температурами теплоносителей. Для компенсации
этих напряжений теплообменники имеют специальные устройства.
Так, например, для теплообменников небольших диаметров распро¬
странен линзовый компенсатор, который может быть выполнен
из сильфона с бронированными кольцами (фиг. 60, а). Компенсация
температурных удлинений может быть также осуществлена за счет
того, что одна из трубных досок делается подвижной. В этом случае
необходимо ставить сальник, кольцевую мембрану (фиг. 60, б) или
устраивать камеру (фиг. 60, в).
Сальниковое уплотнение обычно устанавливают в теплообменни¬
ках, работающих с большими температурными перепадами. Кольце¬
вая мембрана плоская или профильного сечения применяется при
небольших перепадах давления между полостями и незначительной
разнице температур. Устройство специальной камеры увеличивает
габариты теплообменника, поэтому чаще всего применяется в тепло¬
обменниках стационарных установок.
Разбивка трубок. Создание компактной поверхности теплообмена
|аходится в прямой зависимости от размещеня трубок в трубных дос¬
ках. Разбивка трубок определяется их взаимным расположением
и расстоянием между осями — шагом I. Обычно стремятся шаг тру¬
бок выполнить минимальным для обеспечения большей компактности
и увеличения скорости теплоносителя. Однако минимальная величина
шага лимитируется креплением трубок в трубной доске, допустимым
гидродинамическим сопротивлением протеканию теплоносителя между
трубками, а также прочностью трубной доски.
^ При сравнительно небольших давлениях и вальцовочных соеди¬
нениях / = (1,25-ь 1,3) йн, где йн—наружный диаметр трубки.
При высоких давлениях шаг обычно увеличивают.
90

Из всех имеющихся типов разбивок трубок в трубной доске
(коридорной, шахматной, радиальной, по концентрическим окруж¬
ностям) наиболее распространена шахматная разбивка и ее частный
случай — треугольная разбивка, обеспечивающая максимальную
компактность поверхности теплообмена. Элементарная площадка
трубной доски, приходящаяся на одну трубку, составляет для квад¬
ратной разбивки / = /2, а для треугольной [ = I2 зщ 60° — 0,866/2.
Фиг. 60. Способы компенсации температурных деформаций:
а — линзовый компенсатор; б — мембранный компенсатор; в — под¬
вижная нижняя камера; 1 — сильфон; 2 — патрубок; 3 — кольцо;
4 — мембрана; 5 — зажимное кольцо.
Это указывает на то, что при одинаковом шаге в случае треугольной*
разбивки площадь трубной доски сокращается на 15,5%по сравнению
с площадью трубной доски при квадратной разбивке.
Материал. Срок службы теплообменника в основном определя¬
ется материалом поверхности теплообмена. Материал следует выби¬
рать с учетом свойств, скорости движения, температуры и давления
теплоносителей.
Для тепловозных теплообменников, в которых обычно исполь¬
зуется пресная вода, содержащая растворенные соли и газы, чаще
всего применяются трубки из меди или сплавов меди с цинком
(латуни). Эти сплавы обладают коррозионной стойкостью, что явля¬
ется их основным преимуществом по сравнению со сталью. Для
судовых теплообменников, где используется морская вода, трубки
91

изготовляют также из сплавов меди и цинка, но чаще из сплавов
меди с никелем (мельхиор), коррозионная стойкость которых выше
латуни. Стальные трубки для пресной воды применяются редко,
а для соленой совсем не применяются. Однако в настоящее время
усиленно ведутся работы по замене цветных металлов в тепловозных
теплообменниках сталью с антикоррозионными покрытиями (оловом,
цинком). Это значительно удешевит стоимость последних, а также
уменьшит расход дефицитных материалов.
Конструкции водо-масляных теплообменников. В ЦНИДИ были
разработаны	новые	теплообменники со спирально-проволочными
турбулизаторами. Одним из них является теплообменник МХ-1.
Теплообменник состоит из
медных трубок, вваренных
латунью в медные трубные
доски. В каждой трубке
установлен турбулизатор
(фиг. 61), изготовленный из
алюминиевой проволоки диа¬
метром 0,8 мм. Проволока
свивается в спираль на оправ-
Фиг. 61. Спирально:проволочный турбули- ке диаметром 1,9 ММ. Спи-
затор:	раль, в свою очередь, нави-
1 -	спираль; 2 —	стержень.	вается на стержень диамет-
ром 1,2 мм и прикрепляется
к нему, после чего калибруется до диаметра 8Х3мм. Трубка перед
сборкой также калибруется до диаметра 8+°’°*| мм. Установка тур-
булизаторов в трубки выборочная, что обеспечивает контакт поверх¬
ности турбулизатора и трубки. Введением турбулизатора дости¬
гается коэффициент оребрения поверхности, равный 3.
Поток масла, циркулирующий по трубкам, встречая на своем
пути турбулизаторы, разбивается на мелкие струйки и интенсивно
перемешивается, благодаря чему разрушается пограничная масляная
пленка и повышается теплоотдача от масла к стенке трубки. Охла¬
ждающая вода циркулирует по межтрубному пространству попе¬
речным потоком, направляемым тремя сегментными перегородками.
Описанная конструкция теплообменника обеспечивает высокие теп¬
лотехнические и весовые показатели, а также небольшие габаритные
размеры.
Наряду с положительными качествами турбулизаторов сле¬
дует отметить, что их установка создает повышенное сопротивление
протеканию масла и вызывает необходимость частой очистки тепло¬
обменника. Калибровка же турбулизаторов и трубок усложняет тех¬
нологию изготовления теплообменника и увеличивает его стоимость.
Характеристика теплообменника приведена в табл. 13.
На судовых и стационарных установках получил широкое рас¬
пространение водо-масляный теплообменник МХД-22, изображенный
на фиг. 62. Отличительной особенностью его является высокая
эффективность и компактность. Охлаждющий элемент 4 теплообмен-
92

93

Теплообменники
С
3
а
Ь-
\о к
а ? РР<
н Л н”
О Ь Я ^
^ сг
К со
и
«
. **
| «о 3
02^
5 и ^ 3
с со св Д
Ь ° 4 >>
03 и О,
ю
>>
Оч
н
о
ч
и
>,
си
&
СО '
СО
00
со
о
см
со
об'
(О
о
со
О)
г<
ю
срЛ
"'Г'
'ф
со
со
00
ю
го4
сГ
о
см
см
’-ч
о4
%<
»я э§
о 2«
я * о
сп
о*
>Я
Л
О 2.ХО
^ си Си
С 1 04 Н
^ о
00
о-^
СО
ю.
, 00
СО
К
о
1 ю
' 1
со
о4
О (М
®СГ>
§:>
С^Г
л О) м
^8^!ё
аа^ ^\Я
8 о т зъ,
5 ° я 5 Э"
ёгз *»
т & х
СМ
со
00
о"
00
5 ^ ^ ^
хо ^ ^ о,
^ОнЧ 5-.§
^СЗ Ч ° Ш
Р? И о 5 к
§ О “ 3 ^
*	^	Я Он
3 к
« н
Чъя §
О) Я ~
3 Й
ю
СО
о
о
о"
°1
со"
СО
СО*
О
стГ
ч:
х
3
03 К
= Он
Ч н
У -3 Н
\о >> >>
>>Ю х «
ййд О
н >-> \о
8^>>
1°!?
н
ч »я
с “
ю
о4.
X
00
1Л
см"
см
X
см
А<	&	м
2	о	СО	Я
^	1=2	К	Он
^ м	^
о-	о	\о	Я	О
ч	с	^	§	Он
>>° ~ о н
Он»К §
« з §, Н
ю
ю
со
ио
со
см
о
о*
о"
00
о*
ю
о
о
о
т*<
00
о
я
2
03
4
*
са
ч
х
о
с
к
н
СО
Он •
Е-*
><
К
о
я •
Я ■
<&
си •
Л
&
н
о?
<и •
о
ез
К
о
О 1
я
X
(М
X
К
с;
03
я
К
Он ^
о«
си
м
о
ей
ч
о
си ^
§
ю
о
К
3
м
2 «
оЗ
с
К
ч:
а м
о
ХО
!
аз
ч
*
КЗ пП
ч
о^
2 ь
2 И
к® О)
о 5
О <и
я .
2-
СО
Ч си
**
са
ч ”
§сэ
03
ь
я
о си
си
ю аз
4
Ег ^
^ И
К
са к
Ч К
о
Л §
ЗЮ
§§
X с
О си
03 Ь
Он со
си
’§ю
§ §
Ч си
Iе-
§ 8-*
X о-ч»
о » ^
&
Ч м
о <50
о к
^ 2 ®
си ч я
о ^
м 2
94

Продолжение табл. 13
«я к
■ 2 ч
8 н 11 си
^ ег 03 ы.
й\0
Ч >,КСО
Н Ч
1® О ь
Ч Л м- 03
§ я « у
|§§%
н И ^ а
н
*
о ^
_Г а.
о
оо
О4
- а.
ю
со
п<
00
Ю
°ь
%<
м
©.&
00
со"
о"
о
00
ю
со
00
О
СО
со.
«со
Ч О
а> сч
л &
во;
к
^ *
§а
О оз
К
о
Г^
со
о4
со^
'Ф
о
X
X
аз
ю ^
СО >>
•• о,
О н
га
со
со
СО
сГ
сч
00
00
сч
со"
сгГ
00
ю
со
1—1
X
03
В
X
3
Ю Ю
° Он
. н
И
'Ф
о"
ю
со
°1
СО
*-«Л.
стГ
о"
'ф'
со~
об
со
со
со
т—1
а
о
о, •
V >С
г л ^
и со
о
о
О-
§ *
г Ч ^
и о
_г <*/
О- ^
<и о
§ *
1-3
З'О
О
ч
§§
^ О
Н И о
03 л)
'•^ *
V—I ^	^
В 05
Н ® «
. сх к
с к
О
о,
>>
Ё
сх
си
с
03	со
04	к
н си,
03 Ч
Он о
0) X
§ га
03
X
„	К
<и	к
Н к х
о, <и
с §
О
ж м
к
к о.-
К ^ ^
ч
си сз
Он Ч
<-> Й
сд
к «
Он к
с ж
►а к
Й- ^
о ^
§ 'Я
-3 °
03 о
-о. ч
>> с
н <и
оз н
Он
О
к
Он
к
<и
с
13
\о
КС
о
о
о
га
ч
03
Он
>>
с
си
Н
О
8
со
о
Он
К
М
й)
т
<и
й «о
§
ч
<и
о
03
н
X
2
к
га
X
95

Продолжение табл. 13
55 «
1 Л Ч
§5 г; о.
тою и г*.
Ч >.Ясо
(- а, т
н К
см
СО
СО
СМ
'ф
со
00
СО
сГ
о"
см
о"
СО
| ВД о Л
2 л « й
§ я «2
н п и. >*
00
со
см
О
О
СО
см
Ю
ю
' СО
00
ст>
со
со
СО.
о*
о"
см"
со
о “Э
ю Л
1И
со.
оо~
00
ю
<ф
ю
ю
ю
СО
со
СП
СГ)
СТ>
аз
00
см
О4
сГ
о*
о"
—г
О
ю
си«
тосо
«С*
Ю	X
1>Г
—<
О
О
Г-
ю
о"
со
ю
00
со
см
ю
о'
о"
о~
'ф
о"
о
со"
т—.	ХГ*
X
Ю
«с
о
со"
'ф
'ф.
со"
ю
о
о*
'ф
со
о,
о
с
сх
>>
Ч" Л д
с ^
§ О
о>
Н ю
Ф
о
си
§*
С к
0) Я'
Н я
си
Л ^ *Г
о к
Ч« Н '
§|@ '
Ж ки
8 аи
Ж д Ю
аг * 2 с?
к о с ^
5 »®Я ^
-&М О 3
|й« *
^а§Й
• я
ч
о ^
си
2 ^
0)<
К
я
О) <73
Ч Н
я х
к си
н о.
о н
Он (м
ООО
:_ Я «
*Н 1
сч
к
о
< V си
§ ё
К 03
н о- •
о н
О- N
ООО
*т~4 г
о к,
я 5«е
си да
я
о си
Я Ч
а’ “
° §
о.
в* >>
О «
* 2
о си
си «	.
а О О
о- .
С ^
* ш
0	<»
ё*
1	§
2	о
^ я
КС >,
о *
X
а си
си «
а о
си
*=С
О
X
*я я
Он
2 К
<3 н
>>§
ик
96
\

ника имеет ИЗО плоских трубок 5. Каждая трубка изготовлена
из двух мельхиоровых пластин 14 и 15, между которыми во всю длину
установлена медная турбулизирующая решетка 16. Пластины и ре¬
шетка сварены медной фольгой толщиной 0,06 мм в печи при высокой
температуре. Вваренная в трубку решетка является внутренним
оребрением и искусственным турбулизатором, повышающим тепло¬
отдачу от масла к стенке, благодаря чему достигается высокая
эффективность теплообменника при малых скоростях масла. Трубки
развальцованы и обварены в неподвижной 2 и подвижной 6 трубных
досках. Уплотнение подвижной трубной доски осуществляется
сальником, состоящим из двух уплотнительных колец 8 с промежу¬
точным кольцом между ними. Благодаря перегородке 11 охлаждаю¬
щая вода в межтрубном пространстве совершает два хода. Масло
в теплообменнике также совершает два хода. Таким образом, в тепло¬
обменнике осуществляется перекрестный ток. В последних конструк¬
циях теплообменников охлаждающий элемент жестко вварен в кор¬
пус 2. Это стало возможно благодаря малой длине трубок(/= 350 мм)
и, следовательно, незначительным температурным деформациям эле¬
мента.
Теплообменник МХД-22 наряду с положительными качествами
имеет и некоторые недостатки. К ним относятся сложность кон¬
струкции, большое сопротивление масляного тракта, быстрое загряз¬
нение трубок и трудность их очистки, высокая стоимость поверх¬
ности тёплообмена. Характеристика теплообменника дана в табл. 13.
На фиг. 63 изображен водо-масляный теплообменник автомобиль¬
ного двигателя ЯМЗ-206 мощностью 200 л. с., разработанный НАМИ
7 Малинов 1068	97

й'10 ккал/ч
в 1957 г. В отличие от ранее рассмотренных конструкций теплообмен¬
ник имеет наружное оребрение трубок. Движение масла осущест¬
вляется поперечным потоком в межтрубном пространстве, движение
воды — внутри трубок.
Теплообменник изготовлен из 191 стальной трубки 2. Разбивка
трубок — по концентрическим окружностям. Трубный пучок сна¬
ружи имеет коллективное оребрение из стальных пластин 4 толщиной
0,25 мм. Расстояние между пластинами 5 мм. Для поперечного тока
масла служат семь кольцевых перего¬
родок 3. Охлаждающий элемент, сво¬
бодно установленный в корпусе /,
фиксируется стопорными винтами 6.
Уплотнение между полостью масла
и воды осуществляется круглыми ре¬
зиновыми кольцами 5. Для защиты
от коррозии охлаждающий элемент
оцинкован горячим способом. Тепло¬
обменник подвергается гидравличе¬
скому испытанию: масляная полость
давлением 12 кГ/см2, водяная —
2 кГ/см2.
В табл. 13 и на фиг. 64 приве¬
дены	характеристики	теплообмен¬
ника.
На австрийском тепловозе с ги¬
дропередачей АМГ-5	мощностью
1100 л. с охлаждение масла двига¬
теля и гидропередачи осуществляет¬
ся водой в трубчатых теплообмен¬
никах (фиг. 65).
В корпус 1 диаметром 281 мм,
изготовленный из стальной бесшов¬
ной трубы с двумя приваренными патрубками, и в чугунную
крышку	2 установлен	охлаждающий	элемент 9. Передняя чугунная
крышка	2	разделена	перегородкой	на приточную и	отводящую
камеры. Охлаждающий элемент 9 состоит из набора латунных, встав¬
ленных одна в другую трубок. Запаянный конец наружной трубки 7
диаметром 18/17 мм установлен в подвижную трубную доску 10,
другой — открытый конец вставлен, развальцован и припаян к непо¬
движной трубной доске 6. Внутренняя трубка 5 диаметром 10/9 мм
установлена на некотором расстоянии от закрытого конца наружной
трубки, благодаря чему образуется полость для поворота потока
масла. В кольцевом пространстве между внутренними и наружными
трубками впаяны десять винтообразных ребер 8 (толщина ребер
0,4 мм, ширина 4 мм), которые обеспечивают перемешивание масла
и тем самым увеличивают теплоотдачу от масла к стенкам трубок.
Винтообразные ребра также значительно увеличивают поверхность
охлаждения. Удлиненные концы внутренних трубок плотно при¬
^0 ум л/мин
Фиг. 64. Теплопередача и гидра¬
влическое сопротивление масляного
тракта опытного водо-масляного
теплообменника двигателя
ЯМЗ-206.
98

гнаны к трубной доске 4, прикрепленной к передней крышке 2 двумя
винтами 3. Снаружи трубный пучок имеет три перегородки4/7, благо¬
даря которым охлаждающая вода при движении делает четыре пово¬
рота.
Движение теплоносителей — воды и масла — осуществляется
следующим образом. Масло поступает через приточную камеру перед-
ней крышки во внутренние трубки одной секции теплообменника.
Пройдя их, поток масла поворачивается и по кольцевому простран¬
ству течет в обратном направлении. Затем масло поступает в кольце¬
вое пространство другой секции и после поворота по внутренним труб¬
кам возвращается в отводящую камеру.
Охлаждающая вода через один из патрубков, расположенных
на корпусе теплообменника, попадает в межтрубное пространство,
перемещаясь по которому, совершает четыре поворота. Таким обра¬
зом, в теплообменнике осуществляется многократный перекрестный
ток теплоносителей.
Конструкция теплообменника обеспечивает надежную компен¬
сацию температурных удлинений. Применение трубок, запаянных
с одной стороны, вдвое сокращает количество вальцовочных соеди¬
нений, подверженных воздействию температурных деформаций, чем
значительно повышается эксплуатационная надежность теплообмен¬
ника.
Теплообменник аналогичной конструкции диаметром 236 мм
с числом двойных трубок п = 90, но с поперечным обтеканием
трубок водой четырехходовым потоком, служащий для охлаждения
масла гидропередачи «Мекидро» мощностью 1000 л. с., был испытан
7*	"	99
Ю
п
Фиг. 65. Водо-масляный теплообменник тепловоза АМГ-5.

ВНИТИ. Испытания показали, что теплообменник обладает высокими
теплогидродинамическими показателями (табл. 13, фиг. 66, 67).
На Чехословацком тепловозе ЧМЭ2 мощностью 750 л. с. охлажде¬
ние масла осуществлено водой в теплообменнике с оребренной поверх-
к кал/м2ч °С
200
0,12	0,16	0,2	0,25	03	ОЛ	0.5	0,6 0,7 0.8 Щ м/сек
Фиг. 66. Зависимость коэффициента теплопередачи, отне¬
сенного к водяной поверхности охлаждения, от скорости
воды и масла.
постью охлаждения с масляной и водяной сторон (фиг. 68). Тепло¬
обменник собирается из четырех секций, которые крепятся к общей
трубной доске. Ширина каждой секции 110 мм. Секция включает
0,2 0Л	0,6	0Л	Ю	12	ум	м/се к
Фиг. 67. Гидравлическое сопротивление масляного тракта
в зависимости от скорости и температуры масла.
в себя четыре кожуха 1, в которых имеются по две У-образные
трубки 2. Снаружи трубки имеют ребра 3 из латунной ленты тол¬
щиной 0,25 мм. Внутри трубок также имеется оребрение из спираль¬
ной пластины 4. К поверхности трубки ленты и пластины припаи¬
ваются. Циркуляция масла осуществляется вдоль трубок в кожухах
100

1028

параллельно-последовательно; одновременно включены четыре
кожуха. Циркуляция охлаждающей воды внутри трубок также парал¬
лельно-последовательная.
Несмотря на сравнительно сложную конструкцию,коэффициент
теплопередачи теплообменника, как видно из табл. 13, очень низкий.
Узел Б
Фиг. 69. Водо-масляный трубчатый теплообменник:
1 — барабан; 2 — охлаждающий элемент; 3 — передняя трубная доска; 4 — задняя трубная
доска; 5 — припой; 6 — сегментная перегородка; 7 — патрубок; 8 — сальниковое кольцо;
9 — промежуточное кольцо; 10 — уплотнение. .
Последнее можно объяснить небольшими скоростями масла в кожу¬
хах из-за его малого расхода, а также неудачной конструкцией
масляного тракта.
Трубчатый водо-масляный теплообменник Коломенского тепло¬
возостроительного завода представлен на фиг. 69.
Конструкция создана на основе разработанной Центральным
научно-исследовательским институтом им. акад. А. Н. Крылова
методики расчета теплопередачи и гидравлических сопротивлений
102

судовых охладителей вязких жидкостей. Проведенное исследование
поверхностей охлаждения из гладких круглых трубок показало
целесообразность применения теплообменников с сегментными пере¬
городками, с трубками диаметром 10/8 мм, шагом 13 мм, разбивкой
«по треугольнику» и отношением внутреннего диаметра барабана
к расстоянию между перегородками не менее 3.
При проектировании тепловозного теплообменника были учтены
недостатки ранее созданного маслоохладителя для судового двига¬
теля 37ДР (см. табл. 13), который имеет низкие теплотехнические
показатели. Причиной этого являются малые скорости теплоносите¬
лей, особенно масла, значительные «паразитные» протечки масла
между барабаном и перегородками, а также между барабаном и труб¬
ным пучком. Новый теплообменник спроектирован для скоростей
воды и масла, равных примерно 1,5 м/сек.
В барабане 1 теплообменника установлен охлаждающий элемент
2. Он набран из медных трубок диаметром 10/8 мм, закрепленных
в передней 3 и задней 4 трубных досках. Концы трубок развальцо¬
ваны и отбортованы, а обе трубные доски с внутренней стороны залиты
оловянно-свинцовым припоем 5 ПОС 30 (ГОСТ 1499-54) погружением
/концов охлаждающего элемента в ванну с припоем. По всей длине
трубного элемента установлены сегментные перегородки 6. Для того
чтобы свести к минимуму перетекание масла между барабаном и пере¬
городками, зазор между ними устанавливается в пределах 0,45—
0,9 мм. Введение еще меньшего зазора желательно, но сопряжено
с трудностями изготовления и сборки теплообменника. Позднее
зазоры между перегородками и барабаном были устранены постанов¬
кой резиновых колец. Как видно из конструкции теплообменника,
охлаждаемое масло через один из патрубков 7 попадает в межтруб-
ное пространство, а из другого вытекает. Охлаждающая вода, проте¬
кающая по трубкам, подводится и отводится со стороны передней
крышки.
Компенсация температурных удлинений охлаждающего элемента
осуществляется благодаря возможности перемещения его передней
части. Здесь размещается сальниковый узел теплообменника, ана¬
логичный описанному ранее. Чтобы предотвратить перетекание воды
между полостями передней и задней крышек, установлены уплот¬
нения 10 из профильной резины.
Теплообменник в собранном виде испытывают на плотность
гидропрессовкой: полость воды давлением 6 кГ/см2, полость масла
давлением 15 кГ/см2. Теплогидравлическим испытаниям теплообмен¬
ник подвергся на специальном стенде завода. Результаты этих испы¬
таний, представленные на фиг. 70, показывают, что при значениях
скоростей воды и масла, соответствующих расчетным (уб ==
:== 1,5 м/сек;	1,5 м/сек), значения опытных коэффициентов
теплопередачи примерно на 30% ниже расчетных.Снижение коэффи¬
циента теплопередачи произошло из-за наличия вредного перете¬
кания масла, что подтверждается уменьшением гидравлического
сопротивления масляного тракта при испытании. Снижение коэффи-
103

диентов теплопередачи, полученных при испытаниях, по сравнений
с расчетными для одинакового расхода мощности составило при¬
мерно 20—22%.
Результаты испытаний, кроме того, показали, что увеличение
скорости масла приводит к повышению коэффициента теплопередачи.
Км к к ал/м 2ч °С
Фиг. 70. Характеристика, трубчатого теплообменника при
1'м « 85° С (масло дизельное Д11 ГОСТ 5304-54) и 1в & 60° С.
Жирными линиями показаны кривые оптимального режима.
Что касается скорости воды, то ее изменения меньше сказываются
на коэффициенте теплопередачи. Тем не менее оптимальный коэффи¬
циент теплопередачи для определенной мощности насосов, обеспечи¬
вающий максимальный теплосъем теплообменника, соответствует
вполне определенным скоростям воды и масла (фиг. 70, кривая
оптимального режима). Значения оптимальных коэффициентов
теплопередачи и, следовательно, оптимальных скоростей теплоно¬
сителей определены с помощью формулы (28) для различных расходов
104

теплоносителей (воды и масла) при постоянной мощности. Постоян¬
ные коэффициенты в формуле равны а = 0,45; Ъ = 0,65 (для пе¬
рекрестного тока). Поверхность охлаждения Р и значения /' ==
—' I' и = 1'в не менялись-
Для повышения коэффициента теплопередачи водо-масляного теп¬
лообменника были введены дополнительные уплотнения: резиновые
кольца между барабаном и перегородками и алюминиевые проставки
между трубным пучком и барабаном (аналогичные изображенным
на фиг. 59). Благодаря этому коэффициент теплопередачи для смеси
масел ДГ1 (63%) и МК22 (37%) при средней температуре 1°м — 78° С
и скорости Vм~ 1,5 м/сек повысился до 780—800 ккал/ч. Таким
образом, несовпадение опытных, значений и расчетных уменьшилось
до 10%. Испытания такого же теплообменника на веретенном масле
при средней температуре Iе?- = 95° С показали полное соответствие
расчетного и опытного коэффициентов теплопередачи при одинаковых
скоростях масла (при ,ом~ 1,5 м/сек;	ъ6=	1,0 м/сек; /О =
= 1060 ккал/м2 ч° С).
Теплообменники описанной конструкции в настоящее время изго¬
товляются для пассажирского тепловоза ТЭП60. Эксплуатация такого
же теплообменника, изготовленного Коломенским тепловозострои¬
тельным заводом для тепловоза ТЭ50, и теплообменников на теплово¬
зах ТЭП60 показала надежность крепления трубок, отсутствие течи
и случаев попадания воды в масло и масла в воду, хорошее состояние
резиновых сальниковых колец. Теплообменники аналогичной кон¬
струкции в настоящее время построены для охлаждения масла
гидропередачи и двигателя нового тепловоза ТГП50 мощностью
2	X 2000 л. с. Коломенского тепловозостроительного завода.
Теплогидродинамический расчет водо-масляных теплообменников*
Целью теплогидродинамического расчета является определение
поверхности теплообмена или, если она известна, температурного
режима рабочих теплоносителей, определение расхода мощности
насосов и выбор оптимальных режимов течения теплоносителей.
Ниже приведена методика расчета гладкотрубчатого теплооб¬
менника с поперечным обтеканием трубок маслом и основные зависи¬
мости для расчета теплообменников с турбулизацией потока масла
(типа МХД-22).
Методика расчета теплообменников из круглых гладких трубок
основана на опытных данных исследования теплопередачи и гидра¬
влических сопротивлений, полученнных ЦНИИ им. акад. А. Н. Кры¬
лова и на опытной проверке натурных образцов на Коломенском
тепловозостроительном заводе. Определение основных параметров
производится по уравнениям теплопередачи и теплового баланса
с использованием опытных характеристик.
Коэффициент теплопередачи от масла к охлаждающей воде
К =	а*‘а*	.	ккал/м2ч°	С,
ав + амТё
(120)
105

I
где ав — коэффициент теплопередачи от стенок трубок к охлаждаю¬
щей воде в ккал/м2 ч° С;
ам — коэффициент теплопередачи от масла к стенкам трубок
в ккал/м2 ч° С;
йв, с1н — внутренний и наружный диаметры трубок в м.
Формулой (120) не учитывается термическое сопротивление стенки
трубок, как относительно малая величина, практически не влияющая
на коэффициент теплопередачи.
Коэффициент теплоотдачи от стенок трубок к охлаждающей воде
находят по формуле акад. М. А. Михеева
Ии, - 0,023Ке^8РгМ
или
ав = ~ 0,023 Ке°-8Рг°>4,	(121)
где	Хв	—	коэффициент теплопроводности воды в ккал/мч° С;
Ке^, Рг/ — критерии Рейнольдса и Прандтля для воды;
%в, Ке^, Рг, — определяются для средней температуры воды;
определяющий размер — внутренний диаметр
трубки йв.
Коэффициент теплоотдачи от масла к стенкам трубок для одно¬
ходовых теплообменников с прямоугольным сечением для прохода
масла, с разбивкой трубных досок «по треугольнику», перемычкой
между трубками 6 = 3 мм:
В Ке“'34Рг^'33	)°	".	(122)
где	Хм—коэффициент теплопроводности масла
в ккал/м ч° С;
б —	расстояние между внешними образующими
трубок (перемычка между трубками) в м\
В —	безразмерный коэффициент, зависящий от на¬
ружного диаметра трубок Аи\ величину В на¬
ходят по графику фиг. 71, а;
Ке^,	РГ/,	Рг6,т —	критерии Рейнольдса и Прандтля для масла.
Величины	Ке^,	Рг^ определяются при средней теапературе
масла, Ргст — при средней температуре стенки трубок; определяю¬
щим размером, служит перемычка между трубками 6^
Формула (122)	справедлива	при следующих значениях Ке^:
для трубок	диаметром	Ан—6 мм Ке/ = 5-т-130
»	»	»	йн — 8	» Ке/ = 5-ь140	—
х	»	»	с1н=\0 » Ке/= б-г-90
При = 90-^-250 (для трубок диаметром 10 мм) показатель
степени при Ке^ в формуле (122) равен 0,5, а безразмерный коэффи¬
циент В = 0,31.
106

Для теплообменников с сегментными и кольцевыми перегород¬
ками коэффициент теплоотдачи от масла к стенкам трубок
(123)
Величину безразмерного коэффициента В для теплообменников
с сегментными перегородками, трубками диаметром 4Н = 10 мм
и перемычками 6 = 3 мм находят по графику фиг. 71, б. Для тепло-
а — одноходовой теплообменник; б — теплообменник с сегментными
перегородками; в —теплообменник с кольцевыми перегородками.
обменников с сегментными перегородками коэффициент В равен:
с1Н = 16 мм; 6 = 5 мм; В — 0,33;
ан '= 16 ' « ;	6	=	3	«	В — 0,3; *
ан = 5	«	;	б	==	2	«	В — 0,25.
Для теплообменников с кольцевыми перегородками, диаметром
трубок йн = 10 мм, перемычками 6 = 3 мм В определяется по гра¬
фику фиг. 71, в.
Средняя температура стенки трубок
Iе?-
;СР
1 +
Скорость масла в межтрубном пространстве
Ол
3600ум1м
м/сек,
107

где Ом—расход масла через теплообменник в кг/ч.; -
1М — проходное сечение для масла в межтрубном пространстве
(среднее) в ж2.
Для теплообменников с сегментными перегородками
где I — расстояние между перегородками в м\
1Х — шаг трубок по ширине пучка в м. (см. схему теплообменника
фиг. 72);
Ь =	—	ширина среднего сечения для прохода
масла в м\
О	— внутренний диаметр ба¬
рабана теплообменни¬
ка в м;
/ — площадь сегмента пе¬
регородки в ж2;
5	— хорда сегмента в м.
Площадь сегмента перего¬
родки
* - к °2
Фиг. 72. Схема движения масла в тепло-	/	Р	4	»
обменнике с сегментными перегородками.
где Р = 8,72 -10~3 ф — 0,5 зш ф — величина, зависящая от цент¬
рального угла сегмента ф.
Хорда сегмента
5 = р'Я, •
где
Р'
81П
Ф
Если известна скорость масла в межтрубном пространстве, то
проходное сечение для масла
!м =
ГО
1 =
2>тумрм ’
а площадь сегмента перегородки*
1м
‘- 0,905 (4=-) ' '
* Формула получена из условия равенства проходных сечений для масла
в межтрубном пространстве между перегородками и над ними.
108

Для теплообменников с кольцевыми перегородками проходное
сечение для масла в межтрубном пространстве
^н
!м = яОР1 1
где
2
1,36^;
О,
>р — диаметр усредненного цилиндрического сечения для про¬
хода масла в ж;
Он—наружный диаметр кольцевой перегородки в м\
—	внутренний диаметр кольцевой перегородки в м\
1г — шаг по глубине пучка при разбивке«по треугольнику»в м.
Гидравлическое сопротивление масляного тракта теплообмен¬
ника
2
д	тС	/10/14
АРм = - ——Гой’—7Г“'
РгГ \0’14 ё
где* Дрм—гидравлическое сопротивление в кг/м2;
т — количество рядов трубок, перпендикулярных к потоку
масла;
= 9,81 м/сек2 — ускорение силы тяжести;
Сур — безразмерные величины.
Безразмерные величины Сир для различных значений Ке^
приведены в табл. 14.
Таблица 14
Тип
теплообменника
Наружный
диаметр
трубок в 'мм
Ширина
перемычки
между труб¬
ками в мм
Ке,
с
р
Ке^
с
Р
Одноходовой с
6
3
5—45
30
1
45—150
6,3
0,59
прямоугольным се¬
8
3
5—45
37,6
1
45—150
7,8
0 59
чением для прохо¬
да масла
10
- 3
5—45
24 '
1
45—250
5
0,59
10
3
10—250
По фиг.
0,65
. —
—
—
С сегментными
16
5
25—250
74
10
0,65
перегородками
16
3
10—100
25
0,65
—
—
—
5
2
3—50
14
0,65
—
—
—
С кольцевыми
перегородками
10
3
1,3—9
По фиг.
73
12
9—70
По фиг.
73
0,5
109

Значения С в зависимости от
О
1	приведены на фиг. 73 и 74.
Количество рядов трубок, перпендикулярных к потоку масла,
определяется следующим образом:
для теплообменников с сегментными перегородками
Фиг. 73. Зависимость коэффициен¬
та С от — для теплообменников
с кольцевыми перегородками.
Фиг. 74. Зависимость коэффициента С от—у-
для теплообменников с сегментными пере¬
городками.
для теплообменников с кольцевыми перегородками
0,43/22^2
т —
Гидравлическое сопротивление водяного тракта теплообменника
АРв — гв (°.°31-^- $тр+ 1,4)
+ ■
(125)
где гв — число ходов воды в теплообменнике;
Ь — длина трубок в м\
Ртр — коэффициент, учитывающий влияние средней температуры
и скорости воды (фиг. 75);
юп—скорость воды в патрубках в м/сек.
110

Расход мощности на прокачку масла
ЬРмОм- Ю4
3600.75т]Л
Лрв<ую4
3600-75г]б^
л. с.;
(126)
(127)
где т]ж, т]в—-к. п. д. масляного и водяного насосов.
Для иллюстрации пользования данной методикой в табл. 15 при¬
веден пример расчета теплооб¬
менника.
Расчет теплопередачи и гидра¬
влического сопротивления тепло¬
обменника из трубок с турбу-
лизирующими решетками (типа
МХД-22) может быть произведен
следующим образом:
а)	теплоотдача от потока масла
к стенкам трубок по формуле
(118);
б)	гидравлическое сопротивле¬
ние течения внутри трубок по фор¬
муле (116). В этой формуле
Ке’
Фиг. 75. Зависимость коэффициента
ртр от средней температуры и скоро¬
сти воды в трубках.
в)	теплоотдача от стенок потоку при поперечном обтекании:
для шахматного пучка
о	р_0,35	/ ч 0,59
•	г (~) ; (128)
<х = 0,4-
для коридорного пучка
а = 0,42
й°>41
грг0>35
й0,445
0,555
(129)
Значения физических характеристик, входящих в формулы (128)
и (129), берутся при температуре стенки. В качестве определяющего
размера А для профильных труб принимают диаметр круглой трубы,
наружная поверхность которой равна поверхности рассматриваемой
трубы [8].
Сравнительная оценка водо-масляных теплообменников. Как ука¬
зывалось ранее, оценка различных поверхностей охлаждения должна
производиться на основе сравнения их технико-экономических
характеристик, построенных для разных скоростей теплоносителей
при одинаковых температурных условиях:
0___ г (0_\ . _0__ г (0_\ . _0___ г (0_\
V ' * \ N ) ’ О	12 \ N ) ' Ц	'3 \ N ) '
111

Таблица 15
№ по
пор.
Наименование
расчетных величин
Источник или расчетная
формула
Численное
значение
1
Тепло, отдаваемое маслом ох¬
лаждающей воде, в ккал/ч .
Задано
261• 103
2
Расход масла через теплооб¬
менник (масло ДП14, ГОСТ
5304-54) 6М в кг/ч ......
»
35 • 103
3
Расход воды через теплооб¬
50-103
менник 6в в кг/ч
»
4
Температура масла при вхо¬
де в теплообменник 1м в ° С .
»
\85
5
Температура воды при входе
в теплообменник 1в в ° С . .
»
59
6
Теплоемкость масла см при
средней температуре масла
в ккал/кг ° С
По таблицам
0,487
7
Теплоемкость воды св при
средней температуре воды 1°**
в ккал/кг ° С4
» »
1,0
8
Температура масла при вы¬
ходе из теплообменника ^ в °С
г	 « .
69,5
9
10
Температура воды на выходе
из теплообменника /'в в °С .
Средняя температура масла
(м в ° С •
СмОм
й + Св0в .
о-5 (*;+С)
64,25
77,2
11
Средняя температура воды
1свр в °С . . . .
0.5 (С-г С)
61,6
12
Скорость охлаждающей воды
в трубках 1>в в м/сек .....
Принимается
1,465
13
Наружный и внутренний
диаметр труоок-^- в м ...
»
0,010/0,008
14
Коэффициент теплоотдачи от
стенки трубки к воде ав в
ккал/м?ч ° С ........ .
По пп. 11, 12, 13 и
8500
15
Скорость масла между пере¬
городками ум в м/сек . . . .
формуле (121)
Принимается
1,5
16
Коэффициент теплопроводно¬
сти Хм масла при Iе?
в ккал/м ч ° С
По п. 10 и таблицам
0,1063
17
Удельный вес масла (плот¬
ность) ум при Ьср в кг/м3 . . .
»
872,5
18
Коэффициент кинематической
вязкости масла чм при '
в м2/сек
»
23,5-10"6
112

Продолжение табл. 15
% §
Наименование
расчетных величин
Расстояние между внешними
образующими трубок в пучке,
расположенных «по треуголь¬
нику», б в м ........
Число Рейнольдса для масла
Ке/ при 1%
Ке°-5 ......... Л
Коэффициент В
Число Прандтля для масла
Р1? При (°Р
Значение Рг®’33	......
Коэффициент В'
Температура стенок трубок
...
ст
Число Прандтля- для масла
Ртст при {'с1п	.
Рг?
Р ГС/П
/ Рт? \^'14
V Ргст)
Коэффициент теплоотдачи от
масла к стенкам трубок при
принятой температуре ам в
ккал/м2ч ° С
Температура стенок трубок,
полученная расчетом, в 0 С
Температура стенок трубок
^ст в ° С
Число Прандтля для масла
Ртст при 1ст ........
Источник или расчетная
формула
Численное
значение
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
Принимается
По фиг. 71, б
ЗбООУл^Уж
Хм
■В Рг0'33^0'5:
■ ЛРг/ \0>и
\ Р*ст )
Принимается
ЗбООу^у^
^м
По пп. 23 и 27
В
, / Рг/	\	0,14
1 РГст )
УР _! ?Р
в Т аб м
а'
1 + —
1 а*
По пп. 26 и 31 и соот¬
ветствующему им гра¬
фику фиг. 76
ЗбООл^ул*
0,003
191
13,8
0,31
345
7
1060
63
570
0,605
0,931
985
63
67
490
0,705
0,953
1010
63,1
70
440
0,783
0,965
1012
63,2
63
570
8 Малинов 1068
113

Продолжение табл. 15
% с.
Наименование
расчетных величин
Рг/
Р ?ст
/ Рг/ \0>14
V Ргст /
Коэффициент теплоотдачи
от масла к стенке трубок ам
в ккал/м2 ч ° С
Коэффициент теплопередачи
от масла к охлаждающей воде
К в ккал/м2ч ° С
Среднелогарифмическая раз¬
ность температур масла и воды
(для смешанного перекрестного
потока жидкостей) @ в ° С . .
Поверхность охлаждения теп¬
лообменника Р' в м2 . . . . .
Поверхность охлаждения с
учетом загрязнения Р в м2 . .
Число ходов охлаждающей
воды гв
Количество охлаждающих
трубок щ . . . .... . . .
Шаг разбивки трубок «по
треугольнику» 1г в м ....
Коэффициент заполнения
трубной доски г\тр
Диаметр гнезда трубок ^1
в м ... ,
Конструктивно принятый
диаметр гнезда трубок О в м
Принятое число трубок п . .
Длина трубок между труб¬
ными досками V в м . . . .
Живое сечение для прохода
масла между перегородка¬
ми К в м2 .
Источник или расчетная
формула
Численное
значение
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
По пп. 23 и 33
г/ Рг/ \°-14
I Рг от )
ам ае
(/.II К)
2,3 18
с-с
кв
" I
1,1Р'
Принимается
О в%в
•	2825й^в
(1н + й
Принимается
1,05^1/
“ Цщр
По эскизу разбивки
Р
Мнп
Ом
3600"ОмУм
0,605
0,931
985
860
13,55
22,75
25
4
755
0,013
0,90
0,395
0,410
754
1,055
0,742*10~2
114

Продолжение табл. 15
№ по
пор.
Наименование
расчетных величин
Источник или расчетная
формула
Численное
значение
50
Площадь сегмента перего¬
родки /в м2
1-0,905 (<=.)■
1,6-10-2
51
Коэффициент р
4/
О
0,40
52
Центральный угол сегмента ф
Из выражения
Р = 8,72.Ю-8<р —
— 0,5 51П ф
102
53
Коэффициент Р'
. ф
х
1,55
54
Хорда сегмента перегородки
Ь'
55
5 в м
Ширина усредненного сече¬
0,318
ния для прохода масла Ь в м
(“Г-/К.
0,354
56
Расстояние между перегород¬
1
ками 1 в м
1м
0,0915
57
Число ходов масла (по рас-
58
четУ) г'м
Окончательно принятое число
V
1
11,5
59
ходов масла гм
Длина трубок между труб¬
Принимается
11
60
ными досками Ь в м
Конструктивно принятая дли¬
1 %м
1,010
61
на трубок Ь1 в м . . . . . .
Принимается
1085
$
Поверхность теплообменника
62
Рг в 'м2 ... :
Отношение диаметра корпуса
к расстоянию между перего-
родками —
Число рядов трубок, перпен¬
пйнпЬ1
25,6
63
По пп. 46 и 56
4,37
дикулярных к потоку масла т
тм1 г
■и
305
64
Коэффициент С
О
По п. 62 и фиг. 74
8
65
Ке°-65 . , '
Число Эйлера Ей
По п. 20
30,2
66
Ст / Рг/ \ — 0,14
86,6
Ке»-65 \ ?Пт )
-
67
Г идравлическое сопротивле¬
ние по ходу масла Арм в кГ/см2
Ей ^мУм
104§
1,73

Продолжение табл. 15
о
«а
*ё
Наименование
расчетных величин
Источник или расчетная
формула
Численное
значение
68
То же, с учетом погрешности
расчетных формул и загрязне¬
ния Арм в кГ/см2
1.2Д рм
2,08
69
Коэффициент полезного дей¬
ствия масляного насоса г\м . .
Принимается
0,6
70
Мощность, затраченная на
преодоление гидравлического
сопротивления по ходу мас¬
ла, Ым в л. с. . . . . . . . .
ОмДРл-Ю4
3600-75-'ул'Пл4
5,15
71
Коэффициент, учитывающий
влияние средней температуры
и скорости воды на коэффици¬
ент сопротивления^трения ртр
ПсГфиг. 75 и пп. 11, 12
0,86
72
! Скорость воды в патрубках
при входе в теплообменник и
при выходе из него уп в м/сек
Принимается
3,0
73
Гидравлическое сопротивле¬
ние при движении воды в теп¬
лообменнике Дрв м'вод. ст. . .
Ц0,031-^-|Зтр+1,4)х
2,35
74
Удельный вес охлаждаемой
воды ув при 1свр в кг/м3 . .
V2 V2
V _ -1	—
28 ' Ч
По таблицам и п. 11
983
75
Коэффициент полезного дей¬
ствия водяного насоса т]в . . .
Принимается
0,5
76
Мощность, затраченная на
преодоление гидравлического
сопротивления по ходу воды,
N в в л. с.
О в Дрв-104
3600 • /5 • 'Пв'Ув
0,88
77
Суммарная мощность, затра¬
ченная на преодоление гидра¬
влического сопротивления теп¬
лообменника, в л. с. . . . . .
6,08
78
* Мощность установки Муст
в л. с
—
1500
79
Отношение мощности, затра¬
ченной на прокачку воды и
масла через теплообменник, к
мощности установки в % . . .
Км + Мв
N уст
0,405
116

Однако ввиду отсутствия полных характеристик для большинства
рассмотренных теплообменников сравнение их производится по
показателям, соответствующим номинальному режиму работы и
приведенным к одинаковым температурам теплоносителей при входе
в теплообменник: масла ^ = 85° С; воды /' == 60° С.
Пересчет теплосъема для
этих температур производится
но формуле (28) для перекрест¬
ного тока при а = 0,45; 6=0,65.
Изменения коэффициентов
теплопередачи, вызванные изме¬
нениями средних температур
масла, учитываются поправоч¬
ными коэффициентами, которые
определяются для коэффициен¬
ты ккал/м2ч С
Фиг. 76. Графическое определение тем¬
пературы стенки.
Фиг. 77. Зависимость коэффициента те¬
плоотдачи от масла к стенке от удель¬
ной мощности при = 50-^70° С (мас¬
ло дизельное Д11):
1	— теплообменник из трубок диаметром 10/8
е сегментными перегородками; 6 = 3 мм;
2	— теплообменник из трубок диаметром 5/4
с сегментными перегородками; 6 — 2 мм;
3	— теплообменник из плоских трубок с ре¬
шеткой (типа МХД-22).
тов теплоотдачи со стороны масла по данным испытаний (фиг. 77).
Последнее допустимо, так как в водо-масляных теплообменниках
изменение коэффициента теплопередачи главным образом опреде¬
ляется изменениями коэффициента теплоотдачи со стороны
масла.
Результаты расчета основных показателей теплообменников све»
дены в табл. 16.
Из анализа конструкций теплообменников и их показателей
вытекает следующее:	^
а)	Теплообменники с оребренными поверхностями охлаждения
(МХ-1, МХД-22, двигателя ЯМЗ-206, тепловоза АМГ-5) имеют са-
117

Таблица 16
2
О
ч «: &
к 5
« 5
Н <-*
О1?
Й ^
§5
с<С
ю	ю
сэ
г-<	сГ-
ЬО
00
ю
оо'
О
со
СО
О
О
СО
ю
Г'-
см
ю
см"
см
со
ю
о
о
, о
о
05
со
О
г*
о
г_4
’-—1
сч
со
см
ю
см
со
О
О
о ...
’ 1
о
о
СО
о
о
со
со
’ 1
'ф
00
-ф
со
00
Ю
"ф
ю
сч
ю
05
00
0-2?
м <Т>
С^Г
о
00
|>Г
м (X
гф	см
05	’Ф
со	о
о
'ф
со
ю
ю
со
•ф
■ф
о
о
(=с
X
ю
Ю	05
ь-	о
со
СО
сч
о
о
§	5
"Ф	о
^ф
СОл
'ф
о
о
со
о
о
|>-
см
о
о
см
118

мые высокие показатели использования объема (-у-) > веса (~§~)
и мощности	Они	в 2—3 раза компактнее гладкотрубчатых.
б)	Рассмотренные теплообменники имеют различный удельный
N
расход мощности на единицу поверхности — , что, естественно,
' отражается на их тепловых показателях. Так, например, увеличение
удельного расхода мощности в гладкотрубчатом тепловозном тепло¬
обменнике примерно втрое по сравнению с таким же теплообмен¬
ником двигателя 37ДР привело к увеличению показателей
и	почти	вдвое. Теплообменник МХ-1, у которого
на единицу поверхности приходится наибольшее значение удельной
мощности, обладает наилучшим объединенным показателем .
Все это указывает на то, что при выборе скоростей расхода мощно¬
сти для теплообменников не было проведено анализа, что позво¬
лило бы улучшить показатели даже посредственных тепло¬
обменников.
в).	Теплообменники МХ-1 и МХД-22, обладающие малыми весом
и габаритными размерами и высокими энергетическими показате¬
лями, на тепловозах не получили распространения из-за сложности
и высокой стоимости конструкции, большой засоряемости и трудности
очистки поверхности охлаждения. Однако их применение вполне
возможно и целесообразно для охлаждения масла малой вязкости
(типа турбинного или веретенного) для гидропередачи.
г)	Лучшими показателями	и	-у	из	рассмотренных
теплообменников обладает теплообменник двигателя ЯМЗ-206,
что согласуется с теоретическим обоснованием выгодности примене¬
ния малого диаметра труб, поперечного обтекания и оребрения
поверхности теплообмена со стороны масла. Теплообменник двига¬
теля ЯМЗ-206 имеет наибольшие перспективы для применения
на тепловозах. Основным его недостатком является сложность кон¬
струкции (большое число мелких трубок с коллективным ореб¬
рением).
д)	Гладкотрубчатые тепловозные теплообменники по всем пока¬
зателям уступают оребренным (за исключением теплообменника
тепловоза ЧМЭ2). Однако исключительная простота конструкции,
малая стоимость изготовления, удобство эксплуатации (очистка,
ремонт) оправдывают их применение в настоящее время на тепло¬
возах.
е)	Теплообменники тепловоза АМГ-5, широко применяемые на
зарубежных тепловозах, по основным показателям почти не отли¬
чаются от тепловозного гладкотрубчатого теплообменника.
Выше рассмотрен далеко не полный ряд конструкций водо-масля-
ных теплообменников, отличающихся как конструктивно, так и по
119

теплогидродинамическим показателям. Проведенный сравнительный
анализ указал на явные преимущества теплообменников с оребрен-
ными поверхностями со стороны масла. Однако для окончательного
выбора типа тепловозного теплообменника необходимо провести до-
полнительный анализ других конструкций теплообменников (с на¬
ружным продольным обтеканием трубок, с проволочным оребрением
и др.), а также ряд проектно-экспериментальных работ, что позво¬
лило бы установить оптимальную поверхность теплообмена в тепло¬
гидродинамическом и конструктивном отношении.

ГЛАВА III
ВЕНТИЛЯТОРЫ ОХЛАЖДАЮЩИХ УСТРОЙСТВ
§ 7. КРАТКИЕ ОСНОВЫ ТЕОРИИ И КОНСТРУКЦИЯ
ОСЕВЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Работа тепловозного охлаждающего устройства основана на ис¬
пользовании в качестве охлаждающей среды атмосферного воздуха.
Воздух протекает по каналам теплообменных аппаратов, отводя тепло*
от рабочих жидкостей двигателя. Потребный расход воздуха для ох¬
лаждающего устройства, изменяющийся в широких пределах, обычно
составляет значительные величины. Сопротивление же воздушного
тракта при этом сравнительно невелико; оно может быть преодолено^
низконапорным вентилятором.
Вентиляционные установки для охлаждающих устройств должны
занимать минимальные габариты, иметь малый вес и быть эконо¬
мичными. Поэтому в охлаждающих устройствах применяются в ос¬
новном осевые вентиляторы, характеристики которых в большей сте¬
пени отвечают перечисленным требованиям. Сравнение осевых вен¬
тиляторов с центробежными показывает, что первые значительно
экономичнее, имеют меньшие габариты, проще по конструкции и ме¬
нее металлоемки.
Исследования работы осевых вентиляторов основаны на приложе¬
нии уравнений Бернулли и Эйлера к потоку, создаваемому вентиля¬
тором. При этом предполагается, что поток установившийся (ско¬
рость и давление в любой точке постоянны) и воздух несжимаем
(плотность не меняется).
Уравнение Бернулли *
Р1 + -^ = Р2 + -^Г- + АН-Н,	<130>
где рх и р2 — соответственно статическое давление перед вентиля¬
тором и за ним в кГ/м2\
с% и с2 — соответственно скорость движения жидкости перед,
вентилятором и за ним.в м/сек\
АН — потери давления в трубопроводе в кГ/м2\
Я —■ энергия, сообщенная потоку между входом в венти¬
лятор и выходом из него в кГ/м2.
121

Уравнение Эйлера выражается так:
Нт = <эи{с2и — сы),	(131)
где	Нт — работа, приходящаяся на единицу объема воздуха—
теоретическое давление, в кГ/м2\
б	— плотность воздуха в кг-сек2/м\
и =	—	окружная	скорость вентилятора в м/сек (О —-
диаметр вентилятора в м\ п — число оборотов вен¬
тилятора в минуту);
с1а и с2и — тангенциальные составляющие скорости потока
воздуха в сечении перед вентилятором и за ним
в м/сек.
При отсутствии тангенциальной составляющей скорости потока
перед вентилятором, т. е. при с1и== 0 (нет направляющего аппарата),
выражение (131) принимает вид
Н т	ои,с% ц.	(132)
Уравнение Эйлера показывает, что подводимая к вентилятору
мощность передается потоку только при наличии скорости вращения,
т. е. только рабочим колесом вентилятора. Поток же при этом обя¬
зательно закручивается. В реальной жидкости, благодаря ее вязкости,
скорость с2и постепенно падает до нуля.
Осевые вентиляторы могут быть выполнены по четырем схемам.
Самая простейшая схема состоит из одного рабочего колеса. Три
другие схемы включают дополнительно направляющий или спрям¬
ляющий аппарат, или и то и другое.
Изучение и расчет осевых вентиляторов основаны на использова¬
нии теории плоских решеток и на опытных данных по их продувке [19].
Если осевой вентилятор рассечь цилиндрическими соосными по¬
верхностями, ось которых совпадает с осью вентилятора, а затем
цилиндрическую поверхность развернуть на плоскость, то полу¬
чится плоская решетка (фиг. 78), которая характеризуется густотой
х - (Ь — хорда профиля, I -—шаг), углом установки профиля 0,
образованным хордой профиля и фронтальной плоскостью решетки,
и конфигурацией профиля. Поток, протекающий через плоскую ре¬
шетку, характеризуется треугольниками скоростей.
Взаимодействие потока и решетки определяется теоремой
Н.	Е. Жуковского, основанной на-предположении, что при обтека¬
нии профиля решетки потоком вокруг профиля возникает циркуля¬
ция, под действием которой происходит отклонение потока от его
направления перед решеткой, в результате чего струйки плавно
сходят с острой задней кромки профиля. В общем виде циркуляция
определяется как сумма произведений длин отрезков некоторого
произвольного контура и проекций на эти отрезки соответствующих
скоростей движения жидкости:
Г — ф со соз у йз,	(133)
122

где (18 — отрезок контура;
со — скорость потока;
у — угол между направлением скорости и контурохм.
Согласно этой теореме, на профиль в решетке, обтекаемой вяз¬
кой несжимаемой жидкостью, действуют циркуляционная сила
Жуковского О (теоретическая подъемная сила), направленная нор¬
мально к средней векторной скорости потока со, и осевая сила сопро¬
тивления Ра, направленная нормально к фронтальной линии решетки.
Равнодействующей этих сил является сила Н-
Силы С и Ра выражаются формулами
О = еГсо;	(134)
Ра - ^^Н	(135)
Циркуляция Г определяется через относительную скорость по¬
тока
Г = I ( о)1 и — 0>2«) у
где о)1и, и>2и — проекции относительных скоростей потока он и а>2
на плоскость вращения перед входом в решетку и за ней. Средняя
относительная скорость потока
о - 0)«;
®1и 4~ ®2и . '			®1а	'
123

где	хоа	—	проекция	средней относительной скорости потока
на осевое направление;
<*>1д и со 2а — проекции относительных	скоростей	на осевое на¬
правление перед входом	в	решетку	и за	ней.
Сила тяги, определяется как проекция силы 7? на осевое направ¬
ление
+ /А//.	(136)
Сила сопротивления вращению
Яи = Яг<*>а-	(137)
Проекция силы на направление О — Яу называется подъемной
силой, а на направление ш — Ях — лобовым сопротивлением.
При отсутствии потерь Ях = 0.
р
Отношение ~ = р характеризует качество профиля. Хорошие
профили имеют р = 0,02 ч- 0,04.
При расчетах профиля пользуются коэффициентами подъемной
силы Си, профильного сопротивления Сх и силы Жуковского Сж:
Яи	Яг	О
уО 	 У . Л 		, /Л
у~~ и дсо2 ’	*	осо2	’ ж , с>со2'
ьЯт
В основу проектирования осевых вентиляторов положено по¬
стоянство циркуляции вокруг профиля лопатки; величина циркуля¬
ции равна
Г = 2 я#с2ик — сопз!
или
гси = сопз!,	(138)
где с2иН — тангенциальная составляющая скорости воздуха за вен¬
тилятором на радиусе 7?.
Это означает, что поток проходит через колесо по цилиндриче¬
ским соосным с ним поверхностям и при этом не происходит перете¬
кания воздуха по радиусу. Выполнение условия (138) требует закру¬
чивания лопатки.
Пользуясь уравнением Эйлера (131) и формулой (138), получим
зависимость для полного напора:
Нт === §ис2и = §(ьгс2и — сопз!.	(139)
Полученное уравнение показывает, что лолное теоретическое
давление постоянно по сечению и не зависит от радиуса. В отличие
от полного давления статическое давление переменно по радиусу
и уменьшается к втулке.
Коэффициент полезного действия и влияние конструктивных
элементов осевого вентилятора на его работу. Работа осевого вен¬
тилятора сопровождается целым рядом потерь, которые приводят
к уменьшению полезного напора, полезной мощности и ухудшению
других характеристик.
124

Установлено, что потери в лопаточном венце распределяются
неравномерно по длине лопатки. Наибольшие потери обычно сосре¬
доточены вблизи втулки и кожуха. В соответствии с этим и к. п. д.
изменяется по длине лопатки. Все потери осевого вентилятора можно
условно разделить на профильные и дополнительные (вторичные).
Профильные потери зависят от формы и качества выполнения
лопаток, от нагрузки решетки и величины и направления средней
скорости. При соответствии профиля решетки расчетному режиму
профильные потери составляют примерно 15—25% для листовых
штампованных лопаток, 10—15% для профилированных некрученых
лопаток и 8—13% для профилированных крученых лопаток. При
изготовлении лопаток из незачищенного литья к. п. д. вентилятора
снижается примерно на 4—6%, а производительность — на 8—10%
по сравнению с вентилятором, лопатки которого выполнены из чистого
кокильного литья.
Дополнительные потери в вентиляторе связаны с трением воздуха
о	поверхность втулки и кожуха, вихреобразованием в пограничном
слое, а также наличием радиального зазора между лопатками и ко¬
жухом.
Вихревые потери возникают из-за тормозящего действия втулки
и кожуха на поток и разности статического давления под лопаткой
и над ней. Потери в вентиляторе, связанные с наличием радиального
зазора между лопатками и кожухом, обусловлены главным -обра¬
зом перетеканием потока с нижней поверхности лопатки на верхнюю.
Наличие зазора приводит к сильному уменьшению напора,
создаваемого вентилятором, и уменьшению к. п. д. Испытания, про¬
веденные с колесами серии У, показали, что при увеличении относи¬
тельного зазора 5 — -у- (5 — зазор; I —длина лопатки) в пределах
1,5—8% уменьшение напора составляло для четырехлопастного
вентилятора 10—25%, для десятилопастного вентилятора 20—30%,
производительность снижалась на 5—20%. К* п. д. также умень¬
шался. В связи с этим необходимо величину относительного зазора
выполнять минимальной (например, путем применения литых точеных
кожухов).
Важное значение для осевых вентиляторов имеет плавно сужаю¬
щийся входной коллектор. Его отсутствие приводит к повышению
'потерь в вентиляторе вследствие отрыва потока от стенки кожуха
и образования вихрей. Снижение напора, создаваемого вентилятором
на рабочих режимах, при отсутствии коллектора составляет 15—30%
при снижении к. п. д. примерно на 10%.
В общем случае, если потери давления обозначить через АНк>
а полное давление через #ш, то к. п. д. вентилятора будет
Аэродинамические характеристики вентиляторов. Для изучения
рабочих свойств осевых вентиляторов большое удобство представ-
125

ляют их аэродинамические характеристики, которые выражают зави¬
симости давления, создаваемого вентилятором, к>. п. д. и расхода
мощности от производительности Н = {г(С1)уг] = }2 (ф), N — (3 (О).
Эти характеристики в сочетании с характеристикой сети Нс. = /\0)—-
аэродинамической характеристикой воздушного тракта холодильной
камеры — позволяют правильно выбрать вентилятор и определить
режим его работы. Следует, однако, иметь в виду, что перечисленные
характеристики соответствуют вполне определенным диаметрам рабо¬
чих колес вентилятора, числу оборотов, углу установки лопаток
и плотности воздуха.
На основании теории подобия по аэродинамическим характеристи¬
кам одного вентилятора легко определить характеристики подобных
ему вентиляторов. Опытом установлено, что при развитом турбулент¬
ном движении потока и инерционных силах, значительно превосходя¬
щих силы вязкости, подобие практически не нарушается даже при
большом различии чисел Рейнольдса, соответствующих рассматри¬
ваемым явлениям. При этом геометрическое подобие обеспечивает
физическое подобие процессов. Это явление называется автомодель¬
ностью.
Подобие осевых вентиляторов основано на этом условии и уста¬
навливается по геометрическим размерам и числам оборотов. С уче¬
том изложенного выше зависимости характеристик подобных венти¬
ляторов будут следующими.
Производительность вентилятора
(,40)
Давление, создаваемое вентилятором,
<141!
П\В\
Мощность, расходуемая вентилятором,
*	N		 §пЮъ
ж ~~ в1п •
(142)
Законы подобия сами по себе не позволяют сравнивать вентиля¬
торы различных типов и выявлять наиболее эффективные из них.
Это можно сделать, непосредственно сопоставляя геометрические
формы, размеры и аэродинамические характеристики вентиляторов
для каких-то общих условий, например, одинаковой перемещаемой
среды, окружной скорости рабочего колеса и т. п., т. е. нужно исклю¬
чить из рассмотрения факторы, которые учитываются формулами
подобия. Исключение ^казанных факторов дает возможность полу¬
чить безразмерные характеристики вентиляторов, основное преиму¬
щество которых состоит в том, что каждый тип вентиляторов имеет
только одну безразмерную характеристику, не зависящую от геомет-
126

рических размеров, чисел оборотов и плотности воздуха. Переход
к безразмерным характеристикам осуществляется путем деления
размерных характеристик соответственно на измеритель производи¬
тельности (К<2 = Ри мУсек), давления (Кн =	кГ/м2),	мощности
(Кц == ^Ри3 кГ м/сек). Эти измерители не зависят от типа вентиля¬
тора, а определяются только размерами, числом оборотов и плот¬
ностью воздуха.
В этом случае формулы безразмерных характеристик вентиля¬
тора будут иметь вид:
коэффициент производительности
коэффициент давления
»
коэффициент мощности:
Н = ~Кн'’	(144>
(145)
к. п. д. вентилятора определится исходя из й и Ы:
т, = Д^.	(146)'
Наличие безразмерных характеристик С1, Н и N облегчает выбор
вентилятора.
Характеристика Н = / ((2) или Н = / (ф) зачастую (особенно при
угле установки профиля 0 > 25°) имеет глубокую впадину или раз-
рыв( см. фиг. 84), что объясняется возникновением обратных токов
воздуха из-за неодновременного изменения давления по радиусу
за колесом при уменьшении производительности. Ввиду сильных
колебаний давления и производительности при работе в этой зоне-
возникают вибрации, которые могут вывести вентилятор из строя.
Поэтому при использовании вентиляторов с подобными характерис¬
тиками наименьшая производительность должна находиться правее
впадины характеристики. Наибольшая, производительность обуслов¬
лена обычно минимально допустимой величиной > к. п. д.
Конструкция вентиляторов. В охлаждающих устройствах отечест¬
венных тепловозов применяются главным образом осевые вентиля¬
торы, разработанные ЦАГИ, серий У и УК-2 (УК-2М). Отличитель¬
ной особенностью этих вентиляторов являются простота конструк¬
ции и сравнительно высокая эффективность.
Вентиляторы серии У. Разработка и создание бентиляторов
этой серии были осуществлены А. Г. Бычковым, и другими работ¬
никами ЦАГИ. Для колес вентиляторов выбраны геометрически по¬
добные лопатки вполне определенной формы, отличающиеся только
размерами. Прямые, незакрученные лопатки, имеющие обтекаемую
• 127

форму, изготовляются пустотелыми из тонколистовой стали. Ширина
лопатки равна половине длины ее (фиг. 79).
Настоящая серия включает вентиляторы с колесами диаметром
В = 0,4 -г- 2,0 м и относительным диаметром втулок Л == 0,4 -ь 0,6,
обеспечивающие "производительность (2 = 1	12 ж3!сек воздуха
при Я = 15 -*-• 20 кГ/м2 и <2 = 100 + 200 м3/сек при Я = 4 -ь
~ 50 кГ/м2.
Максимальный напор Ятах, который
развивает вентилятор данной серии при
окружной скорости атах == 120 м/сек, со¬
ставляет 210 кГ/м2; максимальный коэф¬
фициент полезного действия г; вентиля¬
тора, состоящего из одного рабочего ко¬
леса, равен 0,6—0,72.
При подборе вентилятора могут быть
приняты следующие предельные значения
безразмерных коэффициентов напора
и расхода: при ф = 0,10 Я = 0,10; при
С = 0,25 Н = 0,14; 0,10 < 0~< 0,25.
На тепловозе ТЭЗ установлен вентиля¬
тор серии У с колесом диаметром О =
= 1600 мм и втулкой диаметром А =
= 700 мм. Его производительность -при'.
п = 1410 об!мин и напоре 90 кГ/м2 равна
35 м3/сек.
Вентилятор выполнен из сварной втул¬
ки 5 с приваренными к ней пустотелыми
лопатками 3. Втулка имеет коническую
расточку для посадки на вал, два диска,
между которыми вварены ребра, барабан
и сферической формы обтекатель, устано¬
вленный на выходной стороне втулки
(фиг. 80).
На Коломенском тепловозостроитель¬
ном заводе создан1 осевой вентилятор
серии У с поворотными лопатками
(фиг. 81). На хвостовике вертикального
вала при помощи шпонки закреплена втулка 2 вентилятора. Во¬
дило 4 вращается вместе с втулкой, а также перемещается в верти¬
кальном направлении под действием рычажной передачи, связан¬
ной с гидроусилителем. Связь между шестью поворотными лопат¬
ками и водилом осуществляется с помощью тяг 3. Передача
вращения от втулки к водилу производится двумя пальцами 5, сво¬
бодно входящими в проушины. Кольцевой зазор между втулкой
и водилом	закрыт	кожухом 6. Вентилятор имеет диаметр О =
1	Конструкция	предложена	и разработана инж. С. М. Зархе, авт. свидетельство
.№ 113560.
'Фиг. 79. Лопатка осевого
вентилятора ЦАГИ серии У:
щ. т. о — центр тяжести
обшивки.
128

= 1600 мм и диаметр втулки й!=700 мм. Ось вращения лопатки сов¬
падает с осью центров тяжести сечений лопатки. Центробежная сила
от веса лопатки воспринимается упорным подшипником. Для смазки
подшипников водила и лопаток служит консистентная смазка —
солидол жировой УС-3 («Т») (ГОСТ 1033-51).
Фиг. 80. Вентилятор тепловоза ТЭЗ:
/ — обечайка с коллектором; 2 — рабочее колеео; 3 — лопатка колеса;
4 — воротник лопатки; 5 — втулка колеса.
Готовое колесо подвергают статической балансировке. Остаточ¬
ный небаланс не должен превышать 250 гсм. Прочность колеса
проверяют испытанием на разнос при п — 1700 об/мин в течение
10 мин.
Угол установки лопаток вентилятора можно изменять от 0°
до 24°, чем достигается изменение производительности и напора вен¬
тилятора в широких пределах.
9 калинов 1068	1 29

На фиг. 82 представлен другой вентилятор с поворотными лопат¬
ками, созданный ВНИТИ. Конструкция его принципиально отли¬
чается от конструкции рассмотренного выше вентилятора. Лопатки 3
изготовлены из тонколистовой стальной обшивки, прикрепленной
к втулке 4. Втулки установлены на осях 5, в специальных канавках
которых уложены шарики, воспринимающие центробежные усилия
Фиг. 81. Вентилятор серии У с поворотными лопатками:
1 — лопатка в сборе; 2 — втулка; 3 — тяга; 4 — водило; 5 — палец; 6 —* кожух; 7 — ось
с подшипниками; 8 — рычаг.
и обеспечивающие легкость поворота лопатки. Ось 5 резьбовым кон¬
цом укреплена в ступи.це в вентилятора, насаженной на вал 7. На
втулках 4 закреплены кривошипы с противовесами 9, соединенные
посредством тяг 10 с ползуном 2. Усилием пружины 8 ползун по¬
стоянно поджат вверх. Сверху к ползуну прикреплена резиновая
диафрагма, прикрепленная также по окружности к крышке 1. Таким
образом, между крышкой и диафрагмой образуется полость, в кото¬
рую через специальный вращающийся штуцер подводится сжатый
воздух от воздушной системы тепловоза. Угол установки лопаток
определяется величиной давления сжатого воздуха щ пружины.
Этот вентилятор, как и ранее рассмотренный, может быть
применен для тепловозных охлаждающих устройств.
В настоящее время вентиляторы с поворотными лопатками ВНИТИ
проходят эксплуатационные испытания на тепловозах.
130

Вентиляторы серии УК-2 и УК-2 М. Эта новая серия осевых венти¬
ляторов отличается от вентиляторов серии У большей экономич¬
ностью, что достигнуто применением крученых лопаток; максималь¬
ный к. п. д. вентиляторов достигает 0,8—0,85. Вентиляторы серии
УК-2М отличаются от вентиляторов УК-2 тем, что их лопатки равно¬
мерно закручены по длине; лопатки вентиляторов серии УК-2 закру-
А - А
Фиг. 82. Вентилятор серии У с поворотными лопатками ВНИТИ.
чены неравномерно. Вентиляторы серий УК-2 и УК-2М изготовляют
с относительным диаметром втулки й ~ 0,45.
Лопатки колес выполняют из тонколистовой стали. После прида¬
ния правильной формы обшивке ее сваривают сплошным швом. Торец
лопатки заваривают накладкой. Правильность формы лопаток строго
контролируют специальным приспособлением и шаблонами. Допус¬
каются отклонения по углам установки профилей сечений: для верх¬
них сечений (1—1, II—II) ± 0°15'; для нижних (IV—IV, V—V,
VI—VI)— до ±0°30' (фиг. 83). Основные параметры колес вентиля¬
торов серии УК-2М приведены в табл. 17.
9*	131

СОЮЮ СО СО ю со
Ю оо'с^.ю*'00 СМ'Со" Оз">См"
ОО СО ^'Ф^ЮЮЮСО
со
СМ СМ ^ ^ со СО
—Г.—Г —Г _Г _Т ,-Г см см см
о
СМ СО тГ СО СМ —< 00
со" Г"-" Оз" -н СМ со" Ю N. 00
— — — СМСМСМСМСМСМ
ОМОЮИ г-.Ю'Ф
СО 00 Оз" о" —Г СМ См" со" ^
о
и
О ■
аэ
1>.ЮСО—«ОЗГ^ЮСМ
00 оо" Оз" о" *-Г —;" см" СО V
11
м
СМ
оь-'+'-^союс^асо
N N 00 О! 03 О <-« |-<
*
о N. < 00 Ю СМ 03 со
Г^. ^ 00 03 03 О —< —'СМ
•~ч
о
о
СО ^ СМ СО О Оз СО N.
Г^^ЮЮСОСОСО^^
1
‘'ч
о
00
ОО СО ^ ^ со о о> ОО
СОСПО—|СЧСО-^^Ю
о
N. 00 00 00 03 СМ NN
со"ю" оо" о" см"ю оо" О СМ
смсмсмсосососо^^
о
00 ОО О ю —' со см оо
ЮЬООО(МСОЮШОО
~.СМСМ.СМСМС>}СМ
00
см
■41
о
со ^ ^ ю ю ю со со
о"см"-фсоооосм,^со
СМСМСМСМСМСОСОСОСО
N.
СО СМ СМ СМ —« 00 со 00
0
ю ю ю ю
II
о
СП'НСОЮ^ФОМ'^
—« СМ СМ СМ СМ СМ СО СО СО
о
СО—'СООЗСОСО—■тГ'ОО
СО^^^ЮЮСОСОСО
о
г^. Ю г^. ю
О" 1>Г СМ 03 СО СО О гС
г^. ъ- 00 03 03 О см см
1
о
ЮОСОСМС'.СООО'^ОЗ
ю" со" со С^Г (С со" 00 О) о>
VI
^7
(О !ОЮ ю ю
ю" ^ СМ О 00 N. ю" ^
0003 О—< СМ СМ СО ^ Ю
СО
О
о
0-1
(
0ОЮСМ_Ю 10
со" Г"." СО 03 ^ о ю" см
ю N 00 О -1 СО Ю СО СО
—(—|—(СМСМСМСМСМСМ
ев
О
ю ю ю ю
о
8
11
ЮЮСОСОС'-Г'-ООООО)
о
ООСОООСМООСОООСМО
(С о" со" со" 00 —< ^ N. 0>
СМСОСОСОСО'^''^'^^
К
сг>
Я4
3
1
*~ч
е»
О
—< 00 00 00^0.
о" со" СО* —« 00 ^ —Г о> со
М>00С>03О'^'-'<М
о
СО СО 03 СМЮ .СО —<
со ^ ю" СО ОО 03 О СМ 00
о
(>. 00 00 ^ ^
[<Г СО Ю СО* См" «ч О ОО^
ооозо—<смсо^-^ю
к
к
И.
о
ю
о
т*<
II
о
СМГ^СМСОСМГ^СМОО^
ЮСООООз"—«см-^юг^
^ ^ ^ СМ см см см см
V
а>
СО со ю ю ю
о ^ —г 03 Ю СМ 03 ^
Г4- 00 03 03 О < см
о
00 00-00 оо со оо с^- N.
сСсм"оО> т^о" ю" —Г гС СО
ЮГ^ОООСМСОЮСООО
-<-н — СМСМСМСМСМСМ
о
1
о ,
1
со Ю го Ю со Ю
со" ^ со" см" -ч аГ оо" ю
00 СО СМ 00 со 00 -1
о
ОООЗО—'СМСМСО^Ю
о
О^ОЗСОГ^ОгООЗСО
•^т^-^ЮЮСОСОСОС^.
о
см ю ю_
^"см 00 ^ о ю -< со см
Ю^ОООСМСОЮСОСО
^СМСМСМСМСМСМ
*
о
СОСООЗСМЮОО—«ч*1
СО тр" ю" со" 00 О О СМСО
__<_<_<^__СМСМСМ
о
00 оо со со Ю СО Г<
СМ ^"оо"—Г^г-- —' ^
сососо^^^ююю
ю
•*•
о»
о
СМ "Ф СО 00 СМ^Г^ОЗ
См" См" <N 03 со со" со" со" со"
со
ч?
о
ю СОСМ^СООО'ФОЗ
ю" со со" г^Г N-"00" оо оГ оз"
II
о
см
СМСМ’^'^'ЛСО.Г^ОЗ
к
аэ
<м
(М 00 00 ю со со
Оз"ю" со" О г». СО —< С'-
СО Г'» 00 СГ. 03 О —< —< СМ
II
о
—1 СМ оо ^ Ю СО СО 03
.7
о
со
ч
с Г
со СМ Ю со
о" гС -н" Озю" см" оз" N.
N.N•00050^0»—<—<СМ
ю см ю см см
'О
о
оо со"ю" ^ СО —"о О)" со"
1
о
СО со со СМ 00 ^ ^
гСю" со" —о" 03 со со"
СООЗО—'СМСОСО^Ю
о
см оо ю ю
Г-."см"оО ^ ОЮ — Со"(м"
ЮГ^00О(МС01ПС0С0
гчм-н(ММММ(ММ
о
О) оо 00 00 ОО’ОО.-^Г-'г N. .
гС см" оо" о" ю —Г со"
юг-ооосмсоюосо
1—<смсмсмсмсмсм
е
ю ю ю ю ю
(С —. ю оо" С<Г со О со"^"
СО^^-^ЮЮСОСОСО
«
ю ю ю ю ю
Г^Г-^ЮООСМСООСОГ^
со-ф ^ ^ ю Ю со со со
о ю о юою о ю о
ЮЮСОСОГ'-С^ОООООЗ
о ю о ю о ю о'ю О
Ю Ю со СО N. 00 00 О
&
ю ю ю ю
ю N."0 см" ю (С о см ю
смсмсосососо^.^-^
го Ю Ю Ю
Ю N-"0 См"гО N."0 см"ю
СМСМоОСОСОСО'ф-^'^1
С)
ооооооооо
ооооооооо
О—«СМСО^ЮСОГ^ОО
а
ооооооооо
ооооооооо
О—^1 СМ СО Ю СО .00
132

Готовые колеса тщательно балансируют и испытывают на проч¬
ность при повышенном числе оборотов. Особое внимание должно быть
обращено на точность выполнения наружного диаметра колеса, угла
установки лопаток, диаметра кожуха, так как увеличение зазора
между колесом и кожухом значительно ухудшает работу вентиля-
Фнг. 83. Осевой вентилятор серии УК-2М:
а — общий вид колеса; б — лопатка.
тора, а небольшое изменение угла установки лопаток сильно изме¬
няет аэродинамическую характеристику вентилятора. Испытания
моделей вентиляторов производились при $ = 1,3 -§- 1,5%. Аэро¬
динамические характеристики для вентиляторов серий УК-2 и УК-2М
приведены на фиг. 84 и 85.
Рассмотренные вентиляторы ввиду их высокой экономичности
нашли широкое применение на всех новых тепловозах ТЭ50, ТЭП60Г
ТЭ10, ТЭ11, ТЭ12 и ряде других. На фиг. 86 приведена установка
вентилятора серии УК-2 тепловоза ТЭП60. Диаметр колеса этогб
вентилятора Б = 1600 мм; диаметр втулки с1 = 720 мм; номиналь¬
ное число оборотов колеса п = 1100 в минуту; угол установки лопа¬
ток 6 постоянный, равный 25°. Вентилятор —сварной конструкции.
133

а
№
Фиг. 84. Аэродинамическая характеристика вентилятора УК-2
(I1= 0,45; гк— 8).
134

Фиг. 85. Аэродинамическая характеристика вентилятора УК-2М
с цилиндром перед рабочим колесом == 0,45; хк — 8;
О = 700 мм; п~ 1000 об/мин; 5 = —— 0,013; густ =
=	=?	0,776^	.
135

Лопатки приварены к втулке и к «воротникам» жесткости, что повы¬
шает прочность крепления лопаток. Лопатки изготовляют выбивкой
на болванах из листов стали (из двух частей) толщиной 2 мм. Проч¬
ность колес проверяют испытанием на разнос при п ~ 1500 об/.мин
в течение 10—15 мин.
Колесо устанавливается в литом (из алюминиевого сплава) обра¬
ботанном кожухе с плавным коллектором. Применение такого кожуха
А-А
Фиг. 86. Осевой вентилятор УК-2 тепловоза ТЭП60:
1 — обечайка с коллектором; 2 — рабочее колесо; 3 — лопатка колеса; 4 — воротник
лопатки; 5 — втулка колеса.
позволило уменьшить относительный зазор между лопатками и кожу¬
хом до 1,0%. Колесо закреплено на валу гидродвигателя, который
установлен на продольных балках. Как и в холодильной камере тепло¬
воза ТЭЗ, так и на тепловозе ТЭП60 при такой конструкции значи¬
тельно преграждается вход воздушному потоку в вентилятор, в ре¬
зультате чего снижаются его к. п. д. и производительность. Отсут¬
ствие диффузора за колесом также приводит к значительному сни¬
жению к. п. д. установки, так как динамический напор вентилятора
теряется.
136

Установкой плавного обтекателя на втулке за колесом и увеличе¬
нием цилиндрической обечайки можно достигнуть некоторого сниже¬
ния динамических потерь. Поэтому надо стремиться осуществлять
эти мероприятия.	'	^
Применение спрямляющих аппаратов для низконапорных вен¬
тиляторов при наличии больших динамических потерь и плохой
конструкции воздушного тракта следует считать нецелесообразным,
так как выигрыш, полученный за счет установки спрямляющего ап¬
парата, будет несоизмеримо мал по сравнению с остальными поте¬
рями.
Конструкции вентиляторов, которые могут быть использованы
для охлаждающего устройства тепловоза, не ограничиваются рас¬
смотренными. Так, например, для охлаждения наддувочного воздуха
применяют осевые высоконапорные вентиляторы серии В. На загра¬
ничных тепловозах, а также в других отраслях отечественной про¬
мышленности'распространены осевые вентиляторы в литом исполне¬
нии. Качество изготовления колес таких вентиляторов значительна
выше качества колес сварной конструкции, что наряду с точеными
кожухами и плавными коллекторами обеспечивает высокие коэффи¬
циенты полезного действия.
§ 8, ВЫБОР ВЕНТИЛЯТОРА
Прежде чем перейти' непосредственно к методике подбора осевых .
вентиляторов для охлаждающего устройства тепловоза, рассмотрим
некоторые особенности их использования.
В охлаждающих устройствах тепловоза в настоящее время в ос¬
новном применяются низконапорные вентилятбры, состоящие толька
из одного рабочего колеса. Направляющий и спрямляющий аппа¬
раты отсутствуют. При этом вентиляторы используются для работы:
на всасывании с непосредственным выпуском за колесом (через сетку
или жалюзийную решетку), на нагнетании, а также на всасывании
и нагнетании. В первом случае почти весь динамический напор те¬
ряется на выпуск воздуха.
При использовании вентилятора для работы на нагнетании и на
всасывании и нагнетании потери динамического напора зависят от
качества диффузора, устанавливаемого за колесом, в котором дина¬
мический напор превращается в давление. Величина динамического?
напора определяется величиной осевой скорости воздушного потока,
в вентиляторе, которая, в свою очередь,зависит от размеров рабочего
колеса (О я с1). Поэтому от установки вентилятора в холодильной
камере охлаждающего устройства зависит правильный выбор диа¬
метра колеса I) и относительного диаметра втулки й.
Другой особенностью использования вентиляторов является то,-
что регулирование температурного режима работы охлаждающего
устройства производится изменением производительности вентиля¬
тора.
Чтобы правильно произвести выбор вентилятора, надо обяза¬
тельно знать предполагаемый способ регулирования. При регулиро¬
137"

вании производительности вентилятора изменением числа оборотов
при неизменной характеристике сети к. п. д. остается неизменным.
При регулировании производительности вентилятора дроссели-
рдванием — величиной открытия боковых жалюзи на входе воздуш¬
ного потока в холодильную камеру (тепловоз ТЭЗ) — аэродинами¬
ческая характеристика вентилятора не должна иметь разрыва или
резкого провала, который характеризует неустойчивую работу вен¬
тилятора. Аэродинамическая характеристика должна быть плавной
на всем диапазоне изменения производительности. Такие характе¬
ристики имеют осевые вентиляторы с малыми углами установки
.лопаток (0 < 20°).
Выбор вентилятора при регулировании за счет изменения угла
установки лопаток должен основываться на исходных данных (Я
и ф), соответствующих режиму наиболее продолжительной работы
вентилятора.
Задача выбора вентилятора для охлаждающего устройства заклю¬
чается в том, чтобы определить основные размеры и число оборотов
рабочего колеса, при которых обеспечиваются необходимая произво¬
дительность и напор при минимальном расходе мощности. Иначе
говоря, выбор колеса сводится к выбору Б, п, г, А и 0 по заданным
0. и Я.
Величина производительности определяется обычно из теплового
расчета достаточно точно. Более сложным является нахождение
полного расчетного напора, который должен учитывать все потери
сети, включая потери, связанные с конструкцией и размерами самого
вентилятора. Ошибки^ допущенные при определении полного напора,
часто проводят к неудовлетворительной или неэкономичной работе
вентилятора.
Если действительное сопротивление сети значительно выше рас¬
четного полного напора, то действительная производительность
вентилятора <2 и, возможно, его к. п. д. г) также будут ниже и не
будет обеспечена нормальная работа всего охлаждающего устройства.
Кроме этого, ошибка в определении сопротивления сети может
привести к работа вентилятора в неустойчивой зоне. При определе¬
нии расчетного напора с большим запасом действительная производи¬
тельность окажется больше необходимой. Главным недостатком этого
явится увеличение расхода мощности на подачу дополнительного
воздуха. При экономичной системе регулирования полученнный
запас воздуха создает дополнительный запас по охлаждающей способ¬
ности холодильника. В этом случае допущенная ошибка не ухудшит
показателей охлаждающего устройства.
Для правильного подбора вентилятора необходима достаточно
точная оценка сопротивления сети. Точность оценки может колебаться
в широких пределах в зависимости от аэродинамических характерис¬
тик Я = / (ф). При пологой характеристике Я — / (ф) точность опре¬
деления полного напора должна быть значительно выше, чем при
крутой, так как незначительное изменение напора Я приводит к боль¬
шим изменениям производительности
138

Кроме С} и Я, при подборе вентилятора для охлаждающего уст¬
ройства могут быть заданы диаметр рабочего колеса или число его
оборотов. Выбор диаметра О рабочего колеса сопряжен с условиями
обеспечения наилучшего подвода воздуха к охлаждающим секциям
и возможностью размещения колеса в холодильной камере. Число
оборотов п вентилятора зависит от привода. При механическом при¬
воде п может быть произвольным. В случае применения электри¬
ческого или гидростатического привода, которые имеют вполне опре¬
деленные числа оборотов, подбор вентилятора производится для за¬
данного числа оборотов.
В охлаждающих устройствах современных тепловозов вентилятор
в основном работает на всасывание с непосредственным выпуском
воздуха в атмосферу через сетку или жалюзи. При таком использо¬
вании вентилятора почти весь динамический напор теряется на вы¬
пуск. Чем меньше динамический напор, тем меньше потери и, сле¬
довательно, тем экономичнее будет работа вентилятора и всего
охлаждающего устройства. Для. уменьшения динамических потерь
нужно всегда выбирать колеса с большими диаметрами О и малыми
относительными диаметрами втулки й. Последнее приводит к некото¬
рому снижению к. п. д. вентилятора вследствие уменьшения ф.
Однако выигрыш, полученный за счет уменьшения потерь динами¬
ческого напора Яа, перекрывает проигрыш в к. п. д. вентилятора.
При подборе вентилятора характеристики его и, ф и Я должны
быть в допустимых пределах, т. е.
^ ( кОп ^ ^	<	у ^	Н ^ ^ у '	^	^ ^
^ = 00	^	^тах>	^	^	^тах>	У	~ ри ^ ^стах*
„Подбор шахтных вентиляторов основан на использовании зави¬
симости для эквивалентного отверстия. Эквивалентное отверстие
сети — это такое условное круглое отверстие в тонкой стенке, сопро¬
тивление которого (при отсутствии геодезической высоты) эквива¬
лентно сопротивлению сети.
Для нормальных атмосферных условий площадь эквивалентного
отверстия
А = 0,38 -4г'м2.	(147)
н
Коэффициент эквивалентного отверстия
А = ^7Г.	(148)
н
После преобразований формул (147) и (148) получаются выраже¬
ния для наружного диаметра и числа оборотов вентилятора:
'02/ т.*
(149)
об/мин.	(150)
139

Подбор вентиляторов на основе эквивалентного отверстия про¬
изводят следующим образом. По заданным ф п Н определяют экви¬
валентное отверстие А по формуле (147), затем для выбранного типа
вентилятора для максимального значения к. п. д. г\ находят Н и С1,.
по которым по формуле (148) подсчитывают коэффициент эквивалент¬
ного отверстия /Г. После этого по формулам (149) и (150) определяют
диаметр и число оборотов вентилятора.
Аналогичный метод подбора может быть произведен с помощью
измерителей производительности /(^ и напора Кн. Диаметр венти¬
лятора и число его оборотов для нормальных атмосферных условий
определяют по следующим формулам:
К'А*
О	— 0,6672 —м;	(151)
Кн‘
Кл1*
п = 81,3—~ об/мин.	(152)
Значения К о	и	Кн	должны быть определены	по	заданным	$	и Я
и выбранным	С}	и	Н,	соответствующим наибольшему	к.	п.	д.	т]тах
вентилятора.
Указанные методы подбора вентилятора вполне могут быть
использованы при подборе вентиляторов для охлаждающих устройств
тепловозов, когда не задано ни число оборотов п, ни диаметр венти¬
лятора О.
При подборе вентиляторов для охлаждающих устройств в настоя¬
щее время пользуются безразмерными характеристиками, получен¬
ными опытным путем. Для выбранного диаметра вентилятора под¬
бор сводится к определению такого угла установки лопаток, при
котором к. п. д. вентилятора был бы максимальным. Для этого нахо¬
дят коэффициенты производительности ф и коэффициенты напора Я
для различных, чисел оборотов, после чего зависимость Я == / ((^, п)
наносят на аэродинамические характеристики вентилятора рассмат¬
риваемого типа. Графически определяют максимальное значение
к. п. д.*т], по которому затем находят соответствующий угол уста¬
новки лопаток 0 и коэффициенты напора Я, производительности О5
и мощности N.
Пример. Подобрать вентилятор для производительности
<} = 30 м3/сек при сопротивлении сети Я == 100 кГ/м2. Диаметр
вентилятора В = 1600 мм.
Выбираем вентилятор ЦАГИ серии УК-2М. Безразмерные харак¬
теристики его приведены на фиг. 83; относительный диаметр втулки
й = 0,45; число лопаток 2 = 8 шт.; д = 0,1223• /са шс2/ж4. Расчет
вентилятора для различных чисел оборотов п приведен в табл. 18.
Графически по фиг. 83 определяют следующие оптимальные
параметры вентилятора: 0 == 20°; С? == 0,156; Я == 0,089; N =
140

0,0195, по	которым	затем находят /С^	=	-=-	=
192,2 м3/сек-}	К„ = ^	= — = 1123 кГ/м2; и	=	^	^
п Н	0,089	Р	2,01
= 95,7 м/сек и п = ^ = „6(|'9^’д- = 1140 об/мин.
ли о*14*1,о
Таблица 18
Параметры
Расчетная
формула
или
источник
Значение параметров
Число оборотов вентилятора п
в минуту .
Принимается
1000
1200
1400
Окружная скорость вентилятора
пт Е)п
и в м/сек :
60
83,8
100,5
117,3
Площадь, ометаемая вентилято¬
и .О2
ром, Р в м2,
~4~
2,01
Измеритель производительности
К($ в м8/сек
Р и
168,5
202
235,5
Измеритель давления Кн в кГ/м2
§ и2
856
1234
1680
Коэффициент производительно¬
Г)
сти (2
Ч
Ко
0,178
0,149
0,127
Коэффициент давления Н ... .
Н
0,117
0,0811
0,0596
К Н
Для полученных значений ^ и Я по безразмерным аэродинами¬
ческим характеристикам вентиляторов других типов могут быть
подобраны новые вентиляторы. Путем их сравнения производится
окончательный выбор необходимого вентилятора. Для выбранного
вентилятора строят свою аэродинамическую характеристику. Пере¬
счет безразмерной характеристики производят по формулам (143) —
(Н6).
Подбор вентилятора при заданном числе оборотов значительно
сложнее, так как изменение диаметра колеса влечет за собой изме¬
нение полного напора.

ГЛАВА IV
ПРИВОД И СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Ла привод вентилятора холодильника современного тепловоза
расходуется от 3 до 8% номинальной мощности его двигателя. Поэ¬
тому уменьшение расхода мощности на привод вентилятора имеет
большое значение, особенно на мощных тепловозах, у которых
холодильники имеют значительный объем и вес, а их вентиляторы
поглощают большие мощности.
К приводу предъявляют следующие требования. Он должен быть
простым по конструкции, надежным в эксплуатации при максимально
возможном коэффициенте полезного действия, должен автоматиче¬
ски поддерживать требуемый температурный режим двигателя.
Необходимо, чтобы привод было удобно компоновать на тепловозе
и чтобы его вес был по возможности минимальным. При работе при¬
вода не должны возникать излишние вибрации и шум.
При всем многообразии конструкций приводов вентиляторов
они могут быть представлены тремя типами, а именно: 1) механи¬
ческим; 2) электрическим и 3) гидростатическим.
Выбор привода того или иного типа диктуется соображениями
компоновки тепловоза, а также наличием надежных и дешевых
агрегатов привода. Кроме этого, на выбор типа привода оказывают,
по-видимому, влияние и конструкторские традиции, сложившиеся
на различных тепловозостроительных заводах. Можно, например,
указать, что крупнейшая тепловозостроительная фирма США «Элек¬
тромотив» выпускает подавляющее большинство своих тепловозов
с электрическим приводом вентилятора, используя асинхронные
электродвигатели. На большинстве тепловозов «Фербенкс-Морзе»
применяются электродвигатели постоянного тока. Тепловозы, выпу¬
скаемые фирмой «Алко», имеют механический привод. Тепловозы
Западной Европы строятся с приводами всех трех типов. Английские
тепловозы мощностью 3300 л. с. с двигателями Нэпир «Дэлтик»
имеют механический привод вентиляторов холодильника от соответ¬
ствующих двигателей (их на тепловозе два). Тепловозы «Инглиш
Электрик»'мощностью 2000 л. с., Метро-Виккерс 1160 л. с., Зуль-
цер 2300 л. спостроенные в Англии, имеют для привода вентиля¬
торов электродвигатели постоянного тока. Бельгийские тепловозы
«Кокериль» и тепловозы Англо-франко-бельгийского общества мощ-
142

и остью 1750 л. с. оборудуются электрическим приводом вентилято¬
ров. На первых используются электродвигатели постоянного тока,
а па вторых — асинхронные. Голландская фирма «Веркспур» выпу¬
скает тепловозы мощностью 1500 л. с. с электрическим приводом
вентиляторов.
За последние годы широкое распространение стал получать
гидростатический привод вентиляторов. Таким приводом оборудуются:
все тепловозы, строящиеся в ФРГ; большая часть тепловозов Австрии;
тепловозы 2000 л. с. с гидропередачей, строящиеся в Англии; тепло¬
возы 060-ДА мощностью 2100 л. с. в Румынии. Гидростатический
привод на указанных тепловозах комплектуется из аксиально-порш-
певых гидромашин.
! 1а тепловозах железнодорожного парка СССР наибольшее рас¬
пространение получил механический привод вентиляторов (тепло¬
возы ТЭ1, ТЭ2, ТЭЗ, ТЭ7, ТЭ10 и др.). Меньше распространен элек¬
трический привод (тепловоз О-Эл-6 довоенной постройки, маневро¬
вые тепловозы ТГМ2 и ТГМЗ, а также тепловоз ТЭ50). Гидростати¬
ческий привод применен на тепловозах ТЭП60 Коломенского завода,
ТЭ11 и ТЭ12 Харьковского завода (на тепловозах ТЭ11 и ТЭ12:
впоследствие был снят).
Учитывая определенные преимущества этого привода, многие
заводы предусматривают, использование его на вновь проектируе¬
мых тепловозах.
§ 9. МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД
В механическом приводе вентиляторное колесо холодильника
непосредственно соединено с двигателем тепловоза при помощи
карданных и обычных валов, упругих, фрикционных, электрических
и гидравлических муфт, редукторов и других промежуточных
звеньев передачи механического движения, образующих в совокуп¬
ности весь привод.
По принципу регулирования числа оборотов вентилятора в зави¬
симости от температурного режима двигателя механический привод,
может быть: 1). с постоянным числом оборотов; 2) с ограниченным
неавтоматическим регулированием; 3) с автоматическим регулиро¬
ванием при помощи гидравлической или электромагнитной муфт;
4) автоматическим с вентилятором, имеющим поворотные лопасти..
Привод с постоянным числом оборотов. Механическим при¬
водом вентилятора оборудован холодильник тепловоза ТЭ1, пред¬
ставленный на фиг. 87. Вентилятор получает вращение от двигателя
тепловоза при помощи клиноременной передачи. Включение и выклю¬
чение вентилятора осуществляются вручную, рукояткой, воздей¬
ствующей на фрикционную муфту.
Эта довольно простая, имеющая небольшой вес конструкция
имеет ряд недостатков. Клиноременная передача требует постоянного
наблюдения и регулировки натяжения; диски фрикционной муфты,
механизм ручного включения, конический редуктор и промежуточ¬
ные соединительные детали быстро изнашиваются и создают шум
143

Фиг. 87. Расположение холодильника на тепловозе ТЭ1:
1 — вентилятор; 2 — фрикционная муфта; 3 — отводка; 4 — гиб¬
кий привод; 5 — верхний коллектор; 6 — нижний коллектор;
7 — масляные секции; 8 — водяные секции; 9 — защитная ре¬
шетка; 10 — боковые жалюзи; 11 — привод верхних жалюзи;
12 — верхние жалюзи.
при работе. Кроме того, при резких изменениях числа оборотов дви¬
гателя (пуск и внезапный сброс нагрузки) в узлах такого привода
возникают дополнительные нагрузки и напряжения. Однако основ¬
ной недостаток привода заключается в отсутствии возможности регу¬
лирования числа оборотов вентиляторного колеса в зависимости
от режима работы холодильника. Этот недостаток на маневровом
тепловозе мощностью 1000 л. с. мало ощутим. Для магистральных
же тепловозов большой мощности применение нерегулируемого
привода является конструктивным недостатком.
Как известно, для вентиляторов холодильника вращающий
момент изменяется во второй степени, а мощность — в третьей сте¬
пени от скорости вращения. Эта зависимость графически представ¬
лена на фиг. 88. Если система регулирования позволит приводу рабо¬
тать по такой «вентиляторной характеристике»,то на частичных режи¬
мах будет иметь место значительная экономия мощности. Так, напри¬
10 Малинов 1068	145

М%\Н%
100
мер, при скорости вращения, равной 0,8 от максимальной, вращаю¬
щий момент уменьшится до 0,64, а мощность—до 0,51 от макси¬
мальных значений. Поэтому в условиях тепловозного режима работы
дизеля, когда он только около 30—35% времени работает на режиме
80—100% от максимальной мощности, выгода от работы привода,
регулируемого по числам оборотов, очевидна.
У тепловоза ТЭ1 при 740 об/мин коленчатого вала двигателя
колесо вентилятора делает 1240 об!мин, затрачивая мощность около
V 42 л. с. Расход воздуха при этом режиме равен 66 000 м3/ч. Боковые
и верхние жалюзи тепловоза
открываются и закрываются вруч¬
ную при помощи системы4^ тяг
и рычагов.
Привод с ограниченным неавто¬
матическим регулированием. При¬
вод с ограниченным неавтоматиче¬
ским регулированием применен
на тепловозе ТЭЗ (фиг. 89). От
нижнего коленчатого вала двига¬
теля 2Д100 через промежуточный
вал 1 приводится во вращение
гидромеханический редуктор 2.
Последний обеспечивает двухско¬
ростной режим работы вентиля¬
тора: на первой ступени коробки
скоростей редуктора он делает
1040 об/мин (зимний режим), на
второй ступени —1410 об! мин
(летний режим). Переключение
скоростей гидромеханического ре¬
дуктора осуществляется вручную.
От гидромеханического редуктора через промежуточный вал 4 вра¬
щается редуктор вентилятора 5, включаемый и выключаемый при по¬
мощи фрикционной муфты 6, выполненной заодно с редуктором
вентилятора. Далее вращение передается карданному валу 8 и от
него вентиляторному колесу 9.
Включение в систему привода гидромуфты позволяет осущест¬
влять передачу момента вращения на вентилятор более плавно,
без толчков, и смягчает воздействие инерционной массы привода
вентилятора на крутильные колебания коленчатого вала дви¬
гателя.
Работа редуктора привода вентилятора и фрикционной муфты
ясна из фиг. 90. Фрикционная муфта сцепления автомобильного типа
включается вручную или при помощи электропневматического меха¬
низма из кабины машиниста тепловоза. При включении муфты вра¬
щение от ведущего вала 25 передается полому валу 26. При помощи
конических шестерен 2 и 3 вращается ведомый вал 24. Последний
соединен с карданным валом вентиляторного колеса.
146
Фиг. 88. Изменение вращающего мо¬
мента и мощности привода с венти¬
ляторной характеристикой в зависи¬
мости от скорости вращения.

Рассмотренная конструкция обеспечивает высокий к. п. д. при¬
вода и сравнительно небольшой его вес. Это является основным преи¬
муществом. Недостатки состоят в следующем. Конструкция привода
ухудшает компоновку тепловоза, так как вертикальный вал распо¬
ложен посредине шахты холодильника, как раз в проходе. Наличие
большого количества вращающихся узлов, закрепленных на кузове
тепловоза, способствует усилению вибра¬
ций и шума. Многие узлы привода
в эксплуатации быстро' изнашиваются,
расстраивая работу привода. К таким
узлам относятся диски фрикционной муф¬
ты включения, конические шестерни ре¬
дуктора, карданные сочленения верти¬
кального вала вентилятора и ряд других.
Ремонт и сборка узлов валопровода услож¬
няются* необходимостью соблюдения жест¬
ких допускаемых отклонений на несо-
осностб.
Фиг. 89. Привод вентилятора холодильника тепловоза ТЭЗ:
1 и 4 — промежуточные валы; 2 — гидромеханический редуктор; 3 — опора подшипника-
5 — редуктор; 6 — фрикционная муфта включения; 7 — воздушный цилиндр; 8 — кардан;
ный вал; 9 — вентиляторное колесо.
Как отмечалось ранее, гидромеханический редуктор позволяет
осуществлять только двухскоростной режим работы вентилятора
(летний и зимний), причем переключение режимов производится
вручную. Это самый крупный недостаток привода, так как наличие
только двух режимов при ручном управлении не позволяет изменять
скорость вращения вентилятора в пределах каждого режима. Неэко¬
номичная работа привода вентилятора тепловоза ТЭЗ ясна из гра¬
фика (фиг. 91). Если бы привод был автоматическим, регулируемым
в зависимости от теплового режима двигателя, то вентилятор рабо¬
тал бы. по кривой 1. Но так как в действительности привод нерегули¬
руемый, то вентилятор будет работать по одной из кривых 2 в соот¬
ветствии с температурой наружного воздуха, непроизводительно
расходуя при этом часть мощности двигателя. Поле между кривыми
1	соответствует переменному режиму дизеля 2Д100.
10* 147

148

При экономном расходовании мощности на привод вентилятора
и другие вспомогательные нужды тепловоза увеличивается мощ¬
ность, передаваемая на колеса локомотива. Рассмотрим, что дает 1%
сэкономленной мощности, если она будет использована для увели¬
чения силы тяги тепловоза, т. е. веса поезда.
Согласно данным В. Н. Орлова и А. С. Чудова [10 ],относительная
величина себестоимости грузовых перевозок, зависящая от веса
поезда брутто, составляет
0Ю~3&кал/ч
1600
1200
16% от общей величины се¬
бестоимости. Если вес поезда
увеличен на 1 %, то часть се¬
бестоимости, зависящая от
увеличения веса поезда, со-
16-100	1	С	О	/1	О	о/
ставит ---------- = 15,842% или
себестоимость перевозок сни¬
зится на 16—15,842=0,158% .
Так как себестоимость 1 ткм
по отчетным данным состав¬
ляет 0,1896 коп., то эконо¬
мия на 1 ткм составит-
0,1896-0,158 п
——— = 0,0003 коп.,
а годовая экономия будет
равна 1,01 -209-106-0,0003 =
-	633,27 руб., где 209-106 —
годовая производительность
тепловоза ТЭЗ в ткм нетто.
Полученные результаты4
свидетельствуют о значитель¬
ной экономии, которую мож¬
но получить при внедрении
на тепловозах всего парка'
высокоэкономичных агрега¬
тов и приводов, обслуживаю¬
щих собственные нужды ло¬
комотива.
Управление жалюзи холодильника осуществляется либо элек-
тропневматическими вентилями, либо вручную. Конструкция вен¬
тиля ВВЗ показана на фиг. 92. Отверстие / сообщается с резервуаром
сжатого воздуха, отверстие 2 — с цилиндром жалюзи, а отверстие
5 — с атмосферой.
Вентиль устроен так, что при прохождении тока по электромаг¬
нитной катушке 4 выпускной клапан 3 закрывается, а впускной 6
открывается. При этом цилиндр жалюзи сообщается с главным
резервуаром, и жалюзи открываются. Если электромагнитная
катушка не возбуждена, то выпускной клапан открыт, цилиндр
жалюзи сообщается с атмосферой через отверстие 5 и жалюзи закры¬
149
850п об/мин
Фиг. 91. Теплоотвод холодильника ТЭЗ (мас¬
ляные секции с турбулизацией):
1	— требуемый теплоотвод при работе дизеля
тепловоза 2Д100 на переменных нагрузках;
2	— возможный теплоотвод при различных тем¬
пературах наружного воздуха.

ваются. Включение и выключение электромагнитной катушки вен¬
тиля осуществляются машинистом с пульта управления тепловозом.
Для ручного управления имеется свой привод. Величина открытия
створок жалюзи регулируется перестановкой упора на секторе руч¬
ного привода.
Поэтому если хотят ограничить количество засасываемого вен¬
тилятором воздуха, то -производят соответствующую переста¬
новку упора.
Таким образом, система управления жалюзи холодильника ТЭЗ
исключает плавное регулирование, а позволяет осуществлять только
двухпозиционное регулирование, т. е.
включение и выключение.
Рассмотренные привод вентилятора
и система управления жалюзи имеют
общий недостаток, состоящий в том,'
что регулирование температуры воды
и масла дизеля осуществляется маши¬
нистом, включением и выключением
привода жалюзи и фрикционной муфты
вентилятора. Такой способ регулиро¬
вания не обеспечивает необходимого
постоянства температурного режима,
в результате чего снижаются экономич¬
ность и моторесурс двигателя, а также
усложняет работу обслуживающего пер¬
сонала, так как за каждую поездку
машинисту приходится включать и вы¬
ключать вентилятор в среднем 40—60
раз. Частые включения и выключения
вентилятора приводят к преждевремен¬
ному выходу из строя дисков муфты
сцепления привода.
Для устранения отмеченных недо¬
статков регулирования и управления
приводом вентилятора и жалюзи
ВНИТИ разработана и внедрена на ряде тепловозов ТЭЗ схема
автоматического управления работой холодильника с помощью спе¬
циального термореле ТПД-4П, которое включается в существую¬
щую на тепловозах схему электропневматических вентилей привода
жалюзи и вентилятора холодильника. Термореле с четырьмя пре¬
делами регулирования работает следующим образом. При повыше¬
нии температуры после пуска двигателя до нижнего предела откры¬
ваются жалюзи холодильника. При увеличении температуры до
второго предела включается вентилятор. Если при этом температура
не понизится, а будет повышаться до третьего предела, включится
предупредительная сигнализация, а затем при приближении тем¬
пературы к верхнему допустимому пределу произойдет сброс на¬
грузки с двигателя.
- 150
Фиг. 92. Электромагнитный
включающий вентиль ВВЗ.

Принципиальная электромеханическая схема четырехпредельного
термореле приведена на фиг. 93. От термобаллона 1 давление пере¬
дается в камеру сильфона 6, в результате чего происходит переме¬
щение вверх штока 8, неподвижно связанного с дном сильфона 7.
На штоке 15 закреплены четыре шайбы: жесткие 14 и 18 и упругие 16
и 17. Нижняя жесткая шайба 14 в начале своего движения отпускает
кнопку микровыключателя Тг нижнего предела, замыкая цепь
промежуточного реле управления жалюзи Рж. Это реле, срабаты¬
вая, замыкает контакты 2 питания промежуточного реле управления
вентилятором Рв9 а также контакты 5, 4, 5, управления работой боко¬
вых и верхних жалюзи.
Фиг. 93. Принципиальная схема четырехпредельного термореле
•ТПД-4П.
Затем упругая шайба 16 отпускает кнопку микровыключателя Г2
второго предела, замыкая цепь питания промежуточного реле управ¬
ления вентилятором Рв. Это реле срабатывает и замыкает контакты 19,
параллельные контактам микровыключателя Т2, и контакты 20,
включающие вентилятор.При дальнейшем движении упругая шайба 17
нажимает на кнопку микровыключателя Тъ третьего предела, вклю-
чарощего предупредительную сигнализацию. И, наконец, жесткая
шайба 18 нажимает на кнопку микровыключателя Г4 четвертого
предела, включающего реле сброса нагрузки с двигателя. Микро¬
выключатели третьего и четвертого пределов срабатывают в том слу¬
чае, если при открытых жалюзи и работающем вентиляторе продол¬
жается повышение температуры двигателя.
После сброса нагрузки и соответствующего охлаждения двигателя
шайба 18 отпускает кнопку микровыключателя Т4 и позволяет снова
нагрузить двигатель. Шайба 17 отпускает кнопку микровыключа¬
теля Г3, отключая предупредительную сигнализацию. При дальней¬
шем охлаждении системы шайба 16 нажимает на кнопку микровыклю¬
чателя Т2, но при этом реле Рв остается под напряжением благодаря
15

включенным контактам 19 и 2. Затем шайба 14, нажимая на кнопку
микровыключателя Тъ разрывает цепь питания реле жалюзи Рж,
закрывает жалюзи и останавливает вентилятор. В таком состоянии
система готова к повторению всего процесса сначала.
Сопротивление пружины 9, определяющее температуру срабаты¬
вания микровыключателей, устанавливается вращением гайки-
шестерни 21. Чтобы исключить влияние скручивания пружины
на точность срабатывания реле при вращении гайки-шестерни,
между пружиной и гайкой устанавливают упорный шарикоподшип¬
ник. Установка температур срабатывания реле производится враще¬
нием шестерен 10, 11, 21 при помощи хвостовика шестерни 10, выве¬
денного наружу прибора. На шестерне 11 имеется шкала 12 с деле-
ниями в °С. Указатель 13 показывает верхнюю температуру срабаты¬
вания термореле.
Примененная ВНИТИ система регулирования улучшила работу
привода вентилятора, жалюзи и холодильника, однако и она не лише-
на недостатков.
Недостаток этой системы заключается; во-первых, в том, что
на серийных тепловозах ТЭЗ термореле действует только до 9-й
позиции контроллера машиниста, а с 9-й по 16-ю позицию реле бло¬
кируется и не оказывает влияния на работу вентилятора и, во-вто-
рых, в том, что воздействие реле на вентилятор ограничивается вклю¬
чением или выключением его в зависимости от принятых границ
температурной настройки реле, а саморегулирование числа оборотов
в зависимости от температуры не осуществляется.
Для повышения экономичности привода вентилятора тепловоза
ТЭЗ в ЦНИИ МПС разработана гидродинамическая муфта.
Привод с автоматическим регулированием. Ниже рассмотрен
механический привод вентиляторах использованием в качестве регу¬
лирующего органа гидравлической и электромагнитной муфт.
Привод вентилятора с регулируемой гидромуфтой Фойт показан
на фиг. 94. Регулирование числа оборотов осуществляется гидро¬
муфтой, размещенной в ступице вентиляторного колеса. Муфта 7
фланца карданного вала, жестко насаженная на вал 1, передает
вращение насосному колесу 3. Если круг циркуляции муфты запол¬
нен, то вращающий момент насосного колеса передается турбинному
колесу 2 и вентилятору. Для наполнения муфты пригодно любое
масло, в том числе, применяемое для силовой гидропередачи (у теп¬
ловозов с гидравлической передачей). Запас масла хранится в ре¬
зервуаре, расположенном в корпусе вентилятора. Подвод масла из
бачка осуществляется по трубопроводу 11 и далее по каналам в вале.
Наполнение гидромуфты регулируется при помощи черпательной
(приемной) трубы 10, положение которой изменяется при помощи
перестановочной гильзы 8. Благодаря эксцентричному перемещению
горловины черпательной трубы изменяется ее расстояние от оси
вращения муфты и, следовательно, от вращающего масляного кольца
гидромуфты. Если в процессе регулирования горловину черпательной
трубы максимально удалить от центра вращения гидромуфты, то под
152

давлением, развиваемым в круге циркуляции, масло интенсивно
нагнетается через черпательную трубу в бачок. И так как при этом
в бак подается масла больше, чем поступает из него в муфту, то круг
циркуляции последней опоражнивается, а турбинное колесо с вен¬
тилятором останавливаются. При полностью выведенной из круга
циркуляции черпательной трубе масло в' бак не поступает, круг
циркуляции заполнен; вентилятор вращается с максимальным
числом оборотов. Бзагодаря перемещению черпательной трубы число
оборотов вентилятора плавно изменяется от нуля до максимума.
Современные гидромуфты имеют высокий к. п. д. х\м = 0,96ч-
€,98. В гидромуфтах вследствие отсутствия направляющего аппарата
момент на насосном колесе равен моменту на турбинном колесе,
т. е. Мн = Мт. Тогда к. п. д. гидромуфты
Ч	=	С53)
где г\м — к. п. д. гидромуфты;
пн—число оборотов насосного колеса;
пт—- число оборотов турбинного колеса.
Значение к. п. д. по формуле (153) не совсем точно, и в зависи¬
мости от конструкции действительный к. п. д. будет отличаться
от подсчитанного по формуле (153) в большей или меньшей степени.
Однако для практических расчетов формула вполне применима.
Величина 1 — цм = ——— =	называемая скольжением гид-
пн
ромуфты, при передаче номинального момента равна примерно
3—5%.
Как указывалось выше, изменение положения черпательной трубы
осуществляется при помощи перестановочной гильзы, которая имеет
на торце зубчатый сегмент.Он находится в зацеплении с малой шестер¬
ней 9 черпательной трубы. Вращение перестановочной гильзы про¬
исходит автоматически, под воздействием нажимного шипа поршня 13
термостата, а затем распределительного штифта 12, когда последний
перемещается в направлении перестановочной гильзы. В случае,
•если термостат, управляющий положением черпательной трубы,
выходит из строя, то распределительный штифт устанавливается
ш закрепляется в определенном положении. Это положение соответ¬
ствует требуемому числу оборотов вентилятора и температуре охлаж¬
дающей воды. Автоматическое регулирование гидромуфты при этом
исключается.
При полностью опорожненной муфте турбинное колесо продол¬
жает вращаться с минимальным числом оборотов, обусловленным так
называемыми вентиляционными потерями, и вентилятор продолжает
подавать воздух к секциям холодильника. Чтобы исключить это
явление, способствующее переохлаждению воды, предусмотрен лег¬
кий центробежный тормоз. В крышке 6 рабочего колеса расположено
несколько центробежных грузиков 4 с феродо-асбестовыми тормо¬
зными накладками 5. На всем диапазоне регулирования числа обо-
154

Шт1
0,8
0.6
О.*
0,2
О
ч
Л
/
/
/А
V
и
мох
0,2	0,4	0,6	0,8
ротов вентилятора грузики под влиянием центробежной силы отжи¬
маются и поэтому их наладки не соприкасаются с барабаном. Тор¬
моз начинает работать и тормозить турбинное колесо, когда число
оборотов последнего становится незначительным, но достаточным
для переохлаждения холодильника.
Термостат, служащий' для управления муфтой вентилятора
и приводом жалюзи, состоит из приемника и управляющего поршня,
соединенных капиллярной трубкой. В приемнике и поршне установ¬
лены специальные трубки, заполненные рабочей жидкостью. При
нагревании объем жидкости в приемнике, увеличиваясь, давит
на жидкость, находящуюся в трубке
поршня. Этим определяется ход шипа
на трубке управ-ляющего поршня. При
максимально допустимой температуре
воды в системе двигателя, равной 90° С,
шип управляющего поршня совершает
свой полный ход, выводя полностью
черпательную трубу из круга циркуля¬
ции, что обеспечивает максимальное
число оборотов вентиляторного колеса.
При помощи описанного термостата
осуществляется также управление при¬
водом жалюзи. Одновременно с пере¬
мещением распределительного штиф¬
та 12 (см. фиг. 94) перемещается и
штифт 14, воздействующий на переклю¬
чающий воздушный клапан 15. Он сое¬
диняет воздушную магистраль с цилин¬
драми привода жалюзи. При' сниже¬
нии температуры штифт 14 отжимается пружиной и переключающий
воздушный клапан разобщает цилиндры привода от магистрали.
Воздух из цилиндров жалюзи выходит в атмосферу. При данной
системе регулирования жалюзи имеют два положения: открытое
и закрытое.
Выше был рассмотрен привод вентилятора на тепловозе мощностью
600 л. с. с осью вращения вентилятора, расположенной горизон-
тельно. Конструкция в принципе не изменится, если ось вентилятора
будет размещена вертикально, как у большей части тепловозов.
Описанной конструкции привода присущи некоторые потери
энергии в муфте. Максимальные потери Ып при вращении насосного
колеса с максимальным числом оборотов (100%) достигают 14,8%
потребляемой мощности (фиг. 95). Если насосное колесо будет вра¬
щаться,. например, со скоростью 75% от максимальной, то потеря
мощности Ып при таком режиме составит 6%. При работе двигателя
на холостом ходу потери составляют еще меньшую величину. Таким
образом, регулирование скорости вентилятора путем переменного
наполнения муфты не приводит к существенным потерям и поэтому
является экономичным.
Фиг. 95. Универсальная харак¬
теристика гидромуфты венти¬
лятора, регулируемой напол¬
нением.
155

Регулируемая гидромуфта, разработанная ЦНИИ МПС, рассчи¬
тана на передачу большей мощности, чем рассмотренная муфта
Фойт. Она отличается от последней еще и тем, что турбинное колесо
выполнено не за одно целое с вентилятором. Такое решение определи¬
лось компоновкой всего привода на тепловозе ТЭЗ.
На американских тепловозах Алко и французских Алстом меха¬
нический привод вентиляторов холодильника имеет электромагнит¬
ную муфту, при помощи которой регулируется скорость вращения
вентиляторных колес. Электромагнитная муфта состоит из двух
частей — полумуфт. Одна полумуфта приводится во вращение
непосредственно от двигателя тепловоза, а вторая — соединена с при¬
водом вентилятора. Полумуфта, связанная с двигателем, выполнена
в виде пустотелого маховика. В полость этого маховика входит вто¬
рая полумуфта. Механической связи между полумуфтами нет.
В полумуфте, соединенной с вентилятором, находится электри¬
ческая (якорная) обмотка, через которую проходит ток, создающий
магнитное силовое поле между полумуфтами. Чем больший ток про¬
ходит через обмотки, тем сильнее электромагнитное поле и тем меньше
скольжение между полумуфтами. При полном возбуждении крутя¬
щий момент, соответствующий расчетной нагрузке на ведомом валу,
передается муфтой при скольжении 2—5%.
Концы якорной обмотки, выведенные наружу через контактные
кольца, подключены к цепи внешнего сопротивления. Изменение
скорости вращения вентилятора достигается регулированием вели¬
чины этого сопротивления, что практически осуществляется при
помощи электропневматических реле или пневматического шагового
контроллера.
Система автоматического регулирования привода вентилятора
и жалюзи ^холодильника на американских тепловозах разработана
фирмой Миннеаполис — Хонивелл. Эта система с изменениями,
связанными с конструкцией тепловозов, применена на тепловозах
фирм Электромотив, Балдвин, Фербенкс — Морзе и Алко.
Одна из типичных схем регулирования температуры фирмы
Хонивелл для тепловозов фирмы Балдвин приведена на фиг. 96.
Воздух из главного воздушного резервуара 1 поступает в систему
регулирования, пройдя предварительно через отстойник и фильтр 2*
Так как термостат 8, регулирующий число оборотов вентилятора
и управление жалюзи, работает на низком давлении (~ 1,2 кГ/см2),
то давление воздуха главного резервуара понижается в редукцион¬
ном клапане 3. Для предотвращения возможных поломок в системе
регулирования при чрезмерном давлении устанавливается пружин¬
ный предохранительный клапан 4. Тройник 5 служит для установки
контрольного манометра. Воздух давлением примерно 1,2 кГ/см2
поступает к термостату, чувствительный элемент которого помещен
в воду, входящую в двигатель.
Термостат регулирует давление воздуха в зависимости от тем¬
пературы воды, входящей в двигатель Р. Работа термостата основана
на принципе понижения давления, и термостат поэтому называется
156

термостатом обратного действия. Термостат воздействует на электро-
пневматические реле или шаговый контроллер 7, которые регулируют'
величину тока, протекающего через обмотки электромагнитной
муфты вентилятора, а также воздействуют на соленоидный клапан 6.
Последний включает в работу цилиндр привода жалюзи 10.
Основным прибором системы регулирования охлаждения является
пневматический термостат. Он изменяет давление воздуха в зависи¬
мости от температуры охлаждаемой в холодильнике жидкости.
Как отмечалось выше, к термостату подводился воздух под постоян-
Фиг. 96. Система регулирования температуры фирмы Хонивелл
для теплЪвозов фирмы Балдвин.
ным давлением 1,2кГ/см2. Термостат может выпускать этот воздух
при любом давлении от 0 до 1,2 кГ/см2. Давление воздуха, выпускае¬
мого термостатом, соответствует давлению в отводной магистрали.
Термостат, увеличивающий давление в отводной магистрали
с увеличением температуры охлаждаемой жидкости, называется тер¬
мостатом прямого действия, а уменьшающий давление — термоста¬
том обратного действия.
При увеличении температуры вокруг чувствительного элемента
1	термостата (фиг. 97) начнет расширяться сильфон 2, вызывая пере¬
мещение вниз диафрагмы 10. Подобно этому уменьшение темпера¬
туры вызовет движение диафрагмы вверх. Из схемы термостата видно,
что передача перемещения оси вращения главного рычага 3 на ось
вращения прямого действия 11 вызовет движение диафрагмы вверх
при увеличении температуры и вниз при ее уменьшении. Таким обра¬
зом, можно сделать термостат прямого или обратного действия.
На фиг. 97 представлен термостат обратного действия.
Предположим, что давление в отводной, магистрали равно
0,6 кГ/см2 и термостат отрегулирован так, что оба клапана — глав¬
ный 5 и выпускной 6 — закрыты. При этом в верхней части камеры
157

Фиг. 97. Схема пневматического термостата низ¬
кого давления:
/ — отводная магистраль; II — главная магистраль;
1 — чувствительный элемент; 2 —сильфон; 3— глав¬
ный рычаг; 4 и 5— пружины; 5— главный воздушный
клапан; 6— выпускной клапан; 7 — выпускное отвер¬
стие; 9 — рычаг; 10 — диафрагма; 11 — ось вращения
прямого действия; 12 — ось вращения обратного
действия.
Фиг. 98. Система регулирования температуры двигателя
на тепловозе фирмы Алко:
1 — главный резервуар; 2 и 6 — фильтры с отстойником;
3 — редукционный клапан; 4 — манометр; 5 — предохрани¬
тельный клапан; 7 — электропневматические реле; 8 — реле
сигнала тревОги; 9 — тройник; 10 — термостат, 11 — двига¬
тель; 12 — перепускной клапан; 13 — водяной трубопровод
холодильника; 14 — цилиндр привода жалюзи с пневмати¬
ческими реле.
158

термостата и над диафрагмой установится давление 0,6 кГ/см\
в результате чего диафрагма будет прогибаться вниз, воздействуя:
на главный рычаг. Воздействие диафрагмы будет уравновешиваться
пружиной 4 и сиецьфоном. При увеличении температуры вокруг
чувствительного элемента сильфон расширяется, и под давлением
воздуха в отводной магистрали диафрагма начнет передвигаться?
вниз. Когда диафрагма движется вниз, рычаг 9 поворачивается вок¬
руг главного воздушного клапана 5 и открывает отверстие 7 для'
выхода воздуха. Воздух выпускается до тех пор, пока давление-
в отводной магистрали не уменьшится до такой степени, что поз¬
волит диафрагме подняться и закрыть клапан выпуска воздуха. Таким
образом, увеличение температуры вызывает уменьшение давления:
воздуха в отводной магистрали. Термостат в данном случае является
термостатом обратного действия.
Уменьшение температуры вызывает сжатие сильфона и поднятие-
диафрагмы. Диафрагма, поднимаясь, поворачивает рычаг вокруг ост
выпускного клапана 6 и открывает главный воздушный клапан «5.
Воздух из главной магистрали будет поступать в термостат до тех
пор, пока давление в отводной магистрали не увеличится настолько,.,
что диафрагма начнет перемещаться вниз и произойдет закрытие-
главного клапана.
Рассмотрим еще одну систему фирмы Хонивелл для автоматичес¬
кого регулирования температуры двигателя, применяемую на теплово¬
зах Алко (фиг. 98). Особенностью данной системы является приме¬
нение двухскоростного вентилятора, плавного регулирования при¬
вода жалюзи и байпасного перепускного клапана в водяном турбо¬
проводе холодильника. Как и в предыдущей схеме, для регулиро¬
вания температуры применяется термостат низкого давления.
Сжатый воздух для системы регулирования поступает из глав¬
ного резервуара 1. Воздух проходит через фильтр 2 с отстойником^,
а затем через редукционный клапан 5, который уменьшает давление-
с 9,8 до 1,2 кГ/см2. Пружинный предохранительный клапан 5, уста¬
навливаемый на давление 1,33 кГ/см2, предотвращает повреждение-
приборов регулирования в случае повышения давления сверх допу¬
стимого.
Функция термостата 10 заключается в регулировании давле¬
ния воздуха в отводной магистрали. Воздух из термостата поступает
к двум пневматическим реле цилиндров 14 привода жалюзи, которые
плавно открывают или закрывают жалюзи, к двум электропневмати-
ческим реле 7 и к перепускному клапану 12. Наполнение самих
цилиндров 14 привода жалюзи производится от главного резервуара ^
т. е. они работают на высоком давлении.
Когда температура воды двигателя 11 начинает увеличиваться,,
перепускной клапан 12 направляет воду в секции холодильника,
а одно из электропневматических реле включает вентилятор на малук>
скорость. Жалюзи при этом частично открыты. При дальнейшем
росте температуры воды двигателя второе электропневматичёское-
реле включает вентилятор на большую скорость, а жалюзи откры-
159

ъаются полностью. Давление в отводной магистрали при этом режиме
равно 0,14 кГ/см2.
Если температура воды двигателя превысит максимально допу¬
стимое значение, то включается реле 8 сигнала тревоги, предупреж¬
дающего о высокой температуре, после чего с двигателя снимается
нагрузка.
Поршневой привод жалюзи с пневматическим реле (фиг. 99)
работает следующим образом. Воздух из отводной магистрали 3
термостата низкого давления поступает в камеру 2, воздействуя
на диафрагму 4 реле. Воздух из главного резервуара давлением
— 9,8 кГ/см2 поступает по трубе 10 в камеру 9. Величина давления
воздуха, поступающего в цилиндр привода, регулируется впускным 8
ж выпускным 6 Клапанами. В свою очередь, положение этих клапа¬
нов определяется усилием диафрагмы реле на главный рычаг 7
и величиной,обратного давления на этот рычаг со стороны пружины 5.
Усилие, развиваемое диафрагмой, регулируется величиной давле¬
ния в отводной магистали термостата, а усилие, создаваемое пружи¬
ной рычага реле, определяется положением привода жалюзи.
Предположим, например, что давление воздуха в отводной маги¬
страли термостата равно 0,6 кГ/см2 и что привод жалюзи находится
в промежуточном положении. При увеличении в камере 2 давления
воздуха, поступающего от термостата, диафрагма 4 реле переме¬
щается наружу, вращая главный рычаг по часовой стрелке. Нижний
конец рычага открывает впускной клапан и воздух из главного
резервуара поступает в камеру 11, соединенную с поршневым при¬
водом. Клапан остается открытым до тех-пор, пока давлением воз¬
духа не будет приведен в движение поршень привода 1. При движе¬
нии последнего вправо увеличивается сжатие пружины 5 реле.
Как только сила сжатия пружины уравновесит давление воздуха
в камере 2, клапан 8 закроется и прекратит подачу воздуха в цилиндр
привода.
Уменьшение давления воздуха в камере 2 сопровождается про-'
гибом диафрагмы внутрь и вращением главного рычага против часо¬
160

вой стрелки. Вследствие этого открывается выпускной клапан и воз¬
дух выходит из цилиндра привода до тех пор, пока не уменьшится
давление на пружину рычага и диафрагма не вернется в исходное
положение. Когда это произойдет, выпускной клапан закроется
и шток привода, перемещающийся влево, остановится.
Кроме описанных систем регулирования, работающих на «низ¬
ком» давлении, в настоящее время стала распространяться система
регулирования «высокого» давления. В этой системе используется
термостат, работающий с давлением до 10,5 кГ/см2, который также
плавно регулирует величину открытия жалюзи.
Следует отметить, что применяемое на многих американских
тепловозах регулирование режима холодильника при помощи плав¬
ного (многопозиционного) открытия или закрытия жалюзи является
малоэкономичным и не всегда оправдывает затраты на устройства
регулирования. Это положение подтверждается опытами с’регулиро¬
ванием жалюзи на тепловозе ТЭЗ. На этом тепловозе на 8-м положении
контроллера мощность от влияния открытия боковых жалюзи
(от полного закрытия до полного открытия) возросла на 2,5 л. с.,
а от влияния открытия верхних жалюзи — на 5,5 л. с.\ на 16-м поло¬
жении контроллера — соответственно на 4 и 8 л. с. Максимальная
мощность, потребляемая вентилятором (без учета к. п. д. передачи),
составляет 74 л. с. Если регулирование жалюзи, дающее малую
экономию мощности, заменить регулированием скорости вращения
вентиляторов, то экономия была бы большей, так как мощность при¬
вода вентилятора изменяется пропорционально кубу числа оборо¬
тов. При уменьшении числа оборотов вентилятора в 2 раза расход
мощности сократился бы в 8 раз.
Вот почему в современных конструкциях рекомендуется осуще¬
ствлять регулирование не при помощи жалюзи, а при помощи изме¬
нения числа оборотов вентиляторного колеса, И хотя в рассмотрен¬
ной конструкции привода с электромагнитной муфтой применяется
регулирование скорости вентилятора, но в лучшем случае число сту¬
пеней регулирования ограничивается четырьмя, а в последней схеме
(фиг. 98) — всего лишь двумя. В этом заключается недостаток
привода с электромагнитной муфтой, обеспечивающей ограниченно¬
ступенчатое регулирование вместо требуемого плавного по венти¬
ляторной характеристике.
Привод вентилятора с поворотными лопастями. Система авто¬
матически регулируемого механического привода вентилятора
с поворотными лопастями (фиг. 100) состоит из следующих основных
узлов: вентиляторного колеса 2 с поворотными лопастями, термо¬
регулятора 3 с гидроусилителем, автоматической муфты включе¬
ния 4 и рычажной передачи 1.
Работа, привода осуществляется следующим образом. После
пуска двигателя, когда температура охлаждающей жидкости повы¬
сится до определенного уровня, включится муфта 4. При этом вен¬
тиляторное колесо 2 начнет вращаться, но воздуха подавать не будет,
так как его поворотные лопасти будут находиться в нейтральном
И Малинов 1068	161

положении. При дальнейшем повышении температуры воды двига¬
теля начнет функционировать терморегулятор 3 с гидроусилителем,
вызывая перемещение вверх рычажной передачи 1. Лопасти венти¬
лятора выйдут из нейтрального положения. При достижении макси¬
мальной температуры лопасти установятся на расчетный 1 угол;
вентилятор начнет работать с номинальной производительностью.
Автоматическое перемещение рычажной системы, вызывающее
поворот • лопастей, осуществляется при помощи терморегулятора
с гидроусилителем (фиг. 101). В баллон 1 с сильфоном поступает
горячая вода. При температуре 65—66° С упругость паров ацетона,
заключенного между внутренним стаканом баллона и сильфоном,
преодолев усилие пружины 2, начнет перемещать шток 3 с золот¬
ником 4 вверх. Нагнетатаемое насосом масло поступает в среднюю
полость золотника и по открывшемуся верхнему каналу проходит
под поршень 7, заставляя его переместиться вверх. Масло из полости
над поршнем получит выход в масляный бак. Этот процесс будет
протекать до тех пор, пока кромки наружного золотника 5, переме¬
щаемого рычагом обратной связи 6, не совместятся с кромками
золотника 4. Таким образом, в зависимости от температуры воды,
омывающей сильфон, золотник 4 будет устанавливаться в определен-.
Фиг. 100. Система механического привода вентилятора
с поворотными лопастями.
162

11
163

мое положение, вызывая, в свою очередь, перемещение наружного
золотника 5 до совпадения их кромок. Следствием этого непрерыв¬
ного автоматического процесса перемещения явится плавное изме¬
нение положения поршня 7, управляющего перестановкой лопастей
вентиляторного колеса. При достижении температуры воды 73—75° С
поршень поднимается в крайнее верхнее положение, что соответ¬
ствует максимальному углу установки лопастей вентилятора.
Для управления поворотом лопастей вентилятора может быть
использован сжатый воздух. В этом случае в качестве органа управ¬
ления применяется термопневматический клапан. Конструкция вен¬
тилятора с поворотными лопастями рассмотрена выше (см. фиг. 82).
В качестве привода вентиляторного колеса с поворотными лопа¬
стями можно применить электродвигатели (лучше всего асинхрон¬
ные).
§ 10. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЙ ПРИВОД
Электрический привод нашел применение на ряде отечествен¬
ных и зарубежных тепловозов. Он обладает рядом положительных
качеств:
а)	значительным сроком службы и большой надежностью элек¬
трических машин;
б)	удобством компоновки электрооборудования на тепловозе;
в)	возможностью регулирования относительно простыми сред¬
ствами;
г)	простотой обслуживания, незначительным шумом и малым
износом деталей прив©да.
По весу и к. п. д. электрический привод уступает механическому;
однако по соображениям компоновки, которые на ряде тепловозов
бывают решающими, он находит на них применение.
На отечественных тепловозах довоенной постройки только при¬
вод вентилятора тепловоза О-Эл-6 осуществлялся посредством элек¬
тродвигателя. Характеристика двигателя следующая:	мощность
30 л. с., напряжение 310—600 в, сила тока 82—42 а, максимальное
число оборотов 1300 в минуту.
Схема цепи электродвигателя вентилятора на тепловозе О-Эл-6
имела большой недостаток, заключающийся в том, что включение
в работу электродвигателя вентилятора было возможно только
до 7-го положения ездового контроллера. Если необходимо было,
например, включить вентилятор прГи езде на 20-м положении кон¬
троллера, то во избежание обрыва поезда ездовой контроллер посте¬
пенно переводится на 7-е положение, после чего включался венти¬
лятор. При движении поезда на подъеме такое действие вызывало
резкое уменьшение силы тяги и тем самым скорости поезда.
На маневровых тепловозах ТГМ2 и ТГМЗ привод вентилятора
электрический, постоянного тока. В качестве генератора исполь¬
зуется двухмашинный агрегат с тепловоза ТЭЗ, состоящий из воз¬
будителя ВТ 275/120 и вспомогательного генератора ВГТ 275/150.
164

Генератор, приводится во вращение непосредственно от тепловоз¬
ного двигателя, и поэтому напряжение на его зажимах изменяется
пропорционально числу оборотов коленчатого вала двигателя.
Недостатком этой схемы являются большой вес установки, равный
630 кг, и сравнительно высокая стоимость машин.
На мощном грузовом тепловозе ТЭ50, построенном в 1958 г.
на Коломенском заводе, применен электрический привод вспомога¬
тельных механизмов, ив том числе вентиляторов холодильника,
укомплектованный из машин постоянного тока.
Два вентиляторных колеса диаметром 1600 мм вращаются элек¬
тродвигателями постоянного тока типа ДК-305А. Мощность каждого
двигателя 59 л. с., номинальное число
оборотов 1200 в минуту, вес 450 кг. Для
собственных нужд тепловоза использован
генератор ВГТ 49/14А мощностью 160 кет
при 1800 об!мин\ сила тока 730а, напря¬
жение 220 б, вес 1370 кг.
Электрическая, схема привода вентиля¬
торов показана на фиг. 102. Электродви¬
гатели вентиляторов ВХ± и ВХ2, имею¬
щие последовательное возбуждение, пи¬
таются от генератора ГСН. Вентиляторы
холодильников могут быть переведены на
летний или зимний режимы работы. При
зимнем режиме электродвигатели соеди¬
няются последовательно, при летнем —
параллельно. Переключение режимов ра¬
боты производится переключателем ПРВ.
Кроме того, при зимнем режиме работы
обмотки возбуждения двигателей шунти¬
руются сопротивлением, чем достигается ослабление поля на 33% .
На любом из режимов возможно автоматическое и неавтомати¬
ческое управление электродвигателями вентиляторов. Автомати¬
ческое управление скоростным режимом осуществляется при помощи
термосигнализатора типа СТ-ЦНИИ (фиг. 103). Он состоит из термо¬
метрической системы и переключающего устройства. В медном пат¬
роне 1 помещена гофрированная трубка 3, обеспечивающая полную
герметичность залитого в патроне очищенного керосина.
Гофрированная трубка 3, припаянная к поршню 2, снабженному
штоком 4, удерживается в растянутом состоянии. Контактные
группы 7 переключающего устройства, смонтированные на специаль¬
ной стойке,5, переключаются при изменении температуры воды дви¬
гателя, омывающей патрон 1. Переключение производится при
помощи крестовины 5, укрепленной на штоке 4. Термосигнализатор
снабжен кожухом 6.
При повышении температуры воды в системе до 75° С замыкаются
соответствующие контакты переключающего устройства термосиг¬
нализатора, которые включают пусковые контакторы К1 и }^2У
165
Фиг. 102. Схема электро¬
привода вентиляторов холо¬
дильника ТЭ50.

а через некоторое время, после срабатывания реле напряжения РПI
и РН2, включаются контакторы КЗ и 1(4. Электродвигатели при этом
начинают работать. При понижении температуры воды до 05° С
замыкаются другие контакты переключающего устройства термосиг¬
нализатора, которые отключают электродвигатели вентиляторов
холодильника. Таким образом, диапазон регулирования составляет
10° С.
Как показал опыт эксплуа-
тации, привод вентиляторов
работает на тепловозе удовле¬
творительно, обеспечивая устой¬
чивую работу холодильника.
К недостаткам конструкции
следует отнести большие вес
и габариты электрических ма¬
шин. Это объясняется тем, что
применены машины постоянно¬
го тока общего назначения, а
не специально изготовленные
для тепловоза. Привод не по¬
зволяет осуществить бесступен¬
чатое регулирование и поэтому
он недостаточно экономичен.
На двухсекционном тепло¬
возе с гидропередачей Луган¬
ского завода ТГ100 мощностью
3000 л. с. вентилятор холодиль¬
ника имеет индивидуальный
электропривод с питанием от
вспомогательного синхронного
генератора трехфазного тока
типа СГ-35/6. Номинальная
мощность генератора 28 квту
число оборотов 1000 в минуту.
Вентиляторы приводятся во
вращение асинхронными элек¬
тродвигателями А-71-4, мощ¬
ностью 20 кет с числом оборо¬
тов 1450 в минуту.
Применение для привода вентиляторов (и других^обственных
нужд тепловоза) электрических машин переменного тока дает зна¬
чительные выгоды, так как машины переменного тока проще, дешевле
и надежнее машин постоянного тока. Этим и объясняется широкое
применение на многих американских тепловозах машин перемен¬
ного тока.
Так, на тепловозах мощностью 2400 л. с. типа «Трейн Мастер»
фирмы Фербенкс Морзе применен привод вентиляторов холодиль¬
ника с использованием машин переменного тока. Генератор пере-
166
Фиг. 103. Термосигнализатор.

мемпого токн с независимым возбуждением, вырабатывающий трех-
фазпый 'гок переменного напряжения и частоты, питает четыре асин¬
хронных электродвигателя вентиляторов холодильника (а также
шесть асинхронных двигателей вентиляторов тяговых двигателей).
В цепи электродвигателей вентиляторов холодильника имеются
электромагнитные выключатели, связанные с термостатами.
На железных дорогах Чехословакии эксплуатируются опытные
тепловозы мощностью 1650 л. с. Трехфазный синхронный генератор
марки ЧКД типа МАЗО мощностью 30 кет питает переменным током
асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором, кото¬
рые вращают вентиляторы холодильника (4 шт.) и вентиляторы
тяговых электродвигателей.
Регулирование скорости асинхронных электродвигателей
(а следовательно, и вентиляторов) осуществляется двумя способами:
а) реостатом в цепи ротора; б) изменением числа полюсов. Регули¬
рование по первому способу применяется для двигателей с фазным
ротором, имеющим контактные кольца, а по второму способу — для
двигателей с ротором в виде беличьей клетки.
Некоторые английские тепловозы также имеют электрический
привод вентиляторов холодильника (Инглиш Электрик 2000 л. с.\
Метро-Виккерс 1200 л. с.\ Зульцер 2300 л. с. и др). Однако'на этих
тепловозах получила распространение система привода с машинами
постоянного тока.
§ 11. ГИДРОСТАТИЧЕСКИЙ ПРИВОД
Гидростатический привод вентиляторов холодильника получает
все большее распространение на тепловозах и автомотриссах. Этот
привод имеет ряд преимуществ: 1) плавное бесступенчатое регули¬
рование температурного режима двигателя при экономичном расхо¬
довании мощности на привод; 2) большая перегрузочная способность
по мощности и крутящему моменту, высокая износоустойчивость;
3) значительно меньшие, чем у электрических машин такой же мощ¬
ности, объем и вес, благодаря чему упрощается компоновка оборудо¬
вания; 4) отсутствие шума и вибраций.
В рассматриваемом приводе используются гидромашины пор-
шенькового типа. У них вытеснители рабочей жидкости (масла) —
поршеньки, вращаясь вместе с ротором, совершают возратно-посту-
пательное движение.
По характеру движения поршеньков относительно ротора пор-
шеньковые гидромашины подразделяются на аксиально-поршне¬
вые и радиально-поршневые. И те и другие применяются в каче¬
стве привода вентиляторов холодильника. Однако радиально-порш¬
невые машины вследствие значительно большего веса применяются
очень редко.
В гидростатических (объемных) передачах гидравлическая мощ¬
ность определяется по формуле
Ы=-1^-л.с.	(154)
167

где р — давление в кГ/см2;
V — расход жидкости в см3/сек.
Расход при отсутствии объемных потерь
V	=ч см3/сек.	(155)
где ^ — удельная производительность гидромашины (величина
постоянная) в см3/об;‘
п — скорость вращения ротора в об/мин.
Теоретический крутящий момент на валу роторной машины
М = 2-±кГсм.	(156)
В реальных гидравлических машинах часть мощности теряется
в виде	потерь	на	трение в деталях, гидравлические	сопротивления
(механические	потери), утечки (объемные	потери).	Последние тем
больше, чем меньше скорость жидкости, чем больше ее давление
и чем меньше вязкость. Главным фактором, определяющим величину
утечек, является давление; скорость и вязкость жидкости имеют
меньшее значение.
Под объемным к. п. д. насоса понимается отношение его действи¬
тельной производительности У при данном давлении р к теоретиче¬
ской производительности Ут при р = 0:
Ло — ~тг~ или т1о = 1	тг2-.	(157)
у т	V т
где Vт — утечка насоса при давлении р\ Vугп = Ут — V.
Поскольку утечки в насосе определяются в основном величиной
давления, то соотношение (157) показывает, что при одном и том же
давлении, т. е. при Уут ~ сопз!, объемный к. п. д. тем больше, чем
больше производительность насоса Vт.
К. п. д. насоса
~ 'Чон*\мю	(158)
где г\оН — объемный к. п. д. насоса, а цмн — механический к. п. д.
насоса.
К. п. д. гидродвигателя соответственно
Па' -%дЧМд’	(159)
где т]од — объемный к. п. д. двигателя, а г\мд — механический
к. п. д. двигателя.
К- п. д. всей гидропередачи выражается произведением меха¬
нических к. п. д. насоса и гидродвигателя на объемный к. п. д. всей
гидропередачи:
■П = ПияТЫЛо-	(16°)
168

Иногда бывает удобно использовать выражения отдаваемой
гидродвигателем мощности
М0 = 1,02Д1Л.р -п|угг кет	(161)
и потребляемой мощности
Л/„ -	—	кет,	(162)
где Мкр — крутящий момент гидродвигателя в кГм;
п — скорость вала гидродвигателя в об!мин;
рн — давление нагнетания в кГ/см2;
рсл — давление на сливе в кГ/см2;
V	— расход жидкости в л/мин.
Аксиально-поршневыми машинами типа ИМ оборудован привод
вентиляторов холодильника пассажирского тепловоза ТЭП60 мощ¬
ностью 3000 л. с. Принципиальная схема привода вентиляторов
первых опытных тепловозов (№ 0001—0008) приведена на фиг. 104.
Фиг. 104. Схема гидропривода вентиляторов тепловозов ТЭП60 № 0001—0008:
А — датчики электротермометров; 1 — дизель; 2 — гидронасос (гидродвигатель № 50);
3 — манометр высокого давления; 4 — тройник; 5 и 7 — гидродвигатели № 20; 6 — термо¬
регуляторы; 8 — манометр; 9 — секция холодильника; 10 — фильтр; 11 — масляный бак;
12 — сливной клапан.
Дизель тепловоза 1 приводит во вращение гидронасос 3 (№ 50).
Масло, нагнетаемое насосом, поступает к тройнику 4. В тройнике 4
поток масла делится на две приблизительно равные части и затем
по трубам диаметром 45x3,5 мм поступает через терморегуляторы 6
к гидродвигателям 5 и 7 (№ 20). В гидродвигателях потенциальная
энергия давления преобразуется в механическую энергию враща¬
тельного движения, поглощаемую вентиляторами. Вентилятор мас¬
ляного холодильника вращается гидродвигателем 5, а вентилятор
водяного холодильника — гидродвигателем 7.
Отработав в гидродвигателях, часть масла поступает в сетчатый
фильтр 10 и после очистки сливается в бак 11. Другая часть масла
169

идет параллельным потоком в масляную секцию Р, где охлаждается
и также поступает в бак. Из бака масло по всасывающему трубопро¬
воду диаметром 70 мм подается к гидронасосу.
Для контроля за температурой масла, котора^ не должна превы¬
шать 90° С, служит электротермометр; его показания фиксируются
на пульте машиниста. Чистота фильтра контролируется давлением
по манометру 8. Давление не должно превышать 0,8—1,0 кГ/см2.
При более высоких давлениях фильтр нужно очистить.
Фиг. 105. Схема гидропривода вентиляторов тепловозов ТЭП60 с № 0009:
1— дизель; 2 — мультипликатор; 3 — левый гидронасос (гидродвигатель № 20); 4 — пра¬
вый гидронасос (гидродвигатель. № 20); 5 — сливной клапан; 6 и 7 — терморегуляторы;
8 — секция холодильника; 9 — присоединение электротермометров; 10 — фильтр;
11 —масляный бак; 12 и 16 — вентиляторные колеса; 13 — манометр низкого давления;
14 и 15 —гидродвигатели № 20; 17 — манометр высокого давления.
Гидродвигатели № 20 и гидронасос (гидродвигатель № 50), при¬
мененные в данной схеме, однотипны по конструкции. Они могут
быть использованы и в качестве двигателей и в качестве насосов
постоянной производительности.
На тепловозе ТЭП60 (начиная с № 0009) принята другая система
гидропривода (фиг* 105), отличающаяся от описанной выше тем, что
каждый из гидродвигателей, вращающих вентиляторные колеса,
присоединен к своему гидронасосу. При этом образуются две само¬
стоятельные гидросистемы, которые в отличие от предыдущей схемы
с одним гидронасосом обеспечивают раздельное автоматическое
регулирование-температуры воды и масла дизеля. Достоинством
последней схемы является также использование только гидромашин
одного типоразмера — гидродвигателя № 20. Это значительно упро¬
щает обслуживание и ремонт гидропривода.
Вращение гидронасосов от дизеля тепловоза осуществляется
через мультипликатор.
170

Гидропривод вентилятора холодильника на строящемся в настоя¬
щее время на Коломенском заводе тепловозе мощностью 2X2000 л. с.
с гидропередачей состоит из двух самостоятельных систем (по числу
дизелей) с общим баком для масла. Каждая группа, в свою очередь,
ймеет два независимых автоматически регулируемых гидропривода,
укомплектованных гидродвигателями № 20.
Конструкции гидромашин. Устройство гидродвигателя (гидро¬
насоса) № 20 аксиально-поршневого типа с торцовым распределе¬
нием и иесиловым карданом дано на фиг. 106. Вал 1 из стали 40Х
расположен в чугунном корпусе 4 на двух сдвоенных радиально¬
упорных подшипниках 5 и однорядном радиальном шарикоподшип-
Фиг. 106. Устройство гидродвигателя № 20.
нике 3. Конец вала, выведенный через манжетное уплотнение 2У
имеет шлицы, на которые насаживается вентиляторное колесо.
В чугунном фланце 7 помещен стальной блок цилиндров 8. В девяти
расточках блока цилиндров, расположенных равномерно по окруж¬
ности, находятся стальные шатуны 17. Малые головки шатунов заде¬
ланы в бронзовые поршни 16, а большие — в бронзовые вкладыши 18,
соединенные с фланцем вала 1. Вкладыши и поршни завальцовы-
ваются . протягиванием через глазок. Механическая обработка про¬
изводится после завальцовки. Диаметр поршней выполняется по фак¬
тическому диаметру отверстий 26А4 блока цилиндров с обеспече¬
нием зазора 0,025—0,045 мм. Ось блока цилиндров отклонена от оси
вращения вала гидродвигателя на угол 30°.
Блок цилиндров 8 вращается на оси 10 с подшипником 9. Силой
давления жидкости в цилиндрах и пружиной 15, установленной
на оси 10, блок прижимается к торцу бронзового распределителя 14.
Распределение жидкости осуществляется за счет сочетания непод¬
вижного распределителя с двумя полостями в виде полукольцевых
каналов (всасывающего и нагнетающего) и вращающегося блока
цилиндров с окнами на торце для прохода жидю:ти в цилиндры.
Рассмотренная гидромашина имеет плоскую контактнукх поверх¬
171

ность между блоком цилиндров и распределителем, чем выгодно
отличается от аналогичных машин со сферической контактной
поверхностью фирмы «Гидроматик» (ФРГ, г. Ульм). Процесс изго¬
товления и особенно ремонта сферической поверхности трудоемок
и требует специального оборудования.
Карданный механизм 19 передает вращение от вала гидродвига¬
теля к блоку цилиндров или от блока к валу. Он обеспечивает син¬
хронизацию вращения блока цилиндров и вала. Сегменты кардана,
изготовляемые из стали 12ХН2А, подвергают термообработке
до твердости НКС 58—63. Валик кардана цементуют на глубину
0,5—0,9 мм и закаливают до твердости НЯС 56—62.
Для предотвращения перегрева кардана' и задира трущихся
поверхностей детали при работе обильно смазывают. Для этого кор¬
пус заполняют маслом выше блока цилиндров. Заливку и спуск
масла ^производят через пробки 6. Подвод и отвод масла осуще¬
ствляются через крышку 12, к которой на шпильках крепятся фланцы
трубопроводов. Для отвода утечек масла из гидродвигателя в дре¬
нажный трубопровод служит штуцер 13. Отвод может быть осуще¬
ствлен и из верхнего отверстия, закрываемого пробкой 6. Клапанная
коробка 11 защищает систему гидропривода от чрезмерного повыше¬
ния давления. Максимальное давление, на которое регулируют кла¬
панную коробку, 150+1° кГ/см2.
Работает гидродвигатель следующим образом. Через один из полу-
кольцевых каналов распределителя 14 масло подводится к соответ-
Таблица 19
Параметры
Номер гидродвигателя
5
10
20
30
50
Расход рабочей жидкости за 1 обо¬
рот вала в см3 ....
71
142 ...
251
501
790
Максимальная скорость вала
в об/мин
1440
1440
1440
980
980
Максимальный расход жидкости
(теоретический) в л/мин
102
204
361
491
774
Момент, развиваемый гидродвига¬
телем при перепаде давления
100 кГ/см2, в кГм
10,5
21
37
74
117
Максимальный развиваемый мо¬
мент в кГм
15,8
31,5
55,6
111
176
Момент инерции вращающихся ча¬
стей в кГ - см - сек2
0,056
0,175
0,415
1,5
3,74
Рекомендуемый внутренний диа¬
метр трубопровода в мм:
магистрального 	 . .
23
34
46
56
61
дренажного .
10
13
13
15
15
Вес гидродвигателя в кг:
с рабочей жидкостью ....
_ 31,5
54,5
83
127
210
без рабочей жидкости ....
29
52,4
79
121
200
172

ствующим окнам блока цилиндров 8. Давление жидкости на поршни
передается шатунами 17, на больших головках которых возникают
тангенциальные силы, создающие крутящий момент на валу / гидро¬
двигателя. При вращении последнего поршни в полости нагнетания
перемещаются, увеличивая рабочий объем цилиндров. За один обо¬
рот вала каждый поршень совершает ход вперед и назад.
В табл. 19 приведена техническая характеристика гидродвига-
Фиг. 107. Зависимость общего и объем-	Фиг. 108. Сравнение по’весу и мощно¬
ного к. п. д. от перепада давления	сти электродвигателей и гидродвигателёй:
5лЯ г^Р^в^гателе^ типа ^	1 — электродвигатели постоянного тока серии
20, 30 И 50 (а) И ОТ давления нагнета-	П; 2— асинхронные электродвигатели;
ния При максимальной скорости вра-	«5	--	гидродвигатели	типа	ИМ.
щения- вала гидродвигателей, работаю¬
щих в качестве насосов (б).
При эксплуатации этих гйдродвигателей номинальное давление
в полости нагнетания составляет 100 кГ/см2, а максимально допу¬
стимое — 160 кГ/см2. Допустимая продолжительность непрерывного
действия максимального давления не более 30 сек с интервалом
не менее 1 мин в течение времени, не превышающего 1°/0 общего
срока службы двигателя.
На фиг. 107 представлены зависимости общего и объемного к. п. д.
от перепада давления и давления нагнетания. Эти характеристики
сняты при максимальных скоростях вращения валов гидродвигателей
№ 5, 10, 20, 30 и 50, при номинальном давлении в полости нагнета¬
ния 100 кПсм2. Общий к. п. д. привода (насос—двигатель) 0,85—
0,87, что не только не уступает электрическому приводу, но и нес¬
колько превосходит его. Что касается веса гидромашин и электриче¬
ских машин (постоянного и переменного тока), то из диаграммы
фиг. 108 видно значительное преимущество гидродвигателей1.
Рассматривая вопрос экономичности гидропривода, необходимо
учитывать не только давление в полости нагнетания, но и скорость
1 Вес гидродвигателей взят без клапанных коробок.
§
173

вращения вала. Если она меньше номинальной, то общий к. п. д.
привода снизится за счет ухудшения объемного к. п. д. машин.
Это видно из формулы (157). При числе оборотов вала нищ номиналь¬
ного действительная производительность гидромашины уменьшается,
а вместе с ней и объемный к. п. д.
Отмеченное явление имеет место, в частности, на тепловозе ТЭП60
(0001—0008). Здесь гидронасос № 50 вращается со скоростью
750 об!мин, а не 9®0 об!мин, как это указано в табл. 19. Не принимая
3	4	5	6	7	8	9
Фиг. 109. Клапанная коробка типа ПК:
1 — корпус; 2 — седло клапана; 3 — регулировочное кольцо; 4 — пружина;
5 — стержень; 6 — клапан; 7 — демпфер; 8 — стакан; 9 — уплотнения.
во внимание соображения экономичности и оставив число оборотов
вала насоса 750 в минуту, конструкторы в данном случае пошли
по пути повышения долговечности привода. Какое мероприятие
окажется более целесообразным, покажет только длительный опыт
эксплуатации.
Гидродвигатели, приведенные в табл. 19, поставляются с клапан¬
ными коробками типа ПК, установленными на задней крышке кор¬
пуса. Если указанные гидродвигатели работают в системе привода
в качестве насосов постоянной производительности, то клапанная
коробка, играющая роль предохранителя для всей системы, нужна.
При использовании машин типа ПМ по прямому назначению, т. ё.
в качестве гидродвигателя, клапанные коробки на них ставить не сле¬
дует.
Устройство клапанной коробки типа ПК ясно из фиг. 109.
В двух сообщающихся между собой расточках стального корпуса
1	установлены стаканы 5, укрепленные при помощи пробок. В стака¬
нах находятся два клапана 6, прижатые к своим гнездам пружинами
174

4.	Регулировка усилия пружин производится^при помощи колец 5.
На нижней привалочной плоскости корпуса имеются два отверстия,
которые совмещаются с каналами на*крышке фланца гидронасоса
и соединяют рабочие полости гидронасоса с полостями А и Б предо¬
хранительных клапанов П1 и П2.
Если, например, в полости Л, соединенной с соответствующей
полостью нагнетания насоса, давление возрастет сверх допустимого
(в зависимости от диапазона регулирования), то под усилием избыточ¬
ного давления верхний клапан отойдет влево. В открывающуюся
щель масло поступает через каналы нижнего клапана в полость Бу
т. е. на всасывание гидронасоса. Благодаря этому давление более
установленного подняться не сможет.
При изменении направления вращения вала насоса полости нагне¬
тания и всасывания в нем поменяются местами. В соответствии с этим
и изменится порядок работы клапанов.
Следовательно, рассмотренная конструкция клапанной коробки
рассчитана на работу насоса с возможным реверсированием.
-Наиболее распространенными являются клапанные коробки трех
типоразмеров — ПК-200, ПК-500 и ПК-800. Цифра в обозначении
указывает на величину максимальной пропускной способности
в л/мин. Вес коробок соответственно 5,7; .10,6 и 23,5 /сг, диапазон
регулирования 100—160 кГ1см2.
На многих зарубежных тепловозах и автомотриссах, оборудо¬
ванных гидростатическим приводом вентиляторов, применяются
аксиально-поршневые машины фирмы «Гидроматик».
Гидродвигатель этой^фирмы (мощность 27 л. сдавление нагне¬
тания 150 ат, расход 81 л!мину максимальное число оборотов 1470
в минуту вес 28,5 кг) с тепловоза АМГ-5 показан на фиг. 110. В чугун¬
ном корпусе 1 на радиальном подшипнике 2У упорном подшипнике 3
12	3	4	5	6
Фиг. 110. Гидродвигатель фирмы Гидроматик.
175

и радиальном подшипнике 4 размещен стальной приводной вал гидро-
двигателя 10. В стальном корпусе 5, соединенном с корпусом 1, нахо¬
дится блок цилиндров 7, изготовленный из специальной бронзы.
В семи расточках блока цилиндров перемещаются стальные поршни
6 с нитрированными трущимися поверхностями. Диаметр поршней
20 мм, а диаметральный зазор между поршнем и цилиндром 0,03—
0,035 мм. Центральный вал 9 в отличие от валов описанной выше кон¬
струкции отечественных гидромашин и подобных конструкций сис¬
темы Виккерс только фиксирует блок цилиндров на распределителе 8.
Особенность конструкции «Гидроматик» состоит в том, что сфери¬
ческие поверхности блока и распределителя выполняются с большой
чистотой и точностью (не ниже V 9); подвод смазки к сферическим
опорным поверхностям поршней, соединенных с приводным валом,
осуществляется через каналы в шатунах.
Корпус гидродвигателя со стороны' выходного вала уплотнен
армированным резиновым сальником 12, расположенным в крышке 11.
Интересно сравнение гидродвигателя «Гидроматик» с гидродвига¬
телем № 20 по весу, приходящемуся на 1 л. с. передаваемой мощности.
Для первого двигателя этот показатель при давлении в полости нагне¬
тания 150 ат равен Г,05 кг!л. с., а для второго при давлении 100 ат —
0,9 кг!л. с.
Регулирование числа оборотов гидродвигателя. В рассмотрен¬
ных на фиг. 104 и 105 схемах гидроприводов вентиляторов тепловоза
ТЭП60, так же как и на всех других тепловозах с таким приводом,
осуществлен дроссельный "принцип регулирования числа оборотов
гидродвигателей с открытой циркуляцией масла. При этом масло
нагнетается в систему насосом постоянной производительности,
а скорость вращения гидродвигателей с насаженными на их валы
вентиляторными колесами регулируется дросселями — терморегу¬
ляторами, изменяющими расход масла, поступающего к гидродвига¬
телям. Рабочим импульсом для терморегулятора является темпера¬
тура охлаждаемой в холодильнике тепловоза жидкости.
Если в системе гидропривода аксиально-поршневой насос постоян¬
ной производительности заменить аксиально-поршневым насосом
переменной производительности, то будет осуществлена объемная
система регулирования.
Как известно, у насосов переменной .производительности при
повороте люльки насоса меняется наклон оси блока цилиндров
к оси вала насоса. Благодаря этому изменяется производительность
насоса и, следовательно, скорость приводимых от него гидродвига¬
телей. В этом случае рабочим импульсом для поворота/люльки
насоса также является температура охлаждаемой в холодильнике
жидкости.
В тепловозостроении применяется в подавляющем большинстве для
привода вентиляторов холодильника только дроссельное регулирова¬
ние. Объясняется это тем, что схема дроссельного регулирования
по сравнению с объемным регулированием дает экономию в весе
на единицу мощности и, кроме того, нерегулируемые насосы дешевле,
176

проще в эксплуатации и ремонте, чем регулируемые. Например,
регулируемый насос № 50 весит 650 кг} а такой же насос постоянной
производительности — 210 кг, т. е. в 3 раза меньше. Такое же при¬
мерно соотношение и стоимостей этих гидромашин. Что касается
к. п. д., то гидропередачи дроссельного регулирования уступают
гидропередачам с объемным регулированием.
Фиг. 111. Терморегулятор:
1, 2, 3, 4, 5 — резиновые уплотнения; 6 — сильфон; 7 — винт; 8 — пружина; 9 — корпус;
10 — втулка'; 11 — золотник; 12 — толкатель; 13 — баллон; 14 — нижний корпус; 15 —
винт; 16 — вилка.
Некоторая потеря мощности в системах.дроссельного регулиро¬
вания вызывается применением дроссельного (перепускного) кла¬
пана, предназначенного для регулирования числа оборотов вентиля¬
торов. Как показали расчеты, максимальная потеря мощности венти¬
лятора из-за дросселирования масла не превышает примерно 15%
расчетной мощности привода.
В нижнем корпусе 14 терморегулятора помещен баллон 13
с сильфоном 6 (фиг. 111). Баллон 13 наполняется ацетоном сорта А
(ГОСТ 2768-60), а снаружи омывается либо водой, либо маслом,
12 Малинов 1068	177

поступающими из двигателя в холодильник. Баллон рассматриваемого
терморегулятора омывается водой двигателя, и поэтому в зависимо¬
сти от ее температуры регулируется скорость вращения соответст¬
вующего вентилятора холодильника. Для данного терморегулятора
установлен диапазон регулирования 65—78° С. Это значит, что гидро¬
двигатель должен начать вращаться при температуре воды, выходя¬
щей из дизеля, 65° С, а его расчетная скорость вращения должна
соответствовать температуре 78° С. Термобаллон другого терморегу¬
лятора, омываемый маслом дизеля, имеет аналогичный диапазон
регулирования (но несколько отличный нижний корпус).
До тех пор, пока температура воды или масла при выходе из дизеля
не достигла нижнего уровня диапазона регулирования, золотник 11
находится в нижнем положении и не препятствует поступлению
масла системы гидропривода на слив в масляный бак через щель Л.
При этом вентилятор неподвижен. Как только температура жидко¬
сти, омывающей баллон терморегулятора, достигнет низшего уровня
диапазона регулирования, давление паров ацетона, передаваемое
через толкатель 12, преодолеет усилие пружины 8 и по мере нараста¬
ния температуры начнет перемещать золотник вверх. Щель А пере¬
крывается золотником, давление в верхнем корпусе 9 терморегулятора
возрастет и часть масла поступит к гидродвигателю, который начнет
вращать вентилятор. По достижению температуры воды или масла,
соответствующей верхнему уровню регулирования, золотник полно¬
стью перекроет щель, и все масло от гидронасоса будет поступать
к гидродвигателю, вращающемуся с максимальной скоростью.
Таким образом, в пределах выбранного интервала регулирования
терморегулятор плавно изменяет число оборотов гидродвигателя
(вентилятора), точно «следуя» за температурным режимом воды
и масла двигателя.
У терморегулятора имеется еще связанная с золотником вилка
16, с помощью которой можно включить вентилятор вручную, без
участия термостата в случае выхода его из строя, а также произвести
проверку системы регулирования при низкой температуре охлаж¬
даемой жидкости. Перемещается вилка при помощи винта 15.
В собранном виде терморегулятор подвергается испытаниям.
При полностью опущенном золотнике вал гидродвигателя не должен
вращаться. При давлении 100 кГм/см2 и полностью перекрытой щели
утечки в масляной бак не должны превышать 15 л!мин, при темпера¬
туре масла гидропривода 30° С.
При расчете терморегулятора рассмотренной конструкции произ¬
водятся подбор пружины и определение площади открытия окон
(или щели) для полной остановки гидродвигателя. В качестве исход¬
ных данных задают ход золотника Н и диапазон регулирования темпе»
ратуры воды (или масла) двигателя. Для терморегуляторов тепловоза
ТЭП60 с диапазонами регулирования,, указанными выше, принят
сильфон полутомпаковый по нормали МН 4-22-60 размерами 79 X
X 13 X 0,2 мм. Определение давления насыщенных паров ацетона
производится по кривой, приведенной на фиг. 112.
178

Расчет начинают с составления уравнения равновесия действую¬
щих сил системы. Если щель перекрыта (фиг. 113, а),
С кг.
р — р  р 4- р
Г тая г п шах	1 м Г 1 тр
При открытой щели (фиг, 113, 6)
Р т;« = Рн яйп + Ртр ~ О Кв, (164)
Фиг. 112. Кривая упругости насыщенных
паров ацетона.
(163)
а)	6)
Фиг. 113. Схема сил для расчета
терморегулятора.
где Ртах и Рт1п — усилия пружины для верхнего и нижнего поло¬
жений золотника;
Рнты и Рнтш — усилця от давления паров ацетона;
Рм — сила растяжения сильфона при заданном ходе;
' Ртр — сила трения в системе (обычно принимается);
С — вес золотника, толкателя и пружины;
р
1 и т <.
Р . Р о Р		 Р	Р
1	I шах 1 эч а г н гшп г I тт *1 э
где Рг
И Р 4.	•
шах 1 I шш
давление ацетона в кГ/см2 для принятых тем¬
ператур регулирования, например, 78 и 65° С
для терморегулятора тепловоза ТЭП60.
Соответствующие давления паров ацетона определяются по кри¬
вой фиг. 112. Рэ — эффективная площадь сильфона в см2. Для силь¬
фона 79 X 13 X 0,2 мм она равна 35 см2.
Силу растяжения сильфона определяют по формуле
Р 'м = ж А
где Жс — средняя жесткость сильфона. Для принятого сильфона
Жс = 0,285 кГ/мм; .
Н — рабочий ход золотника, равный в рассмотренном случае
10 мм.
12*
179

Зная величины Ргаах и Рт1п, а также габариты места установки
пружины, производят ее расчет. При изготовлении пружины из стали
50ХФА допускаемое касательное напряжение не должно превышать
8000 кГ/см2.
Несмотря на то, что пружины изготовляют с допускаемыми откло¬
нениями, последние, как показали расчеты, не оказывают сущест¬
венного влияния на изменение принятых температур диапазона
регулирования. Поэтому при расчетах достаточно пользоваться номи¬
нальными размерами пружин.
Площадь открытия окон или щели в терморегуляторе определяют
для случая, когда золотник находится в нижнем положении, т. е.
при неподвижном вале гидродвигателя (и вентиляторе).
Расход масла через щель
К механизму жалюзи	любоЙ формы терморегуля¬
тора вычисляют по формуле
И
Воздух из
магистрали
У -а! ]/2«*-
= к' а/]/ Ьр л/мин, (165)
Фиг. 114. Схема электропневматического
привода жалюзи.	где	а = 0,65-^0,71 — коэф¬
фициент расхода;
/ — площадь минимального сечения открытия щели в мм2]
6р — потеря (перепад) давления в кГ1см2]
к' — коэффициент, равный 0,885.
В качестве наполнителя баллона терморегулятора, кроме аце¬
тона, можно использовать фреон, сернистый ангидрид, хлористый
этил, дистиллированную воду и другие жидкости. Выбор того или
иного наполнителя определяется уровнем и диапазоном температуры
регулирования в системе.
Кроме терморегуляторов с жидкими наполнителями баллонов,
применяются терморегуляторы с твердыми наполнителями. В них
термобаллон заполняется твердым наполнителем, имеющим большой
коэффициент расширения, что обеспечивает необходимый ход золот¬
ника. Так, например, терморегулятор с твердым наполнителем тепло¬
воза АМГ-5 имеет ход золотника 7 мм, а диапазон регулирования
78—83° С. Как и в описанной ранее конструкции терморегулятора
баллон с наполнителем омывается водой, поступающей из двигателя
в холодильник тепловоза.
При работающих вентиляторах холодильника боковые и верхние
жалюзи должны быть открыты. Управление механизмом привода
жалюзи осуществляется автоматически по принципиальной схеме,
представленной на фиг. 114.
Датчик // помещенный в поток охлаждающей дизель жидкости
(воды и масла), воспринимает температуру регулируемой среды
и передает ее воздействие на регулирующий орган термореле 2.
Последнее, в зависимости от принятой температуры, замыкает или
180

размыкает свои контакты, включая или выключая катушку электро-
пневматического вентиля 3. В данной схеме использован клапан
ВВЗ (см. фиг. 92). Клапан ВВЗ управляет подачей воздуха из маги¬
страли тепловоза в цилиндр привода жалюзи 4 (фиг. 114), который
приводит в действие механизм привода жалюзи.
Рассмотренная схема привода в сочетании с гидростатическим
приводом вентиляторов'осуществлена на тепловозе ТЭП60. При этом
8	9	Ю	"11
датчик 1 и реле 2 объединены в одном приборе — термореле типа
ТРК-3, изготовленном со шкалой настройки температур замыкания
контактов от +56° С до + 88° С. Для управления приводами
жалюзи установлены два реле ТРК-3. Датчик одного реле поме¬
щается в поток воды при выходе из двигателя, а второго — в поток
масла при выходе из двигателя. Для первого реле принята темпера¬
тура замыкания контактов 65° С, а для второго 57° С. Когда темпе¬
ратура воды и масла при выходе из дизеля достигнет указанных зна¬
чений, створки жалюзи открываются. Вентиляторы начнут вращаться
при температуре воды и масла 65° С, так как на эту температуру
отрегулированы терморегуляторы.
Термореле ТРК-3 (фиг. 115) состоит из термобаллона /, капил¬
лярной трубки 2 и камеры сильфона 5, соединенных в герметическую
систему, заполненную легкокипящей жидкостью (ацетоном или бро¬
мистым этилом). Под воздействием температуры воды или масла
181

дизеля повышается давление насыщенного пара в термобаллоне
и капиллярной трубке. Сила давления на сильфон 4 уравновеши¬
вается через шток сильфона 5 и рычаг 6 силой упругой деформации
пружины 7, Настройка термореле на требуемую температуру замы¬
кания контактов производится при помощи обоймы §, винта 9 и руко¬
ятки 11, изменяющих натяжение
пружины. Контргайка 10 служит для
предотвращения самопроизвольного
перемещения винта.
В контактном устройстве термо-
реле применен микровыключатель 12.
Термореле работает следующим
образом. При повышении темпера¬
туры воды или масла до определен¬
ного уровня давление насыщенного
пара в термосистеме увеличивается
и в тот момент, когда температура
достигает величины, равной устано¬
вленной ло шкале, дно сильфона со
штоком переместится вверх и повер¬
нет рычаг против часовой стрелки.
Правый конец рычага отойдет от
кнопки микропереключателя, и кон¬
такты замкнутся.
При понижении температуры кон¬
тролируемой среды ниже установ¬
ленной по шкале величины рычаг под
действием пружины поворачивается
по часовой стрелке. При повороте
рычаг своим правым концом нажи¬
мает на кнопку микропереключателя,
производя размыкание контактов.
Створки жалюзи и их механизм
перемещаются от цилиндра привода
жалюзи (фиг. 116), в который из воз¬
душной магистрали тепловоза посту¬
пает воздух под давлением 8 кГ/см2.
При поступлении воздуха под
поршень 1 последний перемещается
вверх и при помощи штока 2ивил-_
ки 3 приводит в движение механизм,
открывающий створки жалюзи. Резиновая манжета 5 предотвращает
утечки воздуха. Когда давление в цилиндре падает до нуля, усилием
пружины 4 поршень возвращается в исходное положение, и створки
жалюзи закрываются.
Иногда в эксплуатации желательно, чтобы жалюзи открывались
с какой-либо одной стороны тепловоза или даже с одной стороны
шахты (водяной или масляной). При сильных боковых ветрах
182
Фиг. 116. Цилиндр привода
жалюзи.

(с пылью, снегопадом или дождем), что часто бывает на дорогах
Сибири и Средней Азии, односторонее открытие жалюзи обеспечи¬
вает более равномерное охлаждение масла и воды. В рассмотренной
системе автоматического привода жалюзи одностороннее их открытие
достигается постановкой краников на воздушном трубопроводе
перед цилиндрами привода боковых жалюзи. При перекрытии одного
из краников прекращается поступление воздуха в соответствующий
цилиндр и жалюзи этой стороны не открываются.
Вспомогательные устройства. Бак для масла. У гидроприводов
стационарных установок емкость бака принимается обычно равной
двухминутной производительности насоса. Для тепловозов эта норма
неприемлема, так как бак для масла получился бы очень большим.
Так, например, на тепловозе ТЭП60 он должен был иметь емкость
1200 л.
Большая емкость бака выбирается из условия естественного
охлаждения масла при его циркуляции. Поэтому на тепловозах,
где емкость бака уменьшена до минимума, приходится применять
искусственное охлаждение масла гидпропривода. Для этих целей
в общем холодильнике тепловоза одна секция отводится для охлаж¬
дения масла гидропривода.
На тепловозе ТЭП60 емкость бака принята равной 100 л. Обычно
емкость бака выбирают опытным путем. Лучше всего это делать
на стенде, где испытывается гидропривод в условиях, близких
к эксплуатационным. Внутренние поверхности бака, тщательно очи¬
щенные,подвергают фосфатированию с последующей окраской, напри¬
мер, автонитроэмалью' № 624а.
Трубопроводы. Для изготовления трубопроводов гидростатиче¬
ского привода используются бесшовные стальные трубы.
Чтобы избежать больших потерь давления в трубопроводах,
скорость масла во всасывающем трубопроводе должна быть
не более 0,5—1,5 м/сек, а в нагнетательном — не более 1,5—
5 м/сек.
Трубопроводы перед присоединением к насосу и гидродвигателям
следует очистить: а) методом травления: б) Механическим путем про¬
таскиванием металлических ершей и батистового тампона; в) промыв¬
кой потоком масла со скоростью 4—6 м/сек в течение 2 ч; г) промывкой
авиационным бензином.
Может быть применен и другой способ очистки: пескоструйная
обработка внутренних и наружных поверхностей, затем продувка
чистым, сухим сжатым воздухом и, наконец, промывка подогретым
до 40—60° С соляровым маслом или дизельным топливом, пропущен¬
ным через фильтры грубой и тонкой очистки под давлением 2—3 ат
в течение 15—20 мин.
После очистки внутренних поверхностей каждый трубопровод
проверяют на герметичность давлением масла. Трубы, работающие
в системе нагнетания, испытывают давлением, превышающим номи¬
нальное рабочее в 1,5—2 раза. Всасывающие и дренажные трубы
испытывают давлением 5 кГ/смг в течение 5 мин.
183

В типовой конструкции соединения отдельных труб системы
нагнетания уплотнение между фланцами осуществляется постановкой
резинового кольца прямоугольного профиля из резины марок 8075,
9086 или Н2616.
Фильтры. Масло привода обязательно фильтруют. В сетчатых
фильтрах фильтрующим материалом может служить ткань из метал¬
лической проволоки с минимальным диаметром отверстий 0,03 мм.
Применяются также щелевые фильтры, в которых расстояние между
пластинами равно 0,01 мм. Иаилучшая очистка масла достигается
в набивных фильтрах с целлюлозными материалами, в которых диа¬
метр пор равен 0,001 мм. Дополнительно к этим фильтрам применяют
еще и магнитные фильтры.
Большое распространение получили фильтры с металлической,
чаще всего с латунной сеткой. Конструкция такого фильтра, приме¬
ненного в системе гидропривода тепловоза ТЭП60, представлена
на фиг. 117. Фильтр состоит из корпуса 7, крышки 12, фильтрующих
элементов 5, насаженных на трубу 6, опоры 15 и пружины 13.
Два болта 16, крепящие крышку фильтра к корпусу, удлинены для
облегчения сжатия пружины 13. Труба 6 имеет прорези а для про¬
хода отфильтрованного масла. В нижней части трубы 6 приварено
кольцо 4 для упора в патрубок 3.
Фильтрующий элемент состоит из гофрированной диафрагмы
17 с отверстиями, на которую натянуты два слоя сетки (внутренняя —
каркасная и наружная — фильтрующая), обжатые ободками 18 и 19.
И фильтрующая и каркасная сетки изготовляются из латуни Л80
ГОСТ 1019-47. Опорная сетка № 056, а фильтрующая — № 0040 или
№ 0045 (ГОСТ 6613-53).
Для выпуска воздуха из фильтра установлен игольчатый клапан
14, а для спуска масла — клапан 1. При работе масло поступает
в полость б и проходит через сетки фильтрующих элементов. Механи¬
ческие примеси задерживаются сутками, а очищенное масло через
прорези а трубы и по патрубку 3 поступает на слив в масляный бак.
Расчетным показателем для выбора размеров фильтра служит
скорость протекания масла, в живом сечении фильтра:
где V — количество протекающего масла в мъ!ч\
!ж. ф — живое сечение фильтра в ж2.
Допускаемая средняя скорость масла в сетчатых фильтрах выби¬
рается в пределах 2—4 см/сек.
Перепад давлений для сетчатых фильтров определяется по фор-
(166)
муле
А» = •	кГ/см2,
р 1ж..ф
(167)
где V — количество протекающего масла в л/мин;
%—динамическая вязкость масла в пуазах;
184

А-А
Фиг. 117. Сетчатый фильтр для очистки масла:
I	— клапан; 2 — корпус клапана; 3 — патрубок; 4 — кольцо; 5 — фильтрую¬
щий элемент; 6 — труба; 7 — корпус; 8 — горловина; 9 и 10 — фланцы;
II	— болт; 12 — крышка; 13 —пружина; 14 — игольчатый клапан; 15— опора;
,16 — болт; 17— диафрагма; 18 к 19 —ободки.

?ж. ф — живое сечение фильтра в см2;
!ж.ф = !ж.эП-^-П,
где /ж. э — живое сечение элемента фильтра в см2\
[с — общая поверхность сетки фильтрующего элемента в смг\
п—число элементов фильтра;
Кж — коэффициент живого сечения сетки, определяемый
по ГОСТУ 6613-53 в зависимости от номера сетки.
Динамическая вязкость масла определяется по формуле Убелоде
Г], = й' (0,0731Е° -	пуаз,
тде — удельный вес масла;
Е° — вязкость в градусах Энглера при 50° С.
Сопротивление чистых сетчатых фильтров (фиг. 117) должно быть
0,15—0,25 кГ/см2.
Применяемые масла. Система гидропривода заполняется хорошо
очищенным минеральным маслом. Рекомендуются следующие сорта
минеральных масел: масло веретенное АУ (ГОСТ 1642-50); масло
АГМ ТУ МНП 457-53; масло ГМ-50 ВТУ 49-59. В качестве замени¬
телей допускается использование индустриальных масел № 12
;и № 20 ГОСТ 1707-51 и трансформаторного масла ГОСТ 982-53.
При работе гидропривода (укомплектованного гидромашинами
аксиально-поршневого типа) в районах, где температура наружного
воздуха зимой не бывает ниже минус 15—20° С, следует применять
масла АУ и индустриальные № 12 и 20. В районах, где температура
бывает ниже минус 20° С, нужно применять масла АУ, трансфор-.
маторное, АГМ и ГМ-50. Следует иметь при этом в виду, что темпера¬
тура в системе гидропривода на тепловозе будет всегда на 10—15° С
выше окружающей среды даже при неработающем двигателе.

ГЛАВА V
ОХЛАЖДЕНИЕ НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА ДВИГАТЕЛЯ
§ 12. ОХЛАЖДЕНИЕ НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА — СРЕДСТВО
ПОВЫШЕНИЯ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Для современных мощных тепловозных двигателей — четырех¬
тактных и двухтактных — наддув стал обязательным. Эффективность
при введении наддува становится очевидной при рассмотрении фор¬
мулы литровой мощности двигателя:
Ыл = Реп'~2^- Л.С.!Л,	(168)
где ре — среднее эффективное давление в кГ/см2;
п — число оборотов вала двигателя в минуту;
т — тактность двигателя.
Как видно из формулы, увеличение мощности двигателя может
быть достигнуто либо за счет повышения числа оборотов его вала,
либо за счет повышения среднего эффективного давления. Увеличе¬
ние числа оборотов ограничивается главным образом прочностью
узлов двигателя и степенью нарастания их износа. В настоящее время
верхние пределы числа оборотов тепловозных двигателей составляют
1500—1600 об!мин, а средние скорости поршня,, характеризующие
нарастание износа, 10—11 м/сек. Поэтому форсирование мощности
двигателей по числу оборотов ограничено. Учитывая это обстоятель¬
ство, для увеличения мощности и сохранения долговечности двигате¬
лей идут по пути повышения среднего эффективного давления.
При этом необходимо увеличивать весовой заряд воздуха, т. е. уве¬
личивать коэффициент наполнения г\у и удельный вес (плотность)
вводимого в цилиндр воздуха. Последнее достигается сжатием посту¬
пающего в цилиндры двигателя воздуха и подачей его под давлением.
Степень повышения давления при наддуве современных дизелей
находится в пределах 1,3—3,5, а сам наддув осуществляется либо
при помощи приводного нагнетателя, либо при помощи газотур¬
бинной установки. Большое распространение в последние годы
получила комбинированная система наддува, состоящая из газотур¬
бинной установки в качестве первой ступени и приводного нагне¬
тателя — в качестве второй ступени наддува.
187

Установив возможность форсирования двигателя по . мощности
путем наддува, следует здесь же отметить, что существуют пределы
повышения мощности при наддуве. Они обусловливаются повы¬
шением тепловой и механической напряженности двигателя. Тепло¬
вая напряженность рабочих органов двигателя связана с абсолют¬
ным увеличением количеств а тепла, проходящего через стенки цилин¬
дра при увеличении наддува. Увеличение механической напряжен¬
ности, связанной с наддувом, обусловливается ростом давления
в конце сжатия и максимальным давлением сгорания в цилиндре.
Для ограничения тепловой и механической напряженности дви¬
гателя при высоком наддуве последний сочетается с промежуточным
охлаждением сжатого воздуха. При снижении температуры надду¬
вочного воздуха увеличивается заряд цилиндра воздухом и пони¬
жается в нем температура. Поэтому основным средством, которое
в настоящее время дает возможность достижения самых высоких
удельных мощностей и повышения экономичности двигателя,
является высокий наддув с эффективным промежуточным охлажде¬
нием наддувочного воздуха.
Соотношение параметров наддувочного воздуха, давления рк
и температуры Тк дает другая формула литровой мощности:
кл = А	%»)« Л.С./Л,	(169)
где А — постоянная величина;
0% — низшая теплотворность топлива в ккал/кг;
а — коэффициент избытка воздуха при сгорании;
Ь0 — теоретически необходимое количество воздуха для полного
сгорания 1 кг топлива в кг воздухаАсг топлива;
% — коэффициент наполнений цилиндров двигателя;
це — эффективный к. п. д. двигателя.
Из формулы (169) видно, что для увеличения литровой мощности
необходимо повышение давления рк рабочего воздуха, поступаю¬
щего в цилиндр, и снижение его температуры Тк. Иными словами,
требуется увеличить удельный вес (плотность) наддувочного воздуха
где рк — в. кГ/см2.
Последнее достигается пропуском воздуха через специальный
холодильник, в котором воздух охлаждается до требуемой расчет¬
ной температуры.
Если сравнить параметры	—	ук1	наддува 'одного двига-
10 Р/С2
теля с промежуточным охлаждением с параметрами —^— = ук2
наддува другого двигателя, то эффективнее будет та система, у кото
рой удельный вес наддувочного воздуха окажется больше. Однако
188

при этом всегда следует учитывать, ценой затраты какой мощности
на холодильник удается достигнуть того или иного увеличения плот¬
ности воздуха для заряда цилиндров.
Весьма существенное значение при охлаждении наддувочного
воздуха имеет величина потери напора воздуха Ар, связанная с кон¬
струкцией установленного холодильника. При больших аэродина¬
мических потерях в холодильнике применение системы охлаждения
может оказаться вообще нецелесообразным. С другой стороны, даже
в случае идеального холодиль¬
ника, когда его сопротивле¬
ние Ар стремится к нулю, а те¬
плопередача исключительно вы¬
сока, промежуточное охлажде¬
ние воздуха дает эффект только
при определенном давлении над¬
дува. Задача определения вели¬
чины давления наддува в этом
случае, носящая конкретный
характер, решается в зависимо¬
сти от параметров наддувочного
воздуха, режима работы охлаж¬
дающего устройства и конструк¬
тивных особенностей холодиль¬
ника наддувочного воздуха.
Промежуточное охлаждение
воздуха дает ощутимый эффект
при* давлении наддува рк>
> 1,25—1,35 кГ/см2. При да¬
влении ниже указанного про¬
межуточное охлаждение прак¬
тически нецелесообразно, так
как применение его связано с габаритами, весом и затратой мо¬
щности на холодильник. Опыты показывают, что при охлаждении
наддувочного воздуха на каждые 10° С эффективная мощность дви¬
гателя возрастает в среднем на 2—3%. Считаеуся также, что при
постоянной мощности двигателя снижение температуры рабочего воз¬
духа на каждый градус влечет за собой снижение максимальной тем¬
пературы сгорания и средней температуры цикла примерно на 3° С..
О преимуществах Наддува с промежуточным охлаждением воз¬
духа можно судить, например, по двигателям Д50 и 68275Р. По дан¬
ным исследований А. Э. Симеона мощность широко распространен¬
ного в народном хозяйстве СССР двигателя Д50 увеличивается при
наддуве без охлаждения воздуха только на 8—9 %, а с охлаждением—
на 20—;25 %. Влияние наддува и охлаждения воздуха на параметры
четырехтактного двигателя 68275Р, строящегося в Чехословакии,
ясно из фиг. 118. В среднем увеличение мощности тепловозных дви¬
гателей за счет введения промежуточного охлаждения наддувочного
воздуха составляет 12—16%.
189
фиг. 118. Влияние наддува и охлажде¬
ния наддувочного воздуха на параметры
. четырехтактного дизеля 6 8275Р:
•
1 — без наддува; 2 — с наддувом без охлаж¬
дения воздуха; 3 — с наддувом и охлажде¬
нием воздуха — температура выпускных
газов , перед турбиной; ц — удельный расход
топлива; ре—среднее эффективное давление).

Примером форсированного тепловозного двигателя может слу¬
жить двухтактный 12-цилиндровый дизель 9Д100 тепловоза ТЭ10
мощностью 3000 л. с. Двигатель 9Д100 создан на базе двигателя
2Д100 с цилиндрами тех же размеров мощностью 2000 л. с. Однако
благодаря применению двухступенчатого комбинированного наддува
с промежуточным охлаждением воздуха цилиндровая мощность дви¬
гателя 9Д100 увеличилась до 250 л. с. по сравнению с 200 л. с. у дви¬
гателя 2Д100. При этом повысилась экономичность, но не изменилась
тепловая напряженность двигателя 9Д100 по сравнению с двигателем
2Д100. Удельный расход топлива у двигателя 9Д100 на 9 г/э. л. с. ч.
ниже, чем у двигателя 2Д100; потери тепла в масло и воду у двига¬
теля 9Д100 составляют 23,5%, а у 2Д100 они равны 26%.
Из приведенных примеров ясно, что применение высокого над¬
дува с промежуточным его охлаждением является обязательным меро¬
приятием при создании современных мощных тепловозных двигате¬
лей, По этому пути идут все отечественные и зарубежные дизеле¬
строительные заводы. Так, например, строительной программой
фирмы «Майбах» предусматривается постройка тепловозного четы¬
рехтактного 16-цилиндрового двигателя МД871.30 мощностью
2400—3000 л. с. со скоростью вращения вала 1670—1800 об/мин.>
весом 5700 кг. При установке двух таких двигателей на тепловоз
последний по удельному весу (весу, приходящемуся на единицу
мощности) почти не будет уступать мощным электровозам.
§ 13. СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА
’ И ИХ АНАЛИЗ
Охлаждение наддувочного воздуха тепловозных двигателей может
быть осуществлено следующими способами: 1) водой, -циркулирую¬
щей в замкнутой системе с охлаждением ее атсмосферным воздухом;
2) непосредственно атмосферным воздухом; 3) при .помощи испари¬
тельного охлаждения.
Охлаждение наддувочного воздуха водой. Этот способ охла¬
ждения наддувочного воздуха получил преобладающее распростра¬
нение на тепловозах как в СССР, так и за рубежом. На фиг. 119, а
дана одна из типовых схем наддува с таким охлаждением. Выпускные
газы из двигателя 1 поступают в турбину 2 и далее выпускаются
наружу. Воздух, засасываемый турбонагнетателем 3 и предвари¬
тельно очищенный в фильтре, проходит через холодильник 4,
охлаждается в нем, после чего попадает в приводной нагнетатель 5
и далее в ресивер двигателя. Такая схема осуществлена на тепло¬
возном двигателе Д45 Коломенского завода и на американских
двигателях СМС-498. У форсированных четырехтактных немецких
двигателей «Майбах», французских МСО и у ряда других двигате¬
лей схема наддува отличается отсутствием приводного нагнетателя.
На тепловозном двигателе завода им. В. А. Малышева 9Д100, уста¬
новленном на тепловозе ТЭ10, в схему внесено изменение (фиг. 119, б).
Холодильник наддувочного воздуха размещен за приводным центро¬
190

бежным нагнетателем перед ресивером. Размещение холодильника
после нагнетателей первой и второй ступеней на двигателе 9Д100
связано с удобствами компоновки агрегатов наддува, диктуемыми
условиями размещения двигателя на тепловозе.
При оценке расположения холодильника необходимо учитывать,
следующее. Охлажденный воздух за нагнетателем первой ступени
требует меньшей затраты мощности на последующее сжатие в при¬
водном нагнетателе второй ступени, так как работа адиабатического*
Фиг* 119. Расположение холодильника наддувочного воздуха дизеля. ' •
сжатия пропорциональна температуре воздуха Т перед компрессором:
Ьк= 102,5 Г [(77)0’286 — {] кгм/кг,	(170>
• ♦
где рк2 — давление воздуха (наддува) после компрессора;
Рк1 — давление воздуха перед компрессором.
Уменьшение мощности на привод нагнетателя второй ступени,
благоприятно сказывается на увеличении общего к. п. д. двигателя
за счет увеличения механического к. п. д. Охлаждение наддувочного
воздуха после второй ступени позволяет сократить охлаждающую
поверхность холодильника благодаря большему температурному
напору.
Рассмотрим влияние расположения холодильнику наддувочного*
воздуха на эффективность двигателя на примере У-образного двух¬
тактного дизеля Д45 мощностью 3000 л. с. (см. фиг. 119, а) Система
наддува этого двигателя состоит из двух газотурбонагнетателей
и приводного центробежного нагнетателя. Расход воздуха Ов ==
■■ = 6 кг!сек, давление продувочного воздуха в ресивере 2,2—2,4 кГ/см2,„
температура воздуха перед компрессором (атмосферная) +40° С*.
При расположении холодильника .между первой и второй ступе- ;
нями имеем следующие параметры. Температура и давление воздуха
после нагнетателя первой ступени 1Х =147° С и р± = 2,11 кГ/см2.
Потеря давления в холодильнике Ар = 0,1 кГ/см2. Температура воды;
при входе в холодильник и выходе из дего 1в = 70° С и С = 73,3° С.-
* Рассматриваются расчетные параметры двигателя Д45.
,	191

Воздух в холодильнике охлаждается до температуры 1Х — 87° С,
После приводного центробежного нагнетателя воздух имеет пара¬
метры 1г = 104° С и р2 = 2,27 кГ/см2.
Работа адиабатического сжатия в приводном нагнетателе
102,57’, [(^^г)0'286 - !]• «гЛ.
Подставляя в формулу Тх — 273 + 87. = 360° К и величины
.давлений, получим
14' - 102,5-360 [(1,13)°>286 — 1 ] = 1291,5 кгм/кг.
Мощность, затрачиваемая на привод нагнетателя,
1к1	75т]
Л/.,, =	л.	с.
Здесь г| = 0,72 — к. п. д. нагнетателя с учетом потерь в редук¬
торе привода;
дг 6,0-1291,5	. ... -
Ык1 =	75-0,72	' = I43’5 Л- С~
Механический к. п. д. двигателя
Ые _	3000	_	п	81
Т|« ' ' Ые-\-^т	3000	+ 704 ~	’
Температурный напор в холодильнике
а *1 + 1х С-С 147 + 87	70	+	73,3
1 ~ 2 2 - 2 2 ” 40 -
При размещении холодильника после первой и второй ступеней
(фиг. 119, б) расчетные параметры изменятся. Давление после при¬
водного нагнетателя р2 =	*	1,13 = 2,11-1,13 = 2,384 кГ/см2,
а температура 12 = 167° С. Так как режим работы холодильника
и его размеры не изменились, то температура наддувочного воздуха
.за холодильником понизится на 60°:	—
1Х = 167 — 60 = 107° С.
Работа адиабатического сжатия в приводном нагнетателе
Ьк2 .-= 102,5-420 [(4^-)0’286'— 1] =1506,75-кгм/кг.
Мощность, расходуемая на привод нагнетателя
М 506,75
75-0,72
Аг 6-1506,75 .аг?г
Мк = --7С п 70	=	167>°	Л* О-
Из сравнения затраты мощности в обоих случаях видно, что
при размещении холодильника перед ресивером расход мощности
192

приводным нагнетателем увеличился па 167,5 — 143,5 = 24 л. с.
Это сказывается и на изменении механического К. п. д. двигателя:
@	х-х О/Ар*
= ' ме +	+	~	3000	+	704	+ 24 === и>би°>
т. е. по сравнению с первой схемой к. п. д. уменьшился на 0,05, что
вызывает увеличение расхода топлива двигателем на 0,6%.
Температурный напор в холодильнике также изменится:
в2= К7 + 107._ 70 + 73,3 = цу, с '
По сравнению с первой схемой охлаждения температурный напор
увеличился на Д0 — 65 — 45 = 20° С, т. е. на 44% .
Из приведенных расчетов видно, что преимущество расположе¬
ния холодильника за нагнетателем перед ресивером является воз¬
можность сократить поверхность холодильника на 44%. С другой
стороны, такое размещение ухудшает экономичность двигателя
и требует увеличения диаметра рабочего колеса приводного нагне¬
тателя. Последнее объясняется тем, что нагнетатель работает в этом
случае на более горячем воздухе (Д^ = 147 — 87 = 60° С), и по¬
этому для обеспечения заданного весового расхода воздуха необхо¬
димо увеличить объемную производительность нагнетателя.
Сравнивая достоинства и недостатки рассмотренных схем и учи¬
тывая при этом компоновку двигателя, следует признать, что разме¬
щение холодильника между первой и второй ступенями более целе¬
сообразно.
Таким образом, при выборе расположения холодильника в схеме
наддув — охлаждение необходимо производить соответствующие
расчеты, учитывающие давление наддува рк и конечные значения
температур охлаждаемого воздуха и охлаждающей воды.
Воздушные холодильники, обычно размещаемые на двигателе,
отличаются большим разнообразием конструкций и эффективностью.
Вода, охлаждающая наддувочный воздух, в свою очередь, охлаж¬
дается наружным воздухом в секциях, которые иногда устанавливают
в общий холодильник тепловоза (ТЭ10, ТЭ11 и др.), а иногда разме¬
щают отдельно (например, на тепловозе ТЭП60).
В качестве примера ниже рассмотрена система охлаждения надду¬
вочного воздуха тепловоза ТЭП60 (фиг. 120). Тепловозный холо¬
дильник состоит из десяти плоскотрубчатых ребристых секций типа
ТЭЗ, расположенных горизонтально в отдельном корпусе, в крыше
тепловоза над двигателем. Атмосферный воздух засасывается
из кузова и проталкивается через секции восьмилопастным осевым
вентилятором серии УК-2 диаметром 1200 мм.
Угол установки лопаток 20°. Колесо вентилятора закреплено
на валу, опорой которого служит, литая (из алюминиевого сплава)
обечайка с плавным входным коллектором. Вал вентилятора посред¬
ством карданного вала соединен с редуктором двигателя. Число обо¬
ротов. вентилятора пв — 1540 об!мин при пдв == 750 об/мин.
13 Малинов 1068	193

Особенностью этого холодильника является то, что благодаря
работе вентилятора на нагнетание значительно уменьшаются его
динамические потери, увеличивается весовой расход воздуха, так как
вентилятор работает на холодном воздухе и, следовательно, умень¬
шается мощность привода.
Пластинчатый холодильник двигателя 11Д45, служащий для
охлаждения наддувочного воздуха водой, создан на основе экспери-
. Фиг. 121. Пластинчатая поверхность теплообмена водо-воздушного холодильника
%	наддувочного	воздуха двигателя 11Д45:
а _ охлаждающий элемент; б — соединение двух элементов в пакет (площадь двууголь-
. ного канала = 25 мм2) периметр дВуугОльного канала Пх — 22,8 мм).
ментальных исследований В. М. Антуфьева [1]. Поверхность тепло¬
обмена этого холодильника образована из 112 профильных листов.
Два профильных листа, сваренных по двум сторонам роликовой
сваркой, образуют охлаждающий элемент (фиг. 121)., который в попе¬
речном разрезе представляет собой волнообразный канал. Элементы
сваренные между собой по двум другим сторонам, перпендикулярным
к первым, образуют каналы двуугольной формы. Поток воздуха
в холодильнике совершает по этим каналам один ход, а вода по вол¬
нообразным каналам — два. Каждый элемент после сварки спрессо¬
вывают водой давлением 5 кГ/см2. Собранный и сваренный пакет
охлаждающих элементов вваривают в жесткий корпус, который вос¬
принимает на себя часть внутреннего давления. Воздушную полость
опрессовывают водой давлением 1,5 кГ/см2.
На двигателе пластинчатый холодильник устанавливают между
двумя турбовоздуходувками; при этом приводной нагнетатель нахо¬
дится непосредственно под холодильником.. Такое размещение холо-
13*	195

дильника и агрегатов наддува обеспечивает минимальные потери
давления в воздуховодах.
Описанная система охлаждения наддувочного воздуха характери¬
зуется параметрами, приведенными в табл. 20, полученными при
испытаниях тепловоза.
Использование для охлаждения наддувочного воздуха проме¬
жуточного теплоносителя (например, воды) невыгодно в тепловом
отношении, так как приводит к дополнительной затрате мощности
на привод водяного насоса и вентилятора, а также связано
с утяжелением тепловоза. При расстройстве и течи холодильника
наддувочного воздуха и попадании воды в цилиндр возникает
опасность гидравлического удара.
Особенно ощутим недостаток использования схем с промежуточ¬
ным теплоносителем (водой) в зимних условиях. При температурах
наружного воздуха ниже минус 5° С холодильник наддувочного воз¬
духа практически не нужен, так как чрезмерное охлаждение надду¬
вочного воздуха приводит к ухудшению рабочего процесса и моторе¬
сурса двигателя в связи с его «жесткой» работой. С другой стороны,
при низких температурах наружного воздуха и частичных режимах
работы двигателя, когда наддувочный воздух в нагнетателе очень
мало нагревается, холодильник может выйти из строя (вследствие
замерзания воды), если он включен в отдельный контур охлаждения.
Чтобы избежать этого, зачастую приходится отключать холодильник
наддувочного воздуха при эксплуатации тепловоза зимой.
Охлаждение наддувочного воздуха судовых двигателей произво¬
дится значительно проще, чем тепловозных. В судовых двигателях
используют забортную воду, имеющую сравнительно невысокую тем¬
пературу.
При проектировании тепловоза ТЭП60 мощностью 3000 л. с. кон¬
структоры двигателя Д45 задали без достаточного обоснования тем¬
пературу воды при входе в холодильник наддувочного воздуха, рав¬
ную 55° С при температуре атмосферного воздуха 40 °С. В резуль¬
тате этого в тепловозном холодильнике для охлаждения воды до тем¬
пературы 55° С нужно было установить 24 ребристые секции типа
секций тепловоза ТЭЗ. В дальнейшем эта температура была увели¬
чена до 63—65° С. Число секций после этого было сокращено до 10 шт.
Иногда для экономии мощности на привод вентилятора, сокра¬
щения габарита и веса холодильника и экономии цветного металла
имеет смысл допускать еще более высокую температуру воды для
охлаждения наддувочного воздуха, если даже это приведет при темпе¬
ратуре наружного воздуха +40° С к уменьшению мощности двигателя
на 4—5%. Наружная температура достигает +40° С очень редко,
и поэтому незначительная потеря мощности двигателя окупится
с , избытком установкой компактного тепловозного холодильника.
Теплогидродинамический расчет системы охлаждения наддувоч¬
ного воздуха с промежуточным теплоносителем (водой). Расчет отдель¬
ных теплообменных аппаратов системы охлаждения производят
по ряду исходных данных, к которым обычно относятся теплосъем,
196

Таблица 20
Холодильники
Параметры
пластин¬
чатый
дизеля
тепло¬
воза
Примечания
’
Поверхность охлаждения Р в м2 . .
22,2
210
Вес охлаждающего элемента О в кг
110
355
Объем охлаждающего ' элемента V
в м3	. .
0,0725
' 0,348
Живое сечение для прохода воздуха
В Ж2 ....... V		 .
0,0910
1,361
Живое сечение для прохода воды
в м2	<
0,0200
0,0132
Расход воздуха О3 в кг/сек . ... :
6,7
19
Расход воды О2 в кг]сек
22,0
Температура воздуха при входе в хо¬
лодильник ^ в °С .
105
20
Температура воды при входе в холо¬
дильник ъ °С
45,0
48,0
Теплосъем холодильника () в ккал/ч
23,6-104
26,7-104
Различный теп¬
лосъем холодильни¬
ков есть следствие
влияния других
холодильников в си¬
стеме (см. фиг. ф
Коэффициент теплопередачи
в ккал/м2ч °С
368
70
Сопротивление воздушного тракта
Арг в кГ/см2
-0,1
' 0,01
Расход мощности на проталкивание
воздуха Ы1 в л. с
60
32
К. п. д.вентилятора
№
и компрессора
принят ориенти¬
ровочно 0,7
Сопротивление водяного тракта Др2
в кГ/с'м2
3,0
Расход мощности на прокачку воды
в л. с
.18
К. п. д. насоса
г] = 0,5
Компактность (удельная поверхность)
р
~ТГ В м2/м3	; . .
550
N
Удельная мощность —рт в л. с./м2 . .
0,473
Удельная тепловая нагрузка 1 м8
объема ~~у^ в ккал/ч-. м3 . . . . ...
•59,7-104
Принято
Удельная тепловая нагрузка 1 кг
Яср ,
веса в ккал/ч-кг ........
540
0.ср =
и
= 25,1 • 104 ккал/ч
Теплосъем, приходящийся на 1 л. с.
о
затраченной мощности, —вккал/л. с.-ч
2280
197

Таблица 21
со ^
см
.2'+'*
« я
о ^
' о о
ё я
н д
та О)
и
ра
л н
о, с->
>-. н
та й
л 8
Й о
а °
О) 03
Н1 х
К
а
х
и:
со
О
ш
а
о
го
у
О ^
° §
Л
н
о
о
«
§
си
о _<
Ч ^
С С<1
си «
Н°
-а
К
о
м
л У
н
а
о
« - ^
^ а
О) у
§ *
я о
а)
Н ~н
о
о
о
о
00
00
о
сГ
со
к
ю
о*
со
Ю ■
о-
<Я
ч
^ §
•к ^
о
в
к
к
к
Оч
с
03
»=с .
о
ь
к
к
Он
с
о
к .
со
СУ
СУ
ьл
со
+
си §
5 я
к ^
СЗ си
м м
И х
3 я
Й
о
X
>,
к
со
о
И
СУ
о
О) 03
Н Он
ж-
о
сз
к
та
ч
X
о
>>
X
КС
к
й) <м
ч. ^
м сЗ
к г^>
КС Н
О О ^
X о-.
о см
та о
а и ^
<3
X
>>
КС
2 о
О о
ж
^ м
6
Д ч ~ч
>м ч'‘
■ КС
КС %
та о
я И
к
се- Я
ЙI
в ®
та 9-
о, о
(1) Ч
с о
X
й)
Н КС
-си
Он
КС
си
Он
ф
с
2
кс
О
ю
»к
си
ег
9
03
кс
«
и
03
о
1=2
X
Ю
О ■
- см
ч->>
та
Й
Он
О
>>
н
...я
Н
к
КС
о
(=г
о
X
х:
КС
И м.
^ -
КС гГ
КС ^
сз
X
КС
О
р О
О
■ «
И
л
к
КС
>>ч
§'
СЗ
' ьО
ей
Он к
кс
& °
Л «V
Р-Н О
Л °
X
■ Л
КС
о
са
ж.
§
И':рг.
м
аз
х
о
5 05
~к*
03 ■
о, та
>> ■•«
н я
та к
си л
а> ^
я- к
^ кс •
си о
Н Ч
о
. х
и
о
са
о
Он-
о
с
к
Он
>>
в
- гК
К
Я
3
Он
о.
о
са
н
аз
Он
<и
с
к 03
к
к о.
<и
Он 03
и С,
, ^
198

с
О
ц
о?
я
03
я
Я
К
8
а
о
с
оо
оГ
к
■си
С
«о
о-
’Т
и
сЬ
о
Ю
0-
с\Г
II
00
СО
5 ^
к К
оЗ л
н Й
сз
^ м
-Н >*.
С!
с-1	Я
Сн' ®
к 2^
сс! гиФ®
со со о .я
с
к
я
О)
а
о
я
5
Си
и
ю о
°1 а
^ сс Й
« к '
О >, Я
Ь 5 о
О ^ №
си си счз .
^ Я к
Я ^ СО
со
!
ОО
О
со
о
00
о
сч
о~
см
О
Ю
СП
см
К О
■ 2 я
' к
ь я
а> е
^ и
о к
О/
+
к
о
о
С
о
н
к
я
к
си
р
сV
&
со|со
ю
СО
Ол
о"
к
<0 V
к К
я ч
03 О)
га га
к х
83
К н
03 0)
!И2
л
а
2.1*
§ §Г
§ 03
>* ^
■3 ^
§&
Я ^
н
н §■<
ё И
е§
О Н
ч =я
с <и
а|
со я<
щ о
®я к'
-2 си
я я
к 03
5 Ц,
*=С
^ со
О
И
X
;>>
ч:
о
я
Я
О
Я
К
ч
(Л
я
о с
Я
Е-"
О
ч
с
к
я
=>я
о
я
а
си
я
я
н
си
я
я «
твн ^'
О) %
Ч
о
.я
ЕГ
2
о*
я
03
4
8-
Я
си
>>
■	н
аз
а,
а) .
я
§
■	<и
я
я а
си я
О 0.
Я
о
" ч
С
ч
о
и
>.
я
К
л
ч .
о
Рч
►>>
« 3
® ш
* а>
Я 03
Я ^
Я Я
Л я
я
ч
я
я
X
»>>
ч
со
о
я
о
[-,
о
я
д.
я
о
я
>•>
я
ч
О)
ч «
03
я
я
я
са
я
«
н
о
о
о
си
я
о
я
Ч*ч
ч
о
я
я-
ч
о
и-
>>
>>
к
ч
ч
ч
я
ч
о
я
=я
и 6
=>Я гЧ
я а;
ЯнР^
>>
>>
я
ч
к
ч
ч
>>
X
’Я
я
&2
в
я
я.
199

Продолжение табл. 21
О
а
ю
со
со
см
V 03
^ к
са
Он щ
5'03
к ^
- §
дз
ч
о
X
Он
®к
к
я
2
к
ч
а;
г< со
си сз
Он Он
с
О э5
►а
я
О
си
к
к
а)
Ч
ю
к
н
о
Он
8 к
я °
о н
си
са
РЭ
л
н
ф К
° $
о ^
8 си
8 *
2 В
Он Й
д«
г-1 а>
н
о
о 2
8 Я
к н
<и ег
л §
О
О
см
Ю
со
о
о
со
со
а>
о
о4
о
о
00
см
см
00
со
со
со
ч
^ к
Си К
О *
№ Ь
^ С 1
съ
О
Н
К
Я
к
II-
о
<и
&
СП
(М
С<
<М
О
(М
е
т—1
в
<Я
в
+
с|®
о
Он
С
см
Г—Г
гН
в
К
к
а) кг1
К Я
я ч
<га а)
га и
§2
% д
к н
сз а)
Ко
КЗ
рз О
3	^
1=( <М
2 ^
н 3
к
& м
^ • _.
Е?'в
о
о
4
с
„ Щ
н «
аЗ сз
к х
Я >>
к Ч
^ Й
*е<2
сг>
ё\
И
&
2
§ «
* Й
ч ^
8«
ч
о ‘
и*
5 *
• О •
о ’
га
я .
си .
со
со
си
о .
сз
Он *
. « .
'О .
к
о
о
н *
Вт
. н .
о .
о .
л
о
ж
ч
. с .
ч .
си
о
к
Он
. « .V .
Й .
V .
<и
ч
. ^ .
к
ч *
сз
ч .
в
с
о
ч
* (Я
ч .
о .
к
о си
я
»я
о «
Он К
о к
« Й
и:
& и
I а
к&'О
О
О
Ж
>»о
гаи
Он^;
<и
& я
К (;н
кЗ4®3
Со
Ч
!&>
н
н ^
К'
к 5
К ч>
к *
твн га
’в4 си
§%
га
ка
си о
к
§ а»
К
•&*
О §
« *
К
К
к
си
и:
*
КЗ
ч
х
о
о
я
Он
си
РЭ
о
С
X
3
ж
л
4
о
Р-н
>•.
И
ч:
к
к
ж
л &-Н
& «
я о
Ч СЗ
С 5
сЗ
«
200

Продолжение табл. 21
о
о
о .
Он
л
и:
о
и
2 ч ч
й ' $
1X1 2
ь Й й
к и:
^ о м
х 8
О *з<
~ Он ' '
С
в
Л
си
к О)
У к
к к
В
СО Л
О К
М Ч>
< V <Я
Он с
ё&-
• ~ю
л ч
(< 03
а> 3
к я
« к
2 з*
со
о'
о
о
г-
о"
о
00
•'ф
со
со
о
сч
'ф
о
сч
сГ
О СО
о со
СО,
О ' о
о
ю
со
§■3
-е-К
о
<М
тН к ^
Мч*
ЕЦ. р
N т—<
И<* =5
К X
й> з
2 м
К Н
ГО О)
н-1 р*
н-1 о
03
Он
Ю
О
О
я
4
о
И
1|г
* ^
СО
Й §
я §
Й 03
о «
с а.
ч
о
и,
>>
СО
К
о
со
н
а
ч
о
&
■Я
о
ч
о
X
■ о-
я
Л
ч
о
>>
>>
со
03
я
ХО ^
1=2 03
[_1 «
^ а
к
СО
Он
\о
о
о
к
1=3
о
со
ст.
к
ч
о
X
2
я
л
ч
о
.и..
!>-■>
СО*
к
5 к
к ч
ч (у
о в
>& я
од
03
к
к
«5 а
х
>>
«=с
о
ч
с
X
я
я
0)
И ^
я->*
Н
о «
си
я я
5 *:
■<
201

расход и температура наддувочного воздуха, температура атмосфер¬
ного воздуха, сопротивление воздушного тракта. Дополнительно
устанавливают конструкцию поверхности охлаждения, производи¬
тельность водяного насоса, оптимальные режимы течения теплоноси¬
телей (воды и воздуха) в холодильнике.
По этим данным рассчитывают холодильники двигателя и тепло¬
воза с определением поверхностей охлаждения, весовых и габаритных
показателей. Расчеты производят для различных температур охлаж¬
дающей воды, после чего выбирают наиболее приемлемый вариант.
При наличии в системе охлаждения наддувочного воздуха других
теплообменных аппаратов (например, водо-масляного теплообменника
и водо-воздушного холодильника на тепловозе ТЭП60) расчет и окон¬
чательный выбор холодильников наддувочного воздуха следует
производить после расчета и анализа различных вариантов всех теп¬
лообменных аппаратов и' выбора их компоновки.
Методика расчетов водо-воздушных холодильников и водо-масля-
ных теплообменников рассмотрена соответственно в гл. VI, § 16
и гл. II, § 6. В табл. 21 приведен пример расчета пластинчатого холо¬
дильника наддувочного воздуха по методике Невского машинострои¬
тельного завода им. В. И. Ленина [1].
Охлаждение наддувочного воздуха атмосферным. В отличие
от систем охлаждения наддувочного воздуха водой охлаждение его
атмосферным воздухом является более простым. Из системы исклю¬
чается водяной насос и его привод, вместо двух холодильников (теп¬
ловозного « дизельного) устанавливается один воздухо-воздушный
холодильник. Располагаемый температурный напор используется
полностью в одном холодильнике. При применении высокоэффектив¬
ных теплообменных аппаратов холодильник получается компактным,
легким и экономичным.
Охлаждение наддувочного воздуха атмосферным может осущест¬
вляться в рекуперативных теплообменных аппаратах с вентиляторной
или эжекционной установками и во вращающемся регенеративном
теплообменнике.
Рекуперативный теплообменник с вентиляторной установкой.
При использовании рекуперативных теплообменников возможны
две различные компоновки холодильников: непосредственно на дви¬
гателе и отдельно — в крыше тепловоза. Первая компоновка была
разработана для двигателя 6Д100 мощностью 2000 л. с. Харьковским
заводом транспортного машиностроения им. Малышева (фиг. 122).
Установка выполнена из двух пластинчатых теплообменников 1
{воздухо-воздушных холодильников), расположенных по бокам
воздуходувки второй ступени сжатия. Наддувочный воздух из возду¬
ходувки поступает в теплообменники, а затем в ресивер двигателя.
Атмосферный воздух засасывается в теплообменники из кузова
осевым вентилятором диаметром 480 мм, установленным в специаль¬
ном воздуховоде 2, и выбрасывается вверх. Привод вентилятора 3
осуществлен от вала генератора через клиноремениую передачу
я конический редуктор.
202

Фиг. 122. Расположение агрегатов системы охлаждения
наддувочного воздуха 6Д100.
менее выгодна, так как в ней длиннее цуть наддувочного воздуха,
и, следовательно, выше ‘гидравлические потери.
До сих пор системы с воздухо-воздушным охладителем не полу¬
чили распространения на тепловозах главным образом из-за отсут¬
ствия высокоэффективных охладителей. Только в последние годы
тепловозостроительные заводы и научно-исследовательские органи¬
зации приступили к разработке и исследованию тепловозных возду¬
хоохладителей. В этой работе большую ценность представляет опыт
203
Схема другой компоновки показана на фиг. 123. Наддувочный
воздух из нагнетателя первой ступени 4 попадает в воздухо-воздуш-
ный теплообменнике?, после чего возвращается в нагнетатель 6 второй
ступени. Атмосферный воздух засасывается из кузова или снаружи
тепловоза и проталкивается через теплообменник. Такая установка

создания и исследования воздухоподогревателей котельных и газо¬
турбинных установок.
В результате анализа трубчатых и пластинчатых поверхностей
теплообмена была разработана высокоэффективная и очень компакт¬
ная поверхность из профильных листов. Такая поверхность тепло¬
обмена применена для водо-воздушного холодильника Д45; она
может быть использована для воздухо-воздушного теплообменника
тепловоза.
Фиг. 123. Схема охлаждения наддувоч-	Фиг. 124. Компоновка поверхно-
ного воздуха атмосферным с вентилятор-	сти теплообмена повышенной тур-
ной установкой:	булентности:,
1 — двигатель; 2 — вентилятор; 3 — тепло-	а — зигзагообразные каналы для
обменник; 4 — нагнетатель первой ступени;	обоих теплоносителей; б — сочетание
5 — газовая турбина; 6 — нагнетатель вто-	зигзагообразных каналов с волно-
рой ступени.	4	образными.
Другой поверхностью теплообмена с высокими теплогидравли¬
ческими показателями, которую можно использовать для создания
воздухо-воздушных теплообменников тепловозов, является пластин¬
чатая поверхность повышенной турбулентности, разработанная
С. С. Берманом [2]'. Эта поверхность состоит из пластин, на которых
в шахматном порядке выштампованы * сфероидального очертания
выступы и впадины (фиг. 124). Две пластины, сваренные между собой
по двум сторонам, образуют, отдельный элемент.
Взаимное расположение пластин в элементе и расположение
самих элементов определяют различные компоновки поверхности
теплообмена:	с зигзагообразными, волнообразными в сочетании
с зигзагообразными каналами и др.
Результаты исследования поверхностей повышенной турбулент¬
ности были обобщены в виде следующих зависимостей, в которых
поверхность теплообмена принималась равной плоской пластине,
204

термические сопротивления стенки и водяной стороны не учитывались.
№ = 0,066 (-^)0,9 Ке 0,875 ;	(171)
Ей = 6,45/ (-^)°'7Ке-°’25.	(172)
/ъ
Формулы справедливы для Ке = 900-^-7000 и— = 0,25 -ь 0,65.
Для волнообразного канала
№ = 0,138 ( А)и	;	(173)
Ей = *.»(^И^)“М,*М».	Ы
к
Формулы справедливы для. Ке = 800-ь 1100, — ■ = 0,25 -ъ. 0Г65
и -р = 0,4-ь0,73.
Определяющим геометрическим размером в критериях Нуссельта
и Рейнольдса для обоих каналов принята высота выступов (впадин)
профиля пластин к.
В приведенных зависимо¬
стях:
• _ н .
Н — длина пути воздуха
в м\
/ — шаг -— расстояние
между впадиной и
выступом в ж;
5.— ширина волнообраз¬
ного канала в м.
ВНИТИ проводилась ра¬
бота по испытанию и выбору
воздухо-воздушных тепло¬
обменников для тепловозных
двигателей. Испытанию под¬
вергались пластинчатые те¬
плообменники трех типов:
а) с гофрированным оребре-
нием (фиг. 125); б) с волно¬
образным профилем (по типу водо-воздушного холодильника двига¬
теля 11Д45(фиг. 121); в) со сфероидальным профилем (см. фиг. 124, а).
Анализ результатов исследований и ориентировочные расчеты
показывают, что воздухо-воздушный холодильник для тепловоза
ТЭП60 из пластин со сфероидальным профилем будет легче сущест-
205
Фиг. 125. Пластинчатый теплообменник
с гофрированным оребрением.

вующего примерно на 500 кг. Объем холодильника уменьшится более,
чем вдвое, значительно снизится расход мощности на привод венти¬
лятора.	,	'	ч	-Г/	'
Таким образом, предварительные испытания подтверждают необ¬
ходимость применения непосредственного охлаждения наддувочного
воздуха атмосферным.
Эжекционное охлаждающее устройство. В 1952 г. на Харьков¬
ском заводе транспортного машиностроения впервые в тепловозо¬
строении А. Э. Симеоном и Ф. Г. Гринсбергом была разработана новая
Фиг. 126. Охладитель наддувочного воздуха двигателя 2Д50:
1 — верхний коллектор; 2 —* воздухоохладитель; 3 — нижний коллектор; 4 — соедини¬
тельные резиновые шланги; 5 — отводящий воздухопровод; 6 — подводящий воздухопро¬
вод; 7 — переходной патрубок; 8 — трехсопловый эжектор; 9 — охлаждающие щелевые
трубки; 10 — трубные решетки; 11 — диффузор.
система охлаждения наддувочного воздуха для двигателя Д50 тепло¬
воза ТЭ2, основанная на использовании энергии выпускных газов.
Охладитель наддувочного воздуха с эжекционной установкой ,
показан на фиг. 126.
Воздухоохладитель 2 выполнен из 1176 щелевых трубок 9 с внут¬
ренним сечением 3,5 X 43,5 мм, расположенных в пять рядов по глу¬
бине. Трубки образуют кольцеобразный охладитель со свободной
средней частью. Наружный диаметр охладителя 1150 мм, высота
462 мм. В средней свободной части воздухоохладителя размещен
трехсопловой эжектор 8, соединенный с выпускным патрубком турбо¬
воздуходувки. Охладитель имеет верхний 1 и нижний 3 коллекторы.
Наддувочный (горячий) воздух поступает в нижний коллектор,
протекает по трубкам вверх, совершает поворот в верхнем коллек¬
торе и возвращается вниз к двигателю. Атмосферный воздух за счет
разрежения, которое образуется в средней части охладителя при
истечении выпускных газов из сопел с большой скоростью, протекает
снаружи трубок, омывает эжектор и вместе с выпускными газами
выбрасывается через диффузор в атмосферу. Благодаря такому току
206

атмосферного воздуха происходит отбор тепла от наддувочного воз¬
духа, протекающего внутри трубок. Охлаждающая поверхность охла¬
дителя составляет 49 ж2. Живое сечение всех трубок равно 0,09 ж2.
Воздухоохладитель крепится к специальной площадке кузова тепло¬
воза над двигателем, в боковой части которого имеются люки, слу¬
жащие для прохода атмосферного воздуха.
Рациональные размеры воздухоохладителя были получены после
проведения .'-ряда экспериментов. В результате испытаний была,
получена следующая зависимость коэффициента теплопередачи
от скоростей теплоносителей:
/С= 1,76оЛ7Ч°'571	(175>
где г)1 и у 2 — соответственно скорости наддувочного и атмосферного
воздуха в м/сек.
На номинальном режиме работы дизеля при избыточном давлении;
перед соплом эжектора примерно 300 кГ/м2 коэффициент эжекции
составлял 1,8, т. е. расход атмосферного воздуха в 1,8 раза превышал
расход отработавших газов. При этом скорость наддувочного воздуха
составляла ^ ==/15 м/сек, скорость атмосферного воздуха Vс^■=^
= 16 м/сек, а коэффициент теплопередачи К ~ 25 ккал/м2ч °С>
Падение давления наддувочного воздуха в охладителе при давлении,
перед охладителем 1,54 кГ/см2 составляло 400 кГ/м2. При температуре
1\ == 72° С и /2 == 20° С теплосъем охладителей был равен
37 000 ккал/ч, а температура наддувочного воздуха снижалась
на 25° С. Испытаниями воздухоохладителя было установлено, что
превышение температуры наддувочного воздуха над температурой
окружающей среды является примерно постоянной величиной,,
не зависящей от температуры окружающей среды.
Эжекционная установка с воздухо-воздушным охладителем
в сочетании с повышенным наддувом обеспечили повышение мощности;
двигателя на 15% без повышения тепловой напряженности. Тепло¬
возы ТЭ2 с воздухоохладителями рассмотренной конструкции, про¬
шедшие более 200 тыс. км, получили. хорошие отзывы. Однако
до настоящего времени это пока единственный пример применения
такой конструкции на тепловозе. Ограниченность ее применения
может быть объяснена тем, что на тепловозах большой мощности
(2000—3000 л. с.) воздушные холодильники трубчатой конструкции
становятся слишком громоздкими. Так, например, для двигателя
Д45 с необходимым теплосъемом наддувочного воздуха примерно
230 000—250 000 ккал/ч при сохранении существующего противо¬
давления за турбиной потребовалось, бы более трех воздухоохлади¬
телей рассмотренной конструкции. Повышение же противодавления
за турбиной может привести к ухудшению работы газотурбинного
нагнетателя, что ставит под сомнение целесообразность применения
повышенного наддува в данной схеме, а следовательно, и охлаждения
наддувочного воздуха.
Для успешного применения на тепловозах эжекционного охлаж¬
дающего устройства необходимо идти по пути отказа от малоэффект-
207

лих трубчатых холодильников и замены их пластинчатыми с ореб-
реиием или без него. Последние имеют значительно лучшие тепло-
аэродинамические показатели.
Вращающийся регенеративный воздухоохладитель. Во вращаю¬
щемся регенеративном воздухоохладителе промежуточным теплоно¬
сителем является металлическая или керамическая набивка, выпол¬
ненная в виде диска или барабана. Отличительной особенностью
Р
этого воздухоохладителя является высокая компактность -у-, пре¬
вышающая в 5—10 раз компактность рекуперативных охладителей
с трубчатыми оребренными поверхностями охлаждения. Последнее
достигается применением набивки с малым гидравлическим диамет¬
ром. Уменьшением диаметра канала (трубки) в теплообменниках
трубчатой конструкции также можно значительно увеличить удель¬
ную поверхность теплообменника. Однако переход к малым гидрав¬
лическим диаметрам в рекуперативных теплообменниках связан
с решением сложной конструктивной задачи — достижением плот¬
ности при креплении трубок в трубных досках.
В пластинчатых конструкциях имеются большие возможности
по уменьшению габаритов теплообменников, но вместе с тем крупным
недостатком этой конструкции является слишком большой объем
сварочных работ.
В регенеративных теплообменниках, ввиду протекания обоих
'теплоносителей по одним и тем же каналам, отпадает надобность
•уплотнения поверхности теплообмена. Концы проходных каналов
в них не закреплены, как в рекуперативных теплообменниках,
и набивка не испытывает термических напряжений, что является
существенным преимуществом теплообменника данного типа. Однако
во вращающихся регенеративных теплообменниках появляется новая
проблема — устранение утечек теплоносителя со стороны высокого
давления.
От^успешного решения этой задачи зависит применение этих
теплообменников в газотурбинных установках (ГТУ), где они
используются в качестве подогревателей воздуха выпускными газами
высокой темпер ату ры.
Вращающийся регенеративный теплообменник для охлаждения
наддувочного воздуха тепловозных дизелей был впервые разработан
на Коломенском тепловозостроительном заводе. Основанием для
этого послужили более легкие условия использования этого тепло¬
обменника для охлаждения наддувочного воздуха, чем на ГТУ,
и более простое решение надежных уплотнений. Если в ГТУ темпе¬
ратура газа достигает 600° С, а перепад давления составляет 4—*
5 кПсм2, то в системе наддувочного воздуха тепловозных двигателей
^максимальная разница температур горячего и холодного воздуха
не превышает 100—130° С, максимальная температура наддувочного
воздуха равна 150° С и перепад давления примерно 1,5—2 к Г/см2.
'Последнее позволяет применить для уплотнений эластичные мате-
риалы в виде теплостойкой резины или пластмассы.
208

Поверхность теплообмена воздухоохладителя (фиг. 127) представ¬
ляет собой диск-матрицу /, образованную навивкой гофрированной
и прямой лент толщиной 0,15 мм из нержавеющей стали. Жесткость
диска в осевом направлении создана за счет трех промежуточных
колец и обода, скрепленных радиальными связями диаметром 24 мм,
которые привариваются к ступице и ободу матрицы. Диаметр мат¬
рицы 1420 мм, высота 50 мм, общая теплопередающая поверхность
248 м2.
Сечения каналов в набивке матрицы представляют собой равно¬
сторонние треугольники. Такая форма канала по исследованиям
Центрального котлотурбинного института является оптимальной.
Гидравлический диаметр канала матрицы равен 0,85 мм. При этом,
удельная поверхность ее составляет 3100 м2!мъ.
Матрица закреплена на валу, установленном в корпусе 7 возду¬
хоохладителя на конических роликоподшипниках. Системой уплот¬
нений и вертикальными перегородками в корпусе воздухоохлади¬
теля выделен сектор матрицы с углом 120° для прохода наддувочного
воздуха. Через остальную часть матрицы проходит атмосферный
воздух, нагнетаемый вентилятором.
Главные (радиальные) уплотнения охладителя изготовлены
из чугунных башмаков 5 шириной 60 мм, соединенных между собой
плотным замком, выполненным по посадке скольжения. Длина каж¬
дого радиального башмака выбрана таким образом, чтобы его концы
опирались на кольца. Последнее исключает неравномерность износа
матрицы или смятие входных кромок каналов острыми концами баш¬
маков. Башмаки обоих радиальных уплотнений и центральный
башмак, перекрывающий ступицу матрицы, приклеены (вулканиза¬
цией) к пластине из теплостойкой нитрильной резйны толщиной 5 мм.
При помощи другой пластины из такой же резины, загнутой под
углом 90°, осуществлено соединение чугунных башмаков с корпусом.
Крепление уголковой резины к башмакам и корпусу осуществляется
планками и винтами. Прижатие башмаков к плоскости матрицы про¬
исходит давлением наддувочного воздуха и пружинами.
Радиальная поверхность торцового башмака 6 подогнана
по наружной поверхности матрицы. Прижатие башмака осущест¬
вляется пружиной. Таким образом, конструкция уплотнений, осно¬
ванная на использовании теплостойкой резины и сочлененных баш¬
маков, должна создавать плотность как между башмаками и матрицей,
так и в* местах соединения башмаков с корпусом.
Кроме главного теплопередающего элемента — матрицы, воз¬
духоохладитель имеет осевой вентилятор 3 ЦАГИ серии У ф =
=== 1000 мм и А.== 0,54), который проталкивает атмосферный воздух
через вращающуюся со скоростью п — 20 об!мин матрицу, трехсту¬
пенчатый понижающий редуктор 2 и электродвигатель 4. Редуктор 2
связывает вал вентилятора с валом матрицы и электродвигателя 4,
приводящего во вращение вентилятор и матрицу.
Угол установки лопаток вентилятора 0 = 20°; число лопаток-
2	= 6; расход воздуха ф = 10 м3/сек при напоре Н = 100 кГ/см2.
14 Малинов 1068	209

210

Построенный регенеративный воздухоохладитель был испытан
на утечки сжатого воздуха. Испытания показали, что даже при недо¬
статочном качестве изготовления матрицы (значительная неплоско-
стность торцовых поверхностей с местными впадинами) утечки воз¬
духа составляют примерно 4—5%.
Анализируя конструкцию вращающегося регенеративного воз¬
духоохладителя с матрицей, представляющей трудность в изготовле¬
нии, с редуктором, вентилятором, системой уплотнений, требующими
постоянного ухода в эксплуатации, следует отметить, что вряд ли
в настоящее время оправдано внедрение его на тепловозах. Высоко¬
эффективные рекуперативные воздухоохладители, более простые
по конструкции, вполне могут заменить регенеративные воздухоох¬
ладители.
Рассмотренные способы охлаждения наддувочного воздуха при
помощи .атмосферного не нашли еще практического применения
на тепловозах (за исключением эжекционного, но и он весьма огра¬
ничен). Однако все они являются перспективными и над их конструк¬
тивным решением следует настойчиво работать. Перспективность
охлаждения «воздуха—воздухом» состоит главным образом в том, что
оно зависит только от работы самого двигателя. Будучи исключенной
из общего тепловозного холодильника, система охлаждения надду¬
вочного воздуха не испытывает на себе непосредственного воздейст¬
вия систем охлаждения воды и масла двигателя и, в свою очередь,
не влияет на них. Кроме этого, с внедрением воздухо-воздушного
охлаждения упрощается тепловозный холодильник, экономится мощ¬
ность насосов и вентиляторов и облегчается система регулирования
температурного режима двигателя.
Испарительное охлаждение. Испарительное охлаждение надду¬
вочного воздуха двигателей не нашло еще распространения на тепло»
возах, хотя является весьма эффективным и перспективным. Сущ¬
ность этого способа охлаждения заключается в следующем.
При взюде в компрессор или за ним впрыскивается вода, которая
испаряётся, отбирая тепло от наддувочного воздуха.
Благодаря испарительному охлаждению: а) отпадает необходи¬
мость в поверхностных теплообменниках охлаждения наддувочного
воздуха; б) улучшается протекание рабочего процесса и понижается
максимальное давление сгорания в двигателе; в) повышается к. п. д.
процесса сжатия, так как уменьшаются затраты мощности на привод
компрессора.
Учитывая перспективность испарительного охлаждения, на Коло¬
менском тепловозостроительном заводе уже длительное время прово¬
дятся экспериментальные работы в этом направлении. Установка
для испарительного охлаждения может состоять из водяного бака 3
с водомерным стеклом (фиг. 128), электропневматического вентиля 4,
работа которого определяется температурой в ресивере, редукцион¬
ного клапана 5, центробежных форсунок 2 и соединительных трубо¬
проводов. Подача воды к форсункам осуществляется под действием
сжатого воздуха, поступающего из воздушной системы в водяной
14*	211

бак. При низких температурах воздуха в ресивере электропневмати-
ческий клапан закрывает доступ воздуха к баку, и вода не поступает
к форсункам. Испытания двигателя Д45 с испарительным охлажде¬
нием в течение 200 ч показали удовлетворительные результаты.
Система с испарительным охлаждением наддувочного воздуха будет
применена на строящемся в настоящее время тепловозе с гидропере¬
дачей мощностью 2 X 2000 л. с. с думя двигателями 40Д.
Испарительному охлаждению наддувочного воздуха двигателей
внутреннего сгорания уделяют большое внимание и за рубежом.
I _ турбовоздуходувка; 2 — центробежная форсунка; 3 — во¬
дяной бак; 4 — электропневматический вентиль; 5 — редук¬
ционный клапан.
Британская ассоциация по исследованию двигателей внутреннего
сгорания в 1955—1956 гг. провела большую работу в этой области
[23]. Некоторые выводы по результатам этой работы приведены
ниже.
Влияние ^испарительного охлаждения наддувочного воздуха
на работу двигателя с турбонаддувом определялось на двигателе
М1гг1еез ТЬЗ с турбовоздуходувкой Мар1ег Т8 90 и холодильниками
Вгоу/п Воуеп.
Впрыск воды осуществлялся при входе в компрессор и за ним.
Сопло для распыления представляло собой две концентрические
трубки. Вода подавалась по внутренней, а воздух давлением
до 4,22 кГ/см2 — по наружной трубкам. Расход воды регулировался
с помощью игольчатого клапана.
В результате впрыскивания воды было получено существен¬
ное снижение температуры наддувочного воздуха при соответствую¬
212

щем повышении тормозной нагрузки. При снижении температуры
на 10° С увеличение нагрузки составляло, 3,3%.
Результаты применения испарительного охлаждения были очень
похожи на результаты, полученные при использовании холодильника.
При этом было установлено, что впрыск воды после компрессора
ограничен, так как происходит неполное испарение. Расход воды при
испытаниях составлял примерно 2,15% от расхода воздуха или 55%
от расхода топлива.
Двигатель РеНег АУ1 серии 2 с турбонаддувом при испаритель¬
ном охлаждении повергался 400-часовым испатениям на износ.
Эти испытания показали, что испарительное охлаждение не оказы¬
вает серьезных воздействий на рабочие части двигателя.
Таким образом, как отечественные, так и зарубежные испытания
подтверждают целесообразность применения испарительного охлаж¬
дения наддувочного воздуха для двигателей с турбонаддувом.
Воду для испарительного охлаждения на тепловозах можно хра¬
нить в специальных бочках над двигателем; можно также использо¬
вать воду, служащую для охлаждения двигателя.

ГЛАВА VI
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДАЮЩИХ УСТРОЙСТВ ТЕПЛОВОЗОВ
§ 14. КОМПОНОВКА ОХЛАЖДАЮЩИХ УСТРОЙСТВ
Охлаждающее устройство должно занимать возможно меньше
места на тепловозе и быть экономичным. Последнее определяется
теплообменными аппаратами, которыми укомплектовывается холо¬
дильник, их расположением, правильной формой воздушных каналов,
конструкцией и мощностью вентилятора, его привода и системой регу¬
лирования температурного режима.
Размещение холодильников не должно препятствовать проходу
по тепловозу и возможности производства необходимых ремонтных
работ. Холодильники следует располагать таким образом, чтобы
масляный и водяной трубопроводы были минимальной длины. Это
достигается обычно размещением холодильников со стороны водяных
и масляного насосов дизеля. При механическом приводе вентилятора
стремятся приблизить охлаждающее устройство к двигателю с тем,
чтобы сократить валопровод привода; короткий валопровод значи¬
тельно легче, меньше изнашивается и менее подвержен вибрации.
Охлаждающие устройства на тепловозах могут быть представлены
конструкциями шахтного или блочного типов. Для сокращения
цикла сборки тепловоза и организации серийного производства
целесообразно проектировать охлаждающие устройства в виде
отдельных самостоятельных узлов-блоков. При постановке такого
блока на тепловоз сборочные работы ограничиваются его крепле¬
нием к кузову тепловоза к постановкой соединительных трубопро¬
водов (обычно гибких). Иногда целесообразно использовать холо¬
дильники шахтного типа. Такая конструкция несколько легче,
чем конструкция блочного типа, так как в ней для создания воздуш¬
ного тракта используются стенки кузова тепловоза.
Рассмотрим наиболее характерные примеры компоновки охлаж¬
дающих устройств.
Охлаждающее устройство тепловоза ТЭЗ шахтного типа. Оно
расположено в конце каждой секции тепловоза. Поперечный разрез
шахты холодильника показан на фиг. 129. Водяные и масляные
секции размещены в стенках кузова тепловоза. Всего в шахте поме¬
щается 36 секций для охлаждения масла и 24— для охлаждения воды.
214

Фронт холодильника образован пятнадцатью масляными секциями,
которые находятся в первом ряду по ходу потока воздуха, просасы¬
ваемого вентилятором. Во втором ряду холодильника находятся
двенадцать водяных и три масляные секции (с каждой сто¬
роны).
С точки зрения компактности и веса шахты, длины масляного
и водяного трубопроводов холодильник рассматриваемого тепловоза
имеет удовлетворительную конструкцию. Самым существенным недо¬
статком конструкции является компоновка масляных и водяных
секций. Будучи располо¬
женными в первом ряду,
масляные секции в зимних
условиях сильно пере¬
охлаждаются и часто вы¬
ходят из строя. Располо¬
женные во втором ряду
три масляные и двенадцать
водяных секций работают
неэффективно, так как че¬
рез них! проходит воздух,
нагретый в первом ряду
масляных секций. Из-за
такого расположения мас¬
ляных и водяных секций
невозможно осуществ ить
раздельное регулирование
температуры воды и масла
двигателя, что является
также крупным недостат¬
ком рассматриваемого хо¬
лодильника.
Вентил ятор ное колесо
установлено в .обечайке
с коллектором в виде
усеченного конуса, создающего дополнительные сопротивления
потоку воздуха при входе в вентилятор. Обечайка, сваренная из
2-миллиметрового листа, обработке не подвергается. Поэтому между
лопастями колеса и стенками диффузора образуются значительные
местные зазоры, ухудшающие работу вентилятора.
Целесообразно обечайку с входным коллектором отливать из алю¬
миния. Литая конструкция наряду с плавными формами канала
.позволяет свести к минимуму (до 1—1,5 мм) зазоры между лопастями
и стенками обечайки.
При двухрядном расположении секций холодильника возникают
трудности во время их сборки и особенно при ремонте. Если нужно,
например, сменить одну из масляных секций первого ряда, то для
этого надо предварительно снять боковые жалюзи и разобрать их
привод.
215
Фиг. 129. Поперечный разрез шахты холодиль¬
ника тепловоза ТЭЗ:
1 — верхние жалюзи; 2 — обечайка с коллектором;
3 — масляные секции; 4— люк внутренней боковой
стенки шахты; 5 — створки жалюзи; 6 — водяные
секции; 7 — дверь в смежную секцию.

По устранению перечисленных недостатков холодильника серий¬
ного тепловоза ТЭЗ был проведен ряд работ. Наиболее существенных
результатов добился Всесоюзный научно-исследовательский тепло»”
возный институт, который создал холодильник, внедренный на опыт¬
ных тепловозах ТЭЗ-0001, ТЭЗ-2274, ТЭЗ-2510. Холодильники этих
тепловозов выполнены с однорядным расположением охлаждающих
секций (фиг. 130). На каждой стороне тепловоза в верхней части
шахты установлено по пятнадцати укороченных типовых водяных
\А	{
Фиг. 130. Холодильник тепловоза ТЭЗ-2510.
секций, а под ними по пятнадцати секций ВНИТИ с турбулизацией
потока масла. Все секции устанавливаются из шахты холодильника,
что позволяет их заменять, не снимая жалюзи. Верхний и нижний
коллекторы холодильника укреплены с помощью резиновых аморти¬
заторов.
Благодаря установке отдельно водяных и отдельно масляных
секций жалюзи имеют раздельный привод. Это дает возможность
осуществить раздельное регулирование температурного режима воды
и масла двигателя и использовать для этих целей простые средства
автоматики. Однорядная компоновка позволила улучшить аэроди¬
намику воздушного тракта, особенно в нижней части холодильника*
где заметно выровнялось поле скоростей.
Все перечисленные мероприятия повысили эксплуатационную
надежность холодильника и упростили управление системой охлажде¬
ния. Применение более коротких масляных и водяных секций по срав¬
нению с-типовыми и амортизация коллекторов позволили снизить
216

тепловые напряжения в трубках секций и устранить нарушение гер¬
метичности мест их заделки в трубных решетках. Раздельное и авто¬
матическое управление приводами жалюзи исключило возможность
переохлаждения масла в отдельных секциях и их трубках при
низких температурах наружного воздуха.
Охлаждающие устройства шахтного типа, аналогичные охлаждаю¬
щему устройству тепловоза ТЭЗ или несколько видоизмененные,,
применены на ряде отечественных и зарубежных тепловозов.
Фиг. 131. Поперечный разрез шахты-
холодильника тепловоза 06СЮА ру¬
мынских железных дорог.
Фиг. 132. Поперечный разрез шах¬
ты холодильника японского тепло¬
воза мощностью 1450 л. с.
У тепловозов ТЭ10, ТЭ11 и ТЭ12 Харьковского тепловозострои¬
тельного завода конструкция холодильников аналогична конструк¬
ции холодильника тепловоза ТЭЗ, что определилось не только типом
привода, колесной формулой тепловоза и его базой, а главным обра¬
зом одним и тем же типом дизеля. При этом холодильнику тепловоза
ТЭ10 мощностью 3000 л. с. свойственны недостатки холодильника,
тепловоза ТЭЗ, так как масляные и водяные секции и здесь устано¬
влены в два ряда.
На пассажирском тепловозе ТЭ11 (с дизелем 10Д100) для возмож¬
ности осуществления раздельного регулирования температуры воды
и масла двигателя все масляные секции с турбулизацией потока уста¬
новлены с правой стороны тепловоза в один ряд по глубине фронта
и в два ряда по высоте стенки шахты холодильника. Секции для охла¬
ждения воды наддувочного воздуха и воды двигателя размещены
с левой стороны шахты холодильника. Десять секций для воды
217

холодильника наддувочного воздуха расположены в первом ряду.
Секции для охлаждения воды двигателя установлены в первом и вто¬
ром рядах.
Поперечные разрезы шахт холодильников на тепловозах 06СЮА
мощностью 2100 л. с. румынских железных дорог и японских тепло¬
возов мощностью 1450 л. с. показаны на фиг. 131 и 132. Секции
Фиг. 133. Вид с холодильной камеры на дизель
тепловоза 06СЮА.
холодильников на этих тепловозах установлены в один ряд у боковых
стенок кузова. Однорядная установка позволяет осуществлять эффек¬
тивный теплоотвод от секций и имеет сравнительно небольшую
затрату мощности на привод вентиляторов. В шахтах обоих тепло¬
возов воздушные каналы за секциями имеют плавные пе¬
реходы.
На румынском тепловозе проход из машинного помещения через
шахту холодильника совершенно свободен благодаря применению
гидростатического привода вентиляторов. Это особенно хорошо видно
на фиг. 133, представляющей вид с холодильной камеры на дизель
тепловоза. Несколько труб небольшого диаметра для масла гидропри-
218

вода вентиляторов, проходящих
по потолку камеры, не ухудшают
проходов.
Следует отметить, что высота
прохода при проектировании теп¬
ловоза должна приниматься воз¬
можно больших размеров но, ко¬
нечно, без ущерба другим элемен¬
там конструкции. Как правило,
она не должна быть меньше 1750—
1800 мм.
Поперечное сечение шахты хо¬
лодильника японского тепловоза
(так же как и на тепловозах ТЭЗ,
ТЭ10 и некоторых других) загро¬
мождено посредине механическим
приводом вентилятора.
Охлаждающее устройство теп¬
ловоза У200 мощностью 2200 л. с.
(с гидропередачей) блочного типа.
Этот мощный тепловоз имеет две
силовые установки и двухкабин-
ную конструкцию кузова (фиг. 134).
Компоновкой всего оборудования,
размерами дизелей и гидропере¬
дачи определилась возможность
установки двух самостоятельных
блоков холодильников.
Блок холодильников и его обо¬
рудование изготовлены на заводе
холодильного оборудования «Бер»
(в г. Штуттгарте) по следующему
техническому заданию: мощность
дизеля 1100 л. счисло оборотов
его вала 1500 в минуту; теплоот¬
вод от охлаждающей воды и мас¬
ла двигателя 530 000 ккал/ч;
теплоотвод от гидропередачи
210 000 ккал/ч; максимально допу¬
стимая температура воды +88° С;
максимальная температура наруж¬
ного воздуха +35° С. Вес охлаж¬
дающего устройства не должен
превышать 1500 кг, а длина
1900 мм. Кроме того, холодиль¬
ник должен обеспечивать легкий
демонтаж при ремонте и свобод¬
ный доступ к приводу вентилято-
о
о
см
>
§	1
0	^
1-н	М
1	2.
8	г
и
03	I
К	I
г-щ
«
К
Я	га
СЗ	С
И	К
&	°
о	§
Ю	*з<
О	О
Ч
03	Ю
о	5
§	1
в	§
о
к
е
219

ра, а также поддерживать максимально возможное постоянство тем¬
пературного режима дизеля и гидропередачи независимо, от нагрузки
и температуры наружного воздуха.
Блок охлаждающего устройства, изготовленный в соответствие
с указанными выше требованиями, монтируется (упруго) в каркасе
крыши тепловоза и легко может быть снят (фиг. 135). Блоки распо¬
ложены симметрично, образуя свободные проходы у стенок кузова.
Свободные площади под холодильниками использованы для разме¬
щения баков для воды и другого вспомогательного оборудования.
Фиг. 135. Двухвентиляторный блочный холодильник «Бер:
В корпусе блока установлено 18 секций, два комплекта вентиля¬
торов с гидродвигателями и системой их автоматического регулиро¬
вания, компенсирующие бачки и трубопровод охлаждающей воды.
Корпус блока сварен из стальных листов. Кроме водяных коллек¬
торов, соединенных с секциями, в корпусе имеются направляющие
для воздуха, фланцы для монтажа вентиляторных установок и дру¬
гие детали. Длина секций, устанавливаемых в холодильнике, равна
950 мм; ширина и глубина 200 мм. Трубки и ребра охлаждающих
секций медные.
В каждом блоке холодильника установлены два вентилятора
диаметром 900 мм, изготовленные из легкого сплава. Колеса венти¬
ляторов закреплены на шпонках непосредственно ка концах выход¬
ных валов гидродвигателей. Жалюзи холодильников расположены
у входных воздушных каналов, имеющихся на каждой стороне
крыши тепловоза.
220

Мощность, потребляемая каждым вентилятором, 22,5 л, с, при
максимальном числе оборотов 1450 в минуту. Максимальная мощ¬
ность двух вентиляторов равна приблизительно 4% выходной мощ¬
ности дизеля.
Масляные трубопроводы системы гидростатического привода
изготовляются из холоднотянутых стальных бесшовных труб диа¬
метром 25 мм, жестко прикрепляемых к стенкам кузова тепловоза.
Соединения между жестко закрепленным трубопроводом и упруго
смонтированным блоком охлаждения, где установлен гидродвига¬
тель, осуществляется гибкими шлангами (типа «Аргус»), которые
рассчитываются на значительные давления. Максимальное давление
в системе гидропривода 150 кГ/см2.	К;
Рассмотренная блочная конструкция холодильников тепловоза
У200 мощностью 2200 л. с. достаточно компактна и экономична
по затрате мощности на охлаждение. Однако это объясняется
не только конструктивными факторами, а главным образом тем, что
холодильники рассчитывались на максимальную температуру наруж¬
ного воздуха +35° С, и отсуттствием промежуточного охлаждения
воздуха для наддува установленных на тепловозе дизелей «Майбах»
МБ650. Когда фирма Краусс-Маффей, поставщик этих тепловозов,
изготовляла три тепловоза такой же мощности для Югославии, то
наряду с изменением колесной формулы с 20—20 на 30—30 был уве¬
личен холодильник тепловоза. Число секций в каждом блоке стало
равным 22 шт. вместо 18.
Британские железные дороги приобрели у фирмы Краусс-Маффей
лицензию на постройку тепловозов У200. Британские тепловозы,
получившие серию В800, по своему внешнему виду и размещению
агрегатов похожи на германские, но сильно отличаются от послед¬
них в деталях. Охлаждающее устройство блочного типа (фиг. 136)
комплектуется ребристыми секциями фирмы Серк, несколько боль¬
ших размеров, чем на тепловозе У200. В отличие от последнего
жалюзи холодильника установлены непосредственно на блоке охла¬
ждающего устройства, а на стенках кузова в отверстия для входа
воздуха вставлены обычные сетки. Как видно из фиг. 136, охлаждаю¬
щий блок суживается книзу для более удобного прохода по тепло¬
возу.;	_
У моторного вагона трансъевропейского экспресса (ТЕЕ) серии
УТИ с целью экономии веса пришлось отказаться от размещения всей
холодильной установки в отдельном блоке, как это сделано, напри¬
мер, на тепловозе У200 или на дизель-поезде УТ08, где блок охлаж¬
дающего устройства расположен в вырезе крыши (фиг. 137). Секции
холодильника на ТЕЕУТ11 (фиг. 138) расположены в месте перехода
крыши в боковую стенку, и только вентиляторы и воздуховоды под¬
вешены к крыше. Такое расположение обеспечивает демонтаж вен¬
тиляторов без разборки водяного трубопровода. Секции холодиль¬
ника могут заменяться по одной, но для снятия их необходимо де¬
монтировать жалюзи. Воздуховоды выполнены из легкого ме¬
талла.
221

Фиг. 136. Охлаждающее устройство блочного типа
тепловоза 0800.
Фиг. 137. Блок охлаждающего устройства дизель-
поезда УТ08 мощностью 1000 л. с.
222

Рассмотренное расположение холодильника следует считать удач¬
ным, так как оно обеспечивает хорошее использование объема рабо¬
чего помещения, весьма тесного в кузове дизель-поезда УТ11.
Пассао/сирский тепловоз ТЭП60 Коломенского завода имеет
комбинированное охлаждающее устройство. Для охлаждения воды
и масла двигателя Д45 служат холодильники щ шахтного типа
(фиг. 139). Секции располагаются у стенок тепловоза в^один ряд,
с обеих сторон, образуя две
отдельные шахты. Каждая из них
обслуживается шестилопастным
вентилятором серии УК-2 ЦАГИ
диаметром 1600 мм. Однорядное
расположение секций, обеспечи¬
вающее эффективный теплоотвод,
удобно при сборке и ремонте холо¬
дильника. Секции устанавливают¬
ся из шахты, и поэтому для их
замены не требуется снимать бо¬
ковые жалюзи, как на тепловозе
ТЭЗ.
На тепловозах ТЭП60 №
0001—0008 в шахте, расположен¬
ной ближе к дизелю, устанавли¬
ваются масляные секции ВНИТИ,
во второй шахте — секции для
охлаждения воды дизеля. Трубо¬
проводы воды и масла здесь доста¬
точно короткие, так как два водя¬
ных и один масляный насос рас¬
положены на дизеле со стороны
шахт холодильника. С этой же стороны находится гидронасос си¬
стемы гидростатического привода вентиляторов холодильника. Бла¬
годаря применению такого привода проход в шахтах не загромож¬
ден. Вентиляторы, вращаемые гидродвигателями №20, — аксиально¬
поршневого типа, их номинальное число оборотов 1100 в минуту.
Весовая скорость воздуха в секциях равна 10 кг/м2 сек. Давление-
масла в системе гидропривода не превышает 100 кГ/см2.
Конструкцией шахты холодильника предусмотрена возмож¬
ность замены масляных секций водяными при охлаждении масла
в водо-масляном трубчатом теплообменнике, что и было осуществлено,
на тепловозах с № 0009 (см. фиг. 8); по фронту шахтного холодиль¬
ника установлено по 24 секции с каждой стороны. Жалюзи, располо¬
женные впереди секций, имеют автоматический электропневматиче-
ский привод.
При применении в системе охлаждения водо-масляного тепло¬
обменника, последний должен располагаться таким образом, чтобы
соединительные трубопроводы были минимальной длины. С этой
целью наиболее целесообразно размещать теплообменник непосред-
”	223
Фиг. 138. Охлаждающее устройство
трансъевропейского экспресса (ТЕЕ^
серии УТ11 мощностью 1000 л. с.

ственно на дизеле. Если конструкцией дизеля не определено место
для установки водо-масляного теплообменника, то последний можно
ставить либо в горизонтальном, либо в вертикальном положении
в непосредственной близости от дизеля.
Следует указать, что положение теплообменника (вертикальное
или горизонтальное) не влияет на его работу, а определяется местом
установки. Так, например, на всех американских тепловозах Алко
теплообменник устанавливается в вертикальном положении вблизи
от вертикального привода вентилятора. Этим экономится место
на тепловозе и создается удобство в обслуживании теплообменника.
На многих тепловозах европейских железных дорог водо-масляные
теплообменники размещают горизонтально.
Для охлаждения наддувочного воздуха в воздушно-водяном
холодильнике дизеля Д45 потребовалось устройство для охлаждения
воды. Это устройство блочной конструкции размещается в проеме
крыши тепловоза над дизелем (см. фиг. 120).
Блок для охлаждения наддувочного воздуха имеет самостоятель¬
ную систему циркуляции, обслуживаемую центробежным насосом
двигателя производительностью 100 мд!ч. Благодаря этому система
охлаждения наддувочного воздуха может быть выключена на опре¬
деленное время года, когда температура наружного воздуха ниже
+5° С. Охлаждающее устройство не загромождает проходов на тепло¬
возе и не мешает обслуживанию и ремонту двигателя (выемке цилин¬
дровых втулок, снятию топливной аппаратуры и производству
других работ).
Конструкция охлаждающего устройства тепловоза ТГ102 опре¬
деляется конструкцией тепловоза в целом. Тепловоз ТГ102 с гидра¬
влической передачей имеет мощность 4000 л. с. в двух секциях.
Общая компоновка каждой секции тепловоза мощностью 2000 л. с.
характеризуется двумя одинаковыми силовыми установками, состоя¬
щими из двигателя и гидропередачи, центральным расположением
холодильников и сплошными боковыми проходами вдоль стенок
кузова с обеих сторон (фиг. 140). В секции устанавливаются два
четырехтактных двенадцатицилиндровых У-образных дизеля М756
с газотурбинным; наддувом. Дизель развивает номинальную мощ¬
ность 1000 л. с. при скорости вращения коленчатого вала 1500 об!мин.
Расход топлива дизелем равен 165 г/э. л. с.-ч.
Каждая силовая установка имеет свое охлаждающее устройство.
Секции холодильника установлены вертикально в шахте, располо¬
женной в потолочной части кузова. В шахте, обслуживающей один
двигатель, имеются 22 секции охлаждения воды, 10 секций охлажде¬
ния масла гидропередачи и 4 секции охлаждения масла двигателя.
Таким образом; по фронту холодильник имеет 18 секций. Водяные
секции аналогичны секциям тепловоза ТЭЗ, укороченной длины
(525 мм), масляные — с турбулизацией потока, такой же длины.
В шахте холодильника установлен один вентилятор типа ЦАРИ
УК-2 с колесом; диаметром 1100 мм\ скорость его вращения
1645 об/мин. Привод вентиляторов — механический, при помощи
15 Малинов 1068	2	25

карданного вала от коробки передач. Мощность, потребляемая каж¬
дым вентилятором, 30 л. с.
Во время работы опытных тепловозов было установлено, что
даже при сравнительно низкой температуре наружного воздуха
(около нуля) температура масла в системе охлаждения двигателя
чрезмерно высока. Поскольку холодильник имеет большой фронт
(2800 мм), а вентиляторное колесо — сравнительно малый диаметр
(1100 мм), было сделано предположение, что пониженная теплорас-
Фиг. 140. Расположение холодильников на секции тепловоза ТГ102:
1 — дизель М756; 2 — глушитель; 3 — воздухоочиститель; 4 — холодильник.
сеивающая способность холодильника масла дизеля обусловлена
невыгодным расположением его секций, находящихся в зоне пони¬
женных скоростей воздушного потока.
Экспериментальная проверка, проведенная ВНИТИ на тепло¬
возе ТГ102-001, подтвердила это предположение. Средние значения
скоростей воздуха в секциях, подсчитанные по результатам испыта¬
ний, составляют: в холодильнике масла двигателя 6,9 кг/м2сек,
в холодильнике масла гидропередачи 7 кг/м2сек, в холодильнике
воды двигателя 7,65 кг/м2сек. Эти значения ниже расчетных, равных
10 кг/м2сек, и поэтому холодильник не обеспечивал необходимой
температуры в системе охлаждения при высокой температуре наруж¬
ного воздуха.
В качестве меры, улучшающей работу холодильника, было пред¬
ложено в каждой шахте устанавливать по два вентилятора.
У двигателя М756, установленного на тепловозе, температура
выходящего масла и воды допускается не выше 100° С. Это сказы-
226

вается весьма благоприятно на размерах охлаждающего устройства.
Однако механический привод вентиляторов холодильника, не имею¬
щий регулирования числа оборотов в зависимости от температурного
режима, не позволяет полностью использовать экономические преиму¬
щества высокотемпературного режима работы системы охлаждения.
Поэтому целесообразно наряду с постановкой второго вентилятора
в шахте холодильника осуществить регулирование числа оборотов
вентиляторных колес.
Тепловозы Электромотив	(,Цженерал	Моторе) мощностью
1900 л. с., имеющие широкое применение на дорогах США, Бельгииа
Швеции, Норвегии, Австралии и дру¬
гих стран, оборудованы холодильниками
блочного типа, расположенными в съем¬
ной части крыши тепловоза над дизе¬
лем. На тепловозе установлен двухтакт¬
ный У-образный 16-цилиндровый дизель
марки 567-С. Скорость вращения колен¬
чатого вала дизеля 835 об/мин.
Компоновка оборудования теплово¬
зов данного типа показана на фиг. 141.
В блоке холодильника водяные секции
расположены над дизелем с небольшим
наклоном к горизонтальной плоскости.
Через боковые жалюзи воздух просасы¬
вается четырьмя вентиляторами и, отняв
тепло от секций, выбрасывается квер¬
ху. Вентиляторы вращаются асинхрон¬
ными электродвигателями, регулируе¬
мыми по числу оборотов в зависимости
от температурного режима дизеля.
Компоновка блока холодильников
выбрана не по соображениям удобства
его обслуживания, а из-за отсутствия на тепловозе дру¬
гого места. В результате этого обслуживание и ремонт дизеля затруд¬
нены. Если, например, потребуется сменить цилиндровые втулки,
то это можно сделать только после снятия блока холодильников.
Монтаж и демонтаж секций на тепловозе также связан с трудно¬
стями, не говоря уже об осмотре электродвигателей, который практ
тически невозможен.
Включение и выключение вентиляторов производятся при помощи
термостатов в зависимости от температуры охлаждающей воды. Нор¬
мальная температура охлаждающей воды принята равной 71—82° С.
Имеется специальный термостат для защиты дизеля от перегрева.
Он включает цепь для зажигания сигнальной лампочки и звукового
сигнала при достижении температуры воды 90° С.
Схема водяной и масляной систем двигателя Дженерал Моторе
567С представлена на фиг. 142. Здесь же показаны водяные секции
и расположенные над ними вентиляторы. Особенностью систем
15*	1068	227
Фиг. 141. Компоновка обопуло-

228

является применение водо-масляного теплообменника. В настоящее
время почти все американские тепловозы имеют такую систему
охлаждения масла.
Как видно из приведенной схемы, весь блок охлаждения, тепло¬
обменник, водяной бачок, насосы и трубопроводы размещены очень
компактно (близко к дизелю). Это обеспечивает значительную эконо¬
мию веса вспомогательных устройств.
§ 15. СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ СХЕМ ОХЛАЖДАЮЩИХ УСТРОЙСТВ
Как уже было сказано выше, схемы охлаждающих устройств
тепловозов отличаются большим разнообразием как по способу рас¬
положения, так и по принципу охлаждения.
По способу расположения секций в камерах охлаждающих уст¬
ройств различаются камеры с двухрядным и однорядным располо¬
жением. На отечественных тепловозах распространены оба способа.
Так, например, секции тепловоза ТЭЗ расположены в два ряда,
причем в первом (по потоку воздуха) ряду размещены масло-воздуш-
ные, а во втором ряду —; водо-воздушные и небольшая часть масло¬
воздушных секций. На тепловозе ТЭ50 охлаждающее устройство
также двухрядное, но не имеет масло-воздушных секций; в водо¬
воздушных секциях первого ряда охлаждается вода, служащая для
охлаждения масла в водо-масляном теплообменнике и наддувочного
воздуха в пластинчатом теплообменнике двигателя. В секциях вто¬
рого ряда охлаждается вода, служащая для охлаждения двигателя.
На новых тепловозах ТЭП60, ТГ102, ТГП50 и ТГ106 воздушные
секции располагаются в один ряд. На заграничных тепловозах рас¬
положение секций также однорядное.
Какую из компоновок следует считать более выгодной? Для
решения этого вопроса в первую очередь определим, как меняется
теплосъем секций при их расположении в первом или во втором ряду.
Для этого проанализируем работу секций на примере холодильника
тепловоза ТЭЗ.
В масло-воздушных секциях первого ряда обеспечивается мак¬
симальный температурный напор, так как температура входящего
воздуха минимальная. В водо- и масло-воздушных секциях второго
ряда температура входящего воздуха выше на величину температур¬
ного перепада в первом ряду, в связи с чем температурные напоры
в секциях второго ряда ниже и соответственно меньше и теплосъем.
Если принять тепловыделение в масло тепловоза ТЭЗ <2 = 360 X
X 103 ккал/ч, расход воздуха Увз ==- 35 мУсек, температуру воздуха
1'вз == 40° С и среднюю теплоемкость воздуха сРвз ■ = 0,24 ккал/кг °С,
то температура воздуха за секциями первого ряда (на входе во второй
ряд) будет равна
/' — / _1	~40 ]	0,9-360-103	—	49 5° с
гвз 1вз У гтувзувзсрвз и V 3600-35-1,13-0,24 “
229

Множитель 0,9 учитывает теплосъем масло-воздушных секций,
расположенных в первом ряду; удельный вес воздуха (плотность) при
атмосферном давлении и температуре +40°Сувз == 1,13 кг/м3.
Снижение теплосъема водо-воздушных секций, связанное с повы¬
шением температуры воздуха на 9,5° С, определится следующим
образом. Теплосъем, определенный для среднеарифметического тем¬
пературного напора:
I
(2 = •	  -Г-вз	:— ккал/ч}
I	I
Таг~{~ твз + 2г7
где ]Ув, ]Увз — водяные эквиваленты соответственно воды и воздуха
в ккал/ч °С;
К — коэффициент теплопередачи в ккал/м2ч °С;
Р — поверхность охлаждения в м?.
Полагая, что знаменатель приведенного выражения не меняется
при изменении температуры воздуха, получим
@1	*в\—*вэ\ ттггтг п *в1 — *вз1 п
-ту- = -7	-7“ ИЛИ = 7	-7- <Э2-
в2 “ вз2	в2	вз2
Если
то
*'е\ — из\ - 90 — 40 = 50° С;
4 - *вз2 - 90 - 49,5 - 40,5° С,
Следовательно, за счет установки водо-воздушных секций во вто¬
ром ряду теплосъем их снижается в 1,235 раза. Примерно на столько
же снижается теплосъем секции второго ряда у тепловоза ТЭ50.
При расположении водо-или масло-воздушных секций высокой
эффективности в два ряда снижение теплосъема второго ряда будет
более значительным, так как нагревание воздуха в первом ряду
будет выше.
Из проведенного анализа следует, что двухрядное расположение
секций нежелательно с точки зрения экономического их использо¬
вания, а для различных секций еще и с точки зрения трудности
осуществления раздельного регулирования температуры охлаждаю¬
щих жидкостй. Однако однорядное расположение секций требует
некоторого увеличения фронтальной площади холодильника, уста¬
новки дополнительных вентиляторов, что может привести к необхо¬
димости увеличения базы тепловоза и веса рамы-кузова. Поэтому
выбору расположения секций в охлаждающем устройстве тепловоза
должны предшествовать расчеты, учитывающие все эти обстоятель¬
ства.
230

Для создания высокоэкономичных охлаждающих устройств для
тепловозов различных мощностей и рода службы в распоряжении
конструктора должны быть секции различной глубины.
По способу охлаждения различаются системы охлаждения
с использованием промежуточных теплоносителей и системы с непо¬
средственным охлаждением. Системы с промежуточным теплоноси¬
телем, как указывалось ранее, применяются для охлаждения масла
двигателя, масла передачи и наддувочного воздуха двигателя.
На отечественных тепловозах др последнего времени применялись
только системы с непосредственным охлаждением масла в воздушных
секциях. Однако с ростом мощности тепловозов и применением на них
высокофорсированных двигателей с охлаждаемыми поршнями при¬
менение для охлаждения масла низкоэффективных масло-воздушных
секций с коэффициентом теплопередачи К = 20-^23 ккал/м2 ч °С
при весовой скорости воздуха ивз = 9-М1 кг/м2 ч и скорости масла.
■им — 0,2^0,3 м/сек приводило к значительным габаритам холодиль¬
ников. Так, например, если на тепловозе ТЭ2 мощностью 1000 л. с.
таких секций установлено 6 шт., то на тепловозе ТЭЗ мощностью
2000 л. с. их 36 шт.
В связи с этим были проведены работы по созданию более эффек¬
тивных систем охлаждения масла, в результате которых появились
система охлаждения масла водой в трубчатом теплообменнике, раз¬
работанная Коломенским тепловозостроительным заводом, и система
с непосредственным охлаждением масла воздухом в новых плоско¬
трубчатых ребристых секциях с турбулизацией потока масла ВНИТИ.
Система охлаждения масла водой имеет несколько разновидно-
ст ей;
а)	для охлаждения масла используется отдельный контур охла¬
ждающей воды (тепловозы ТГП50 Коломенского и ТГ-106 Луганского
тепловозостроительных заводов);
б)	вода, служащая для охлаждения масла, используется и для
охлаждения наддувочного воздуха в теплообменнике двигателя
(тепловозы ТЭ50, ТЭП60);
в)	для охлаждения масла используется охлаждающая вода дви¬
гателя— одноконтурная система (тепловозы У-200, ЧМЭ2, АМГ-5
и др.).
В системах с промежуточным теплоносителем, помимо правиль¬
ного выбора скоростей теплоносителей для каждого теплообмен¬
ного аппарата, исключительно важно правильно распределить тем¬
пературные напоры между ними. Это условие, однако, не относится
к одноконтурной системе, в которой охлаждающая вода, поступаю¬
щая в двигатель, должна иметь вполне определенную температуру.
Поэтому в последней системе параметры водо-масляного теплообмен¬
ника определяются для заданных температуры и расхода охлаждаю¬
щей воды.
Анализ влияния распределения температурного напора между
двумя теплообменниками (водо-масляным и водо-воздушным), выпол¬
ненный инж. Я- А. Резником [13], позволил установить, что даже
231

незначительные отклонения от оптимальных соотношений темпера¬
турных напоров резко ухудшают показатели системы охлаждения
с промежуточным теплоносителем и могут привести к большому пе¬
рерасходу металла и мощности. Анализ тепловозной системы охлаж¬
дения масла показал, что ошибка в определении температурного
напора водо-воздушного холодильника на 10° С приводит к уве¬
личению мощности или веса почти вдвое по сравнению с мини¬
мальными.
Правильный выбор температуры промежуточного теплоносителя
может быть выполнен путем вариантных расчетов с построением гра¬
фиков зависимости расхода мощности на охлаждающее устройство
и веса от температуры промежуточного теплоносителя. Однако ввиду
значительного различия весов воздушных холодильников и водо-мас-
ляных теплообменников и расхода мощности на них необходимо
учитывать возможность компоновки.
Сравнительный анализ системы охлаждения масла водой в труб¬
чатом теплообменнике с системой охлаждения масла непосредственно
воздухом в масло-воздушных секциях представляет отдельную
задачу.
Сравнение указанных систем можно производить по эксплу¬
атационным, весовым, габаритным и энергетическим показателям.
К таким показателям относятся:
а)	Эксплуатационная надежность системы охлаждения.
б)	Фронтальная площадь воздушного холодильника. .Выбор
этого показателя основан на том, что он определяет габариты холо¬
дильника, влияющие на компоновку и размеры всего тепловоза.
От размеров фронтальной поверхности зависит также вес рамы-
кузова, приходящийся на охлаждающее устройство. Размещение
водо-масляного теплообменника, меньшего по своим размерам в не¬
сколько раз, чем воздушный холодильник, не влияет существенным
образом на размещение оборудования в тепловозе и не определяет
его размеров, так как этот теплообменник может быть размещен
между другим оборудованием тепловоза.
в)	Мощность привода вентиляторов и насосов.
г)	Вес теплообменных аппаратов системы охлаждения.
В приближенных сравнительных расчетах систем охлаждения
масла вместо суммарной мощности привода вентиляторов и насосов
может учитываться только мощность привода вентиляторов, так как
она обычно в несколько раз больше мощности привода насосов и,
кроме того, определяет конструкцию самого привода вентиляторов.
Привод же насосов не является определяющим фактором при рас¬
смотрении различных систем охлаждения, так как насос органически
связан с двигателем и некоторые изменения мощности не вызывают
конструктивных трудностей. Однако если применение системы
с водяным охлаждением масла вызывает необходимость установки
дополнительного насоса, то этот фактор следует учитывать.
232

§ 16. МЕТОДИКА ТЕПЛОВОГО И АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТОВ
ОХЛАЖДАЮЩЕГО УСТРОЙСТВА
Определение количества секций. Основной вопрос при проектиро¬
вании нового холодильника — определение необходимого количе¬
ства охлаждающих секций — часто решается предварительными
многочисленными просчетами или, иными словами, подбором нуж¬
ного количества охлаждающих секций с многократным повторением
всего расчета.	■
Этот вопрос может быть более просто и быстро решен при исполь¬
зовании зависимости, полученной решением основных уравнений
теплового баланса:
где I' и 1'ж — температура воздуха и охлаждаемой жидкости при
входе в холодильник;
№вз — соответственно водяные эквиваленты поверхности
со стороны воздуха, охлаждаемой жидкости и воз-
Решение проводится методом последовательного приближения.
При этом обычно двух приближений бывает достаточно для решения
с точностью до одного охлаждающего элемента.
Выбор рациональных режимов течения теплоносителей. Верхний
предел по скоростям течения теплоносителей в секциях обычно лими-
тируетя допускаемым гидравлическим сопротивлением. Кроме того,
при выборе рациональных скоростей, как указывалось выше, необ¬
ходимо производить дополнительный экономический расчет с учетом
капитальных затрат и эксплуатационных расходов, связанных с изго¬
товлением и эксплуатацией холодильника. При этом следует помнить,
что экономический расчет надо повторять в связи с изменением соста¬
вляющих капитальных затрат при изготовлении холодильников
и эксплуатационных расходов.
Учитывая сказанное выше, в настоящее время в тепловозных сек¬
циях холодильников скорость масла в трубках не следует принимать
ниже 0,2 м/сек. Она должна быть максимально допустимой с точки
зрения допустимого гидравлического сопротивления системы.
В водо-воздушных секциях скорость воды в трубках не должна
быть ниже 0,6 м/сек. До настоящего времени обычно скорости воды
принимались в диапазоне 0,6—0,9 м/сек. В последнее время в связи
с увеличением эффективности секций скорость воды при параллель¬
ной их работе увеличена до 1,5—2,0 м/сек. При этом обязательно учи¬
тываются гидравлические потери в системе и их влияние на характе¬
ристику водяного насоса.
духа.
233

Поскольку тепловая эффективность секции данной конструкции
полностью определяется комплексом /СО, при ее нахождении следует
анализировать характер изменения этого комплекса.
Из фиг. 143 и 144 на примере масло-воздушной секции видно,
что если с увеличением скорости теплоносителя коэффициент тепло¬
передачи монотонно возрастает, то кривая зависимости температур¬
ного напора имеет перегиб, что, очевидно, и может определить мини¬
мально допустимое приемлемое значение скорости течения тепло-
носителя.
В существующих охлаждающих устройствах тепловозов при номи¬
нальном режиме работы скорость воздуха в узком сечении секций
•д°С;Ктл/мгч°С
55
45
35
25
/5
——
/
(

/4% кг/мгсек
Фиг. 143. Зависимость коэффициента теп¬
лопередачи и температурного напора
масло-воздушной секции с турбулизатора-
ми от весовой скорости воздуха ^==85° С;
хг — 40° С; юм — 0,25 м/сек).
0
0,2
01
0,6ум -м/сек
Фиг. 144. Зависимость коэффициента
теплопередачи и среднего температур¬
ного напора масло-воздушной секции
с турбулизаторами от скорости масла
в трубках [1'м — 85° С; '= 40° С;
ив — 10 кг/м2 сек).
находится в пределах 8—14 кг/м2 сек. Расчетной температурой
окружающего воздуха при этом принято считать+40° С, В связи
с тем, что такая температура в пределах нашей страны бывает только
на крайнем юге и притом кратковременно, для сокращения расхода
цветных металлов в холодильниках и их габаритов скорость проте¬
кания потока воздуха в секциях принимают более высокой —12—
15 кг/м2 сек при расчетной температуре окружающего воздуха +40° С
или, что то же самое, проводят расчет на температуру окружающей
среды 30—35° С при обычном режиме течения воздуха 9—10 кг/м2 сек.
Для работы тепловоза при температуре воздуха выше 30—35° С
в этом случае необходимо предусмотреть возможность повышения
числа оборотов вентилятора холодильника.
Расчет вновь проектируемого холодильника. Принимая во вни¬
мание, что основные моменты расчета и требуемые характеристики
охлаждающих элементов рассмотрены, приведем краткий порядок
теплотехнического расчета холодильника.
Для проведения расчета необходимы следующие исходные данные:
а)	количество тепла (2, выделяемое двигателем;
234

I
б)	производительность насоса V, осуществляющего циркуляцию
теплоносителя;
в)	максимально допустимая температура 1'ж охлаждаемой жид-
кости при выходе из двигателя (при входе в холодильник);
г)	температура 1'вз окружающей среды; .
д)	специфические требования, предъявляемые к данному холо¬
дильнику (допускаемая ширина фронта, вес цветного металла, рас¬
положение в кузове и др.).
Расчет производят в следующем порядке.
1.	Выбирают рациональные режимы течения теплоносителей
в применяющихся охлаждающих секциях и ивз.
2.	По соответствующим аналитическим или графическим зависи¬
мостям для принятых значений скоростей теплоносителей находят
коэффициент теплопередачи рабочей поверхности К.
3.	Определяют количество секций холодильника, соответствующее
выбранной скорости течения охлаждаемой жидкости:
ЗШ'ож}ж
4.	Определяют количество секций 2, необходимое для обеспечения
допустимых температур рабочих жидкостей методом последователь¬
ного приближения с помощью зависимости (176).
В случае неравенства г' и г расчет повторяют, уточнив величину
скорости жидкости. При достижении соответствующего приближения
полученное дробное значение числа секций г обычно округляют
в желаемую сторону.
5.	Определяют ожидаемое значение температуры охлаждаемой:
жидкости при входе в холодильник (выходе из двигателя):
1ж — 1вз + Ф "1	2~ (&Ж + &вз)>
где— средний температурный напор;
Ыж = —2	перепад температуры жидкости;
И/
—	тГ-	перепад температуры воздуха.
И/ вЗ?
Полученная температура 1Ж не должна превышать максимальна
допустимую температуру.
Аэродинамический расчет холодильника. Цель расчета — выбор
типа вентилятора и режимов его работы.
Рассмотрим основные составляющие потерь воздушного тракта
холодильника.
1.	Сопротивление жалюзи и сеток при входе в шахту холодиль¬
ника и выходе из нее
А К-Ъж^гЪкГ1м\	(177)
235

где %ж — коэффициент сопротивления полностью открытых жалюзи;
Vж — скорость потока воздуха в узком сечении жалюзи
в м/сек.
2.	Сопротивление охлаждающих элементов определяют по соот¬
ветствующим аналитическим или графическим зависимостям.
3.	Потери от сужений, расширений и поворотов в камере шахты
холодильника оцениваются обычно в зависимости от типа шахты.
В общем виде эти потери выражаются зависимостью
Ы1ш = 1к^У,кПм\	.(178)
где ^—коэффициент сопротивления камеры шахты, равный
1,8—2,8;
V	— скорость в сечении, ометаемом лопастями вентилятора
в м/сек.
4.	Динамические потери воздушного потока за вентилятором,
•если они не учитываются коэффициентом сопротивления жалюзи,
подсчитываются по формуле
Мш -Ьых-%- V. 'кГ/м\	(179)
С/
где ювых = ~30О06^	скорость воздуха в сечении, ометаемом лопа¬
стями вентилятора в м/сек\
Р —сечение для прохода воздуха вентилятора в м2;
У2 — удельный вес (плотность) воздуха, выходящего из шахты,
в кг/м6.
Как показывает практика расчета охлаждающих устройств тепло¬
возов, удобно оценивать потери воздушного канала в долях от
среднего сопротивления охлаждающих элементов АНс. При этом
часто составляющие потери выражаются, например, так:
= (0,1 -4-0,15) Мгс кГ/м2\
АЬШ - (1,7-2,8) Л/г, кГ/м2.
Общие потери аэродинамического тракта могут быть представлены
как сумма элементарных потерь:
Нспг =	кГ/м2.	•	(180)
1=1
Весовой расход воздуха определяется по формуле
ввз = 3600 (ивз1взг) кг/ч,	(181)
(=1
а объемный расход
Уе3 = ~м^1ч,	(182)
236

где *у2 — выбирается по средней температуре воздушного потока
за охлаждающими секциями;
1=п
2 (ФПп
С =		 °С-	(183)
(ц№)в3
1
Выбор типа и размеров вентиляторного колеса по полученным
данным производится по методике, приведенной в гл. III.
Поверочный расчет. Конечная цель поверочного расчета —
определение тепловой эффективности данного холодильника.
Исходные данные:
а)	конструкция охлаждающего устройства, т. е. его вид, число
охлаждающих секций г и их расположение;
б)	тепловыделения двигателя ф;
в)	тип вентилятора:
г)	расход охлаждаемой жидкости Ож\
д)	температура окружающей среды хг.
В этом расчете в качестве необходимого условия следует знать
одну из величин: расход воздуха, сопротивление шахты или мощность,
затрачиваемую на привод вентилятора.
Проще всего можно определить сопротивление шахты обычным
измерением разряжения перед вентилятором и за ним.
Расчет производят в определенной последовательности.
1.	По характеристике вентилятора данного типа определяют рас¬
ход воздуха 6вз, суммарные аэродинамические потери Н и мощность
Мвз, затрачиваемую на просасывание воздушного потока.
2.	Определяют скорость воздуха в узком сечении секций:
кг!м2 сек.
}взг-3600
Если применяются секции с различным аэродинамическим сопро¬
тивлением, о распределении скоростей в секциях шахты холодиль¬
ника судят, исходя из условия равенства аэродинамического сопро¬
тивления за секциями с учетом влияния на это распределение шахты
холодильника.
3.	Определяют скорость жидкости в секциях:
О*
}жг • 3600
= г	ос'птг м/сек.
4.	По скорости жидкости
ствующей графической или аналитической зависимости находят
коэффициент теплопередачи К.
237

5.	Находят перепады температур теплоносителей
А/	Ф	°г.
“ ууж
д/ __ Ф °г
63
и температурный напор
Л — ^ °г
6.	Определяют ожидаемую температуру охлаждаемой жидкости:
4=# + йэ+4-	+8и °с■
7.	Проводят сравнение полученной температуры с допустимым
значением ее для данного двигателя.
Пример расчета холодильника
Тепловой расчет холодильника
Исходные данные:
а)	количество тепла, отводимого в холодильнике:
от воды == 500 ООО ккал/ч;
от масла <2Ж = 86 ООО ккал/ч;
б)	производительность насосов:
водяного Ув = 50 м6/ч\
масляного V м = 26 ж3Лг;
в)	максимально допустимые температуры воды и масла при входе
в холодильник:
воды 1в — 90° С,
масла 1М = 85° С;
г)	температура окружающей среды 1вз = 40° С;
д)	для охлаждения используются типовые секции: в холодиль¬
нике воды — с трубками рабочей длиной 1206 мм, в холодильнике
масла — с турбулизацией потока;
е)	секции холодильников воды и масла располагаются в общей
шахте.
Расчет холодильника воды
1.	Скорость воды в секции принимаем = 0,85 м/сек, весовая
скорость воздуха ивз — 12,5 кг/м2 сек.
2.	По фиг. 34 для принятых значений скоростей ув и ивз находим
коэффициент теплопередачи /С = 72 ккал/м2 ч °С.
3.	Определяем количество секций холодильника воды, соответ¬
ствующее принятой скорости течения воды:
V	50
2	3600-0,85-0,00132
238
■ = 12,4 шт.

4.	Количество секций г, необходимых для обеспечения темпера¬
туры воды при входе в холодильник — 90° при температуре наруж¬
ного воздуха	40° С, определим методом последовательного
приближения.
Первое приближение:
г -	•<?	(	1	[	1	I	1	\
1	V	КР	^	2-3600	(а[ус„)ж	1
2-3600 (у{уср)ж	2-3600	(и]ср)и3
0	000 / 1 1
— 40 V 72-21 + 2-3600-0,85-970-1,0-0,0132 +
2-3600-12,5-0,24-0,1361
1	11,29 шт.
Второе приближение:
V	50
3600г[ж	3600-11,29-0,00132
= 0,932 м/сек.
Для ув — 0,932 м/сек и ивз = 12,5 кг/м2 сек по фиг. 34 найдем
коэффициент теплопередачи К = 75 ккал/м2 ч°С и по формуле (176)
подсчитаем количество секций:
_ 500 000 /Г	1
2а— 90—40 \ 75-21 ^ 2-3600-0,932-1,0-0,9/0-0,00132
+ 2-3600-12,5-0,24-0,1361 ) = 10,93 ШТ'
Принимаем количество секций г — 12, при этом ьв = 0,875 м/сек
и К — 73 ккал/м2 ч°С.
5.	Для полученного числа секций 2—12 шт. проверим темпе¬
ратуру воды при выходе из двигателя по формулам:
й =	^	+	й43);
8^ 		^			500 000		 ,
6 “ УжУжСРж ~ 50-970-1,0 _ 1и’° Г*
Л/ _	<?	500	000	„„ог.
вз	3600ивз}езСрвз	3600-12,5-0,1361-0,24-12	’	’
(а		^	_	500 000	р
: КРг ~ 73-21-12 ~	’	’
(в = 40 + 27,2 + 4“ (10>3 + 28>3) = 86-5° С-
Расчет холодильника масла. Холодильник масла и холодильник
воды рассчитываются аналогично.
1.	Скорость воздуха в секциях холодильника масла определяется
из условия равенства аэродинамического сопротивления секций
639

холодильника воды и масла. При весовой скорости воздуха в сек¬
циях холодильника воды ивз — 12,5 кг/’м2 сек сопротивление секций
составляет 43 мм вод. ст. (см. фиг. 34). Такое же сопротивление
секции холодильника масла будут иметь при скорости воздуха
ивз == 10,5 кг/м2 сек (см. фиг. 58).
2.	Скорость масла в секциях задается Vм — 0,3 м/сек.
3.	Коэффициент теплопередачи согласно фиг. 56 составляет
К — 53 ккал/м2ч °С.
4.	Количество секций холодильника масла, соответствующее
выбранной скорости ^ — 0,3 м/сек;
		26	_ у |/>.
2	“ 3600.0,00336.0,3	> ШТ-
5.	Количество секций с учетом расчетных значений температур:
86 000 / 1 1
ог ^ \ 53-8,66 + %-3600.0,3-8/0-0,48-0,00336 +
= 6,96 щт.
85—40
1
1	2	•	3600	• 10,5 • 0,24- • 0,04884
Полученное значение близко к значению г'. Поэтому дальнейших
приближений не делается. Из условия компоновки холодильника
и создания необходимого запаса по охлаждению количество секций
холодильника масла г принимается равным 8 шт. При этом скорость
масла в трубках ъм = 0,269 м/сек и К = 52,5 ккал/ч °С.
6.	Для г = 8 шт. проверяется температура при входе в холо¬
дильник по формуле
1М — 1вз + ^ + ~2	№'м
А/ __	®6	000	__	7	ООО	П.	X/	__ 		8(3	000	 __ г>д оо р .
м	26-870-0,48.	’	’	1,63	3600-10,5-0,04884-0,29	’	>
= 40	+ 23,6 + 4- (7,93 + 24,2) = 79,67° С.
,7. Гидравлическое сопротивление секций холодильника масла
при средней температуре масла
4Р = С—т = 79’67 - т:‘7’93 = 75’71°с
составляет (см. фиг. 53) Ар = 500 мм рт. ст. = 0,66 кг/см2.
8.	Расход	воздуха через холодильники воды и масла:
в	= Ов +	Ом =	3600-12,5-0,1361-12 + 3600 -10,5-0,04884 X
Х8 = 88 300 кг/ч;
240

температура воздуха за секциями:
водяными
4	= 4 +	=	40	+	28,3	—	68°,3 С;
масляными
4 = Кэ +	=	40 + 24>2 = 64°>2 с-
Средняя температура воздуха в шахте
тв2Ов+^$Ом 68,3-73 500+ 64,2-14 800	С70,„
ЧР 		О	 = *	88^300	Г = 6/ ’5 С'
Плотность воздуха в шахте:
РшТн _ л |00 1
РнТш	10	333-340,5
п — 0 РшТн- —- о 122 10273,293 . — о 1042 кг-шс2/ж4
Яш — Ян п..т... ~~	таяя.ядо.я “	кг сек /м ,
где Тн и ^н — соответственно давление, абсолютная темпера¬
тура и плотность наружного воздуха;
рш = рн — Нсш — давление воздуха в шахте.
Потери статического напора:
Нст = йшААс - 2,0-43 - 86 /сГ/ж2.
Секундный объемный расход воздуха:
у __ с(Эвз _ 1,05-88300 _ 05 о /свк.
Увз Г ЗбООуш “ 3600-1,022 ~	’ /СвК’
с = 1,05 — коэффициент запаса, учитывающий подсос воздуха
в шахту холодильника.
О целесообразности использования некоторых графических зави¬
симостей при расчетах охлаждающих устройств локомотивов. Значи¬
тельные габариты охлаждающих устройств локомотивов и затраты
в них цветных металлов требуют проведения глубокого анализа
по подбору необходимых охлаждающих секций, рациональных режи¬
мов	течения	в них теплоносителей и компоновке йх в	шахте	холо¬
дильника.	В	этих условиях наличие надежной и в то же время	удоб¬
ной для пользования методики расчета охлаждающего устройства
является одним из основных требований.
Приведенная выше методика расчета холодильника имеет ряд.
недостатков. Обычно расчет включает в себя предварительный анализ
по определению оптимальной компоновки холодильника с учетом
индивидуальных требований и заключительный поверочный расчет
выбранной схемы охлаждения. Чем глубже проводится анализ работы
системы охлаждения, включающий в себя варьирование допустимыми
температурами жидкостей в системах охлаждения, температурой
окружающего воздуха, конструкцией применяемых охлаждающих
секций, схемой расположения этих секций, принципом осуществле¬
ния отвода тепла, выделяемого двигателем, и т. д., тем более трудо¬
емки подобные расчеты.
16 Малинов 1068	241

Основной вопрос расчета — определение необходимого количе¬
ства охлаждающих секций, как было показано выше, однозначно
по какой-либо зависимости не решается. Вместе с тем применение
именно такой зависимости дало бы соответствующие удобства при
анализе.
Практика проведения аналогичных расчетов показывает, что
в таких случаях целесообразно применять некоторые графические
зависимости, которые позволяют резко упростить расчет и ускорить
его проведение. Основными из таких зависимостей следует считать:
'С = /г («*»*)
34
С = /« (“«»*)■
При наличии экспериментальных данных по коэффициенту тепло¬
передачи и аэродинамическому сопротивлению эти зависимости
:могут быть легко построены для теплообменника любого типа.
Температура охлаждаемой жидкости при входе в холодильник
^при выходе из двигателя) определяется для данного ряда значений
ивз и Vж (причем уж обычно используется в качестве параметра)
по формуле
4 = # + С + 4"
я температура воздуха при выходе из секций — по зависимости
=		—3	.
1вз 1-вз ЪШивз!взсРвз
где 0. — 3600 №усрА1)ж— теплорассеивающая способность охла¬
ждающей секции в ккал/ч.
При этом построение этих зависимостей проводится для выбран¬
ного значения перепада температуры охлаждаемой жидкости Ыж —
—	сопз!.
Использование данных графических зависимостей может быть
применено при расчете холодильника для любых значений величин
-Ыж и любых температур 1'вз после простейших пересчетов.

ГЛАВА VII
ЭКСПЛУАТАЦИЯ И РЕМОНТ ОХЛАЖДАЮЩЕГО УСТРОЙСТВА
§ 17. ОСОБЕННОСТИ ЭКСПЛУАТАЦИИ ОХЛАЖДАЮЩЕГО УСТРОЙСТВА
В ЗИМНИХ УСЛОВИЯХ
Условия эксплуатации тепловозов зимой существенно отражаются
на работе холодильника. При низких температурах окружающего
воздуха (начиная с нуля и ниже) все реже и реже приходится вклю¬
чать вентиляторы, открывать жалюзи и использовать секции для
охлаждения масла и воды двигателя.
Особенности эксплуатации холодильника в зимних условиях
лучше всего проследить на тепловозе ТЭЗ. При работе этого тепловоза
в суровых сибирских условиях, когда температура наружного воз¬
духа доходит до минус 50—53° С, наиболее слабым звеном оказался
холодильник, в масляных секциях которого часто появлялась течь.
После всестороннего изучения этого явления ЦНИИ МПС было
предложено провести ряд мероприятий, улучшающих работу охлаж¬
дающего устройства зимой. Для поддержания требуемой температуры
масла в системе охлаждения было рекомендовано искусственно повы¬
шать температуру охлаждающего воздуха перед фронтом холодиль¬
ника путем перемешивания холодного наружного воздуха с подогре¬
тым, нагнетаемым вентилятором (фиг. 145). Для этого в стенках
выпускного патрубка диффузора вырезается по два окна с каждой
стороны фронта холодильника. Размеры окна 110 X 550 мм., а об¬
щее сечение для прохода воздуха 0,242 ж2. Подогретый воздух нагне¬
тается вентилятором через окна в пространство за жалюзи с обеих
сторон, где перед поступлением в секции перемешивается с холод¬
ным воздухом.
По данным испытаний и расчетов установлено, что при циркуля¬
ции в системе вентилятора около 30—35% подогретого воздуха холод¬
ный воздух-подогревается перед фронтом секций от минус 20° С
до 0—5° С. Если постепенно прикрывать верхние жалюзи, то при
этом увеличиваются температура и количество подогреваемого воз¬
духа перед фронтом секции. При полном закрытии жалюзи почти
весь подогретый воздух возвращается в секции и обеспечивает их
интенсивный прогрев.
16*	'	243

Предложенное ЦНИИ МПС устройство оказалось достаточно
эффективным, и на всех вновь выпускаемых тепловозах ТЭЗ пред¬
полагается его установка.
Холодильник опытных пассажирских тепловозов ТЭП60 сущест¬
венным образом отличается от холодильника тепловоза ТЭЗ. Масля¬
ные и водяные секции размещены в разных шахтах (с тепловоза
№ 0009 секции для охлаждения воды масляного теплообменника
Фиг. 145. Схема перепуска подогретого воздуха к фронту
секций холодильника.
и воды дизеля также располагают в разных шахтах), поэтому режим
работы одних секций не сказывается непосредственно на работе дру¬
гих. Применение автоматического привода жалюзи, работающего
в зависимости от температурного режима двигателя, исключает
сложную процедуру регулирования температурного режима, осу¬
ществляемую на тепловозах ТЭЗ (а также на тепловозах ТЭ7 и ТЭ10).
Привод вентиляторов и жалюзи обеспечивает на тепловозе ТЭП60
температуру воды и масла двигателя в пределах 60—75° С зимой
и не более 85° С летом.
По достижении температуры наружного воздуха минус 5° С
и ниже жалюзи тепловоза должны быть закрыты чехлами. Если при
этом обнаружится интенсивный рост температуры воды и масла
и вентилятор будет непрерывно включаться, то необходимо открыть
чехлы на жалюзи в обеих шахтах с одной стороны. Степень открытия
244

чехлов устанавливается опытным путем в зависимости от конкретных
условий.
Для масляной шахты (тепловозы ТЭП60 № 0001—0008) откры¬
тие чехлов нужно производить равномерно, сверху и снизу одновре¬
менно. Вызвано это тем, что короткие масляные секции с турбулиза-
торами, устанавливаемые в два яруса, имеют посередине жалюзий-
ного проема коллектор и включены параллельно.
При появлении течи масляной секции рекомендуется ставить
прокладки с обоих ее концов. Это легко осуществимо, когда секции
расположены в один ряд и могут сниматься во внутрь тепловоза,
как это сделано на тепловозе ТЭП60. У тепловоза ТЭЗ для постановки
прокладки под верхний коллектор секции необходимо подняться
на крышу тепловоза, что в эксплуатационных условиях категори¬
чески запрещается. Поэтому при обнаружении течи масла на тепло¬
возе ТЭЗ следует быстро установить прокладки на трубопровод одной
стороны холодильника. Во избежание потерь масла из системы при
постановке прокладок масло из коллекторов нужно спустить.
Особенности работы привода вентиляторов холодильника отечест¬
венных тепловозов в осенне-зимних условиях состоят в следующем:
1.	Механический привод вентиляторов у тепловозов ТЭЗ, ТЭ7,
ТЭ10 и других аналогичной конструкции регулируется на минималь¬
ное число оборотов. Уже при температуре окружающего воздуха
ниже +10° С рукоятку гидромеханического редуктора нужно пере¬
вести в положение «Зимний режим».
2.	На тепловозе ТЭ50 с электрическим приводом вентиляторов
электродвигатели соединяют последовательно при помощи переключа¬
теля ПРВ. Число оборотов вентиляторов уменьшаетсядо ЮООвминуту.
3.	Системы гидростатического привода вентиляторов заполняют
соответствующим маслом. На тепловозе ТЭП60, например, в зимних
условиях нужно применять масло АУ ГОСТ 1642-50 или
АГМТУМНП 457-53.
В летних условиях, особенно в жаркую погоду при температуре
35—40° С, холодильник работает очень напряженно. Поэтому очень
важно, чтобы секции и внутри и снаружи были чистыми. Обнаружить
секции, трубки которых забиты, можно, проверяя их температуру
на ощупь при работающем вентиляторе. Секции, температура кото¬
рых резко отличается от других, снимают с тепловоза, проверяют
на специальном стенде на скорость протекания через них воды
и отправляют на ремонт.
В летних условиях необходимо чаще продувать секции холодиль¬
ника снаружи. Продувку шахты холодильника следует производить
с внутренней стороны, пользуясь шлангом с щелевым насадком.
§ 18. ОСМОТР И РЕМОНТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ ОХЛАЖДАЮЩЕГО УСТРОЙСТВА
Ремонт тепловозов в зависимости от совершенных ими пробегов
и их состояния подразделяется на текущий и заводской.
Текущий ремонт тепловозов подразделяется на профилактиче¬
ский, малый периодический, большой периодический и подъемочный.
1068 245

При текущем ремонте производятся следующие работы по узлам
и деталям охлаждающего устройства.
Профилактический ремонт (после пробега 3—4 тыс. км). Во время
профилактического ремонта проверяют, нет ли течи масла и цоды
в секциях и их соединениях, исправность привода жалюзи и плот¬
ность закрытия жалюзи. Осматривают уплотнения водо-масляного
теплообменника. Проверяют состояние масляного и водяных насосов.
Осматривают привод вентилятора (проверяют регулировку муфты
сцепления, состояния всех шлицевых и карданных соединений).
Устраняют утечки воды и масла в соединительных трубопроводах
холодильника, утечки масла из системы гидростатического привода
вентиляторов. Осматривают состояние гидронасосов и гидродвига¬
телей, а также вспомогательной аппаратуры в системе гидропривода
вентиляторов или состояние электродвигателей, если привод элек¬
трический.
Во время профилактического ремонта допускаются к дальнейшей
эксплуатации секции холодильника, имеющие «потение», но не течь
масла и воды.
Малый периодический ремонт (после пробега 22—25 тыс. км).
Кроме осмотра и ремонта в объеме, предусмотренном профилакти¬
ческим ремонтом, при этом виде ремонта производят промывку си¬
стемы охлаждения с предварительным сливом воды. Масло из системы
смазки и охлаждения двигателя и гидростатического привода сли¬
вают, если пробег тепловоза после предыдущей замены масла пре¬
вышает норму или масло бракуется лабораторным анализом.
Если на тепловозе установлен водо-масляный теплообменник, то
перед заменой воды и масла необходимо подвергнуть их анализу.
Особенно важно проверить, не попадает ли вода из системы охлажде¬
ния в масло через теплообменник. В случае проникновения воды
в масляную полость, что подтверждается анализом масла, произ¬
водят разборку, осмотр и после устранения обнаруженных дефектов
гидравлические испытания теплообменника.
Большой периодический ремонт (после пробега 85—100 тыс. км).
Во время этого ремонта снимают с тепловоза масляный и водяной
насосы. Очищают и ремонтируют секции холодильника и теплообмен¬
ник. Ремонтируют узлы привода вентилятора и сам вентилятор.
Гидронасосы и гидродвигатели привода вентилятора осматривают
и проверяют на стенде. Масло из системы гидропривода вентиляторов
обязательно заменяют.
Допускается промывка масляных секций или теплообменника
без снятия их с тепловоза от стационарной установки. В этом случае
наружные поверхности секций промывают горячей водой.
.При электрическом приводе • вентиляторов производят работы
по ревизии и освидетельствованию электродвигателей с последую¬
щими испытаниями.
Подъемочный (после пробега 170—200 тыс. км) и заводской ремонт
(после 500—600 тыс. км). Этими видами ремонта предусматриваются
разборка, осмотр и ремонт всех узлов охлаждающего устройства,
246

с последующими испытаниями. Негодные и износившиеся детали
заменяют новыми.
Ремонт секций холодильника. Масляные секции холодильника
всех тип^в подвергают очистке и ремонту при большом периодическом
и подъемочном ремонтах, а водяные—при подъемочном ремонте.
Водяные секции обычно очищают раствором, состоящим из 1 %
жидкого стекла, 1% кальцинированной соды, 0,1% хромпика
и 1 % мыла, остальное — вода. На 40—45 мин секцию погружают
в раствор, нагретый до 90—95° С. Иногда очистку осуществляют при
помощи 10—25%-ного раствора каустической соды.
Промывку масляных секций с турбулизацией потока рекомен¬
дуется производить водным раствором 4%-ного окисленного петро-
латума1 и 5%-ной каустической соды с последующей промывкой
горячей водой. При промывке необходимо соблюдать следующие усло¬
вия: скорость протекания раствора по трубам 1,3—1,6 м!сек\ темпе¬
ратура раствора не ниже 93° С; время промывки раствором 30 мин
в направлении потока; время промывки горячей водой 15—20 мин\
температура воды не ниже 80° С.
Если водяная секция очень сильно загрязнена, то для очистки ее
следует залить 50%-ным раствором соляной кислоты на 15—20 мин.
При этом один коллектор секции заглушают и секцию распола¬
гают наклонно. После слива кислоты секцию промывают 2%-ным
горячим раствором кальцинированной соды.
Очистку секций в депо и на ремонтных заводах производят в типо¬
вой установке (фиг. 146). Одновременно на этой установке промывают
шесть секций.
Водяной насос <5 засасывает раствор из бака 1 и нагнетает его
в секции 5. Когда секции внутри промыты, тем же насосом горячая
вода из бака 10 подается в распылитель 6 и секции моются снаружи.
При промывке секций раствор и горячая вода циркулируют в направ¬
лении, противоположном протеканию воды и масла на тепловозе.
После очистки и ремонта секции проверяют на время истечения
воды (фиг. 147). Время протекания воды через водяную секцию тепло¬
воза ТЭЗ должно быть не более 65 сек, а через масляную секцию —
не более 25 сек. Для масляных секций с турбулизацией потока время
протекания не должно превышать 65—72 сек. Секции с большим
временем протекания подлежат дополнительной очистке.
Очищенные и промытые секции опрессовыв.ают водой в течение
5	мин. Водяные секции тепловоза ТЭЗ испытывают давлением 3 атщ
масляные секции—давлением 8 ати, масляные секции с турбулиза¬
цией — 12 ати.
Секции, у которых обнаружена течь по трубной коробке, ремон¬
тируют со сменой трубной коробки й усилительной доски. Трубки
секции приваривают к трубным коробкам медно-фосфористым при¬
поем,. Заменять припой оловом или другими сплавами запрещается.
1	Петролатум — дешевый, легко транспортируемый продукт очистки масел;
применен по предложению И. Ю. Белявского.
247

Разрешается пайка текущих трубок (до 3 шт.) по решетке медно¬
фосфористым припоем без их обрезки. Можно также заглушать теку¬
щие трубки масляных и водяных секций (но не более 8 шт.).
Коллекторы секций с трещинами восстанавливают сваркой. При¬
варивают их к трубным коробкам после ремонта последних при по¬
мощи припоя ПМЦ-54 или латуни Л-62. Перед приваркой коллекторы
устанавливают таким образом, чтобы расстояние между центрами
Схема очистки секций изнутри
• горячая бода
-г— раствор
	холодная бода
—— конденсат
		пар
■ т '
Фиг. 146. Схема установки для очистки секций холодильника:
/ — бак для раствора; 2 — фильтр; 3 ■— термометр; 4 — коллектор; 5 — секция холодиль¬
ника; 6 — распылитель; 7 — манометр; 8 — водяной насос; 9 — подогреватель; 10 — бак
для горячей воды; 11 — конденсационный отстойник; 12 — теплообменник.
отверстий под шпильки у масляных и водяных секций тепловоза ТЭЗ
было равно 1356 ± 0,7 мм, а у секций с турбулизацией 686 ±
± 0,7 мм. Привалочные поверхности коллекторов должны лежать
в одной плоскости.
Зазор между отдельными секциями, установленными на тепло¬
возе, не должен превышать 4 мм. Изогнутые охлаждающие пластины
секций перед постановкой их на тепловоз выправляют при помощи
«гребенки».
Ремонт водо-масляного теплообменника. Водо-масляный тепло¬
обменник очищают, осматривают и ремонтируют при постановке
тепловоза на большой периодический, пбдъемочный или заводской
ремонт.
248

Водяную полость теплообменника очищают тем же раствором,
что и водяные секции тепловоза, а масляную —- водным раствором
окисленного петролатума-(4 %) и каустической соды (5%) с последую¬
щей	промывкой	горячей	водой.	При этом соблюдают	режим,	как
и для	масляных	секций	с	турбулизацией.
При подъемочном ремонте
обязательно разбирают тепло¬
обменник для проверки плот¬
ности постановки	трубок,	со¬
стояния сальника	и уплотни¬
тельных прокладок. Если обна¬
ружена течь трубок, то разбор¬
ку производят раньше, при боль¬
шом или малом периодическом
ремонте.
Фиг. 147. Стенд для испытаний секций холодильника на истечение воды:
^ — каркас; 2 — труба; 3 — клапан; 4 — напорный бак; 5 — трос; о — водомерное стекло;
7 н 9 — рукоятки; 8 — вал; 10 — рычаг; 11 — коллектор стенда; 12 — секция холодиль¬
ника; 13 — сливной бак; 14 — спускная труба.
Текущие трубки запаивают или заглушают. Разрешается заглу¬
шать не более 3—3,5% трубок. При обнаружении течи в трубных до¬
сках их запаивают припоем ПОС-40. Металлическое сальниковое
кольцо прочищают, а резиновые уплотнительные кольца и прокладки
в случае неудовлетворительного состояния заменяют новыми. Про¬
кладки под крышки и поперечные ребра вырезают из одного и того же
листа паронита.
После сборки теплообменника его полости подвергают гидропрес¬
совке: полость воды давлением 6 кГ/см2, а полость масла давлением
15 кГ/см\	у
249

Эксплуатация гидропривода вентиляторов холодильника и его
неисправности. Гидропривод необходимо ежедневно, перед подачей
тепловоза под поезд, осматривать. При этом надо проверять: а) уро¬
вень масла в баке; б) состояние разъемов крышек, фланцев, пробок
и т. д.; в) состояние крепления гидронасосов и гидродвигателей.
Во время работы гидропривода запрещается производить всякого
рода исправления и в том числе подтягивание болтов, гаек и пробок.
Запрещается также производить пуск гидропривода без масла.
В работающем гидроприводе не должно быть утечек масла из-под
неподвижных соединений: штуцеров, крышек, фланцев, соединений
трубопровода. Утечки должны быть устранены на неработающем
приводе. Допускаются утечки через подвижные соединения валов
гидромашин (по манжетным уплотнениям) не более 1 см3/ч. Если
уровень масла в баке гидропривода ниже предельной отметки, надо
произвести доливку масла. Применять масла следует только реко¬
мендованные для гидропривода. Масло заливают через заливной
фильтр; при этом следует, чтобы в него не попадали пыль и грязь.
Заливную горловину пломбируют.
При подтекании масла в разъемных соединениях затягивают
соответствующие крепления. Если затяжкой утечки не-устраняются,
производят замену уплотнительных колец новыми. Утечки через
манжетные уплотнения, превышающие допустимые, устраняют поста¬
новкой новых манжет.
Очистку фильтра производят обязательно при смене масла в си¬
стеме гидропривода, но не реже одного раза в три месяца. Порядок
очистки фильтра следующий:
1)	сливают масло из системы гидропривода и фильтра, отвернув
пробку на клапане 1 (см. фиг. 117);
2)	снимают крышку 12, опору 15 с пружиной 13\
3)	вынимают трубу 6 с набором фильтрующих элементов (62 шт.);
4)	промывают все фильтрующие элементы 5 в бензине и проду¬
вают сжатым воздухом давлением 0,5—1 кГ/см2. Порядок сборки
фильтра обратный.
Осмотр и чистку фильтра производят при его загрязнении (дав¬
ление на манометре фильтра 0,8—1 кГ/см2).
Замена отработавшего масла у вновь установленного привода
производится через 200 ч его работы, а в дальнейшем — через каж¬
дые 1000 ч, но не реже одного раза в год.
Слив масла рекомендуется производить из разогретого гидропри¬
вода (сразу после работы), так как масло при этом менее вязкое
и легче уносит с собой из системы попавшую туда грязь.
Неисправности гидропривода могут быть следствием некачествен¬
ной сборки или монтажа, износа деталей или неправильной эксплуа¬
тации.
Утечки масла через манжетное уплотнение на валу гидромашин.
Этот дефект может быть следствием плохого качества резины манжет¬
ного уплотнения, плохой вулканизации резины и армировки ман¬
жеты, а также значительного повышения давления в корпусе гидро-
250

двигателя или гидронасоса. Вследствие указанных причин на манжете
образуется концентрическая трещина, через которую начинает посту¬
пать масло из корпуса гидромашины, т. е. из системы. Если это про¬
изошло с манжетой гидродвигателей, вращающих вентиляторы, то
воздухом последних будет подхватываться вытекающее из тре¬
щины масло и выбрасываться наружу. Это может быть обнаружено
по резкому понижению уровня масла в баке.
Для своевременного выявления указанной неисправности реко¬
мендуется помощнику машиниста периодически проверять уровень
масла и открывать один из люков холодильной камеры для того,
чтобы убедиться, что вентилятор не «уносит» масло.
Повреждение манжеты от повышенного давления в корпусе
гидродвигателя или гидронасоса имеет место при значительном росте
утечек. Последние возникают либо из-за нарушения контакта между
торцом блока цилиндров 8 и распределителем 14, либо при значитель¬
ном износе поршневой группы (см. фиг. 106). Так как дренажный
трубопровод рассчитан на нормальные утечки, то при их чрезмерном
росте начинает возрастать давление в корпусе сверх допустимого
(0,6—0,7 кГ/см2). Для измерения давления в корпусе гидромашины
снимают одну из пробок 6 и ставят на ее место штуцер. К нему при¬
соединяют резиновую трубку. На другом конце трубки укрепляют
манометр с ценой деления 0,1 кГ/см2. После этих приготовлений пу¬
скают дизель, увеличивают число оборотов его вала до номинальных
и поднимают вилки терморегуляторов до отказа. Затем измеряют дав¬
ление. Давление выше указанного не допускается. Утечки устра¬
няют пришабровкой рабочей поверхности распределителя и до¬
водкой рабочей поверхности блока либо ремонтом поршневой
группы.
Манжеты гидродвигателей заменяют в следующем порядке:
а)	открепляют верхние жалюзи и снимают при помощи винтового
съемника вентиляторное колесо со шлицевого вала гидродвигателя;
б)	открепляют крышку и вынимают поврежденную манжету; в) но¬
вую манжету промывают маслом, смазывают консистентной смаз¬
кой АФ-70 ГОСТ 2967-52; г) надевают манжету на вал гидродвига¬
теля и осторожно продвигают по валу до места посадки; воротник
манжеты с пружиной должен быть обращен внутрь корпуса гидро-
машины; л) надевают на вал крышку и закрепляют ее винтами;
е)	не надевая колеса вентилятора, пускают гидродвигатель и при
полном числе оборотов его вала убеждаются в отсутствии утечек
масла; ж) закрепляют на валу гидродвигателя вентилятор, ставят
на место верхние жалюзи и собирают их привод.
Неплотности в трубопроводе и арматуре гидропривода. Неплот¬
ности в соединениях трубопроводов, арматуры и других деталей
гидропривода приводят к утечкам масла и попаданию в систему
воздуха. Наличие воздуха в рабочих полостях гидропривода резко
ухудшает его работу. О наличии воздуха свидетельствуют следующие
явления:
а)	Появление пены в масляном баке.
251

б)	Бурление в масляном баке и снижение уровня масла при оста¬
новке гидропривода. У нормально работающего гидропривода при
его остановке поверхность масла в баке спокойна либо происходит
медленное перемещение частиц масла.
в)	Падение числа оборотов вентиляторов и давления в системе
(причем неравномерное). При этом температура воды и масла дви¬
гателя тепловоза может начать колебаться, постепенно возрастая,
г)	Резкий дребезжащий шум при работе гидропривода.
Для устранения утечки масла и удаления воздуха из гидропривода
необходимо тщательно осмотреть все соединения; места утечек масла
отметить мелом. После остановки гидропривода устранить утечки
(заменить поврежденные резиновые кольца и манжетные уплотнения
новыми, подтянуть крепление соединительных фланцев, закрепить
пробки, заглушки и другие детали гидропривода). Особое внимание
должно быть уделено состоянию креплений на самих гидродвигате¬
лях. Иногда происходит ослабление крепления корпуса 4 с фланцем 7
(см. фиг. 106). В образующуюся щель начинает вытекать масло. Это
очень опасная неисправность, которая может привести к крупной
аварии (полному выходу из строя гидромашины), если немедленно
не закрепить соединительные болты.
После устранения утечек масла удаляют воздух из системы.
Для этого вал насоса нужно повернуть на несколько оборотов,
воспользовавшись валопроводным устройством двигателя тепловоза
либо приведя в действие двигатель на самых низких числах оборотов.
После того как воздух будет удален из системы, необходимо долить
масляный бак до положенного уровня.
Выход из строя терморегуляторов. Если при работе тепловоза
на полной мощности будет быстро повышаться температура воды
и масла двигателя, а колеса вентиляторов будут вращаться с пони¬
женной скоростью (при работе двух гидродвигателей от одного гидро¬
насоса по схеме фиг. 104), то это связано с выходом из строя одного
из терморегуляторов. При выходе из строя обоих терморегуляторов
(см. схемы на фиг. 104 и 105) произойдет резкий скачок температуры
воды и масла двигателя, так как вентиляторы перестанут вращаться.
Неисправность работы терморегулятора, как правило, связана
с нарушением герметичности пайки или пробоем сильфона (см,
фиг. 111). В этих случаях, при увеличении температуры воды или
масла двигателя, золотник терморегулятора не будет перемещаться
вверх и все масло, поступающее к данному терморегулятору от гидро¬
насоса, будет сливаться в бак.
У терморегулятора с вышедшим из строя сильфоном вилка руч¬
ного выключателя будет находиться в нижнем положении. По этому
внешнему признаку сразу определяется неисправность сильфона.
При обнаружении такого дефекта необходимо при помощи спе¬
циального винта, имеющегося на корпусе терморегулятора, пере¬
местить вилку ручного выключателя в верхнее положение. В этом
случае золотник также переместится вверх, давление в системе
возрастет до нормальной величины (75—80 кГ/см2), оба вентилятора
252

начнут вращаться с максимальной скоростью и температура воды:
и масла двигателя станет нормальной.
Рфюнт терморегулятора воды и масла двигателя с лопнувшим
сильфоном осуществляется в депо. Масло из системы гидропривода
при этом сливать не нужно. Верхняя часть терморегулятора остается
на месте. Снимают нижнюю часть — баллон с сильфоном. Предвари¬
тельно спускают воду из водной системы двигателя, после чего отсое¬
диняют от нижней части терморегулятора две трубы, по которым по¬
ступает горячая вода в баллон. Спуска воды из системы можно избе¬
жать, если удастся без промедлений заглушить деревянными или ре¬
зиновыми пробками концы труб, подводящих воду к терморегулятору,,
после чего можно снимать его нижнюю часть.
У неисправного терморегулятора надо разобрать нижнюю часть
и распаять баллон с сильфоном. Поврежденный сильфон заменяют
новым, который припаивают припоем ПОС-50. После припайки силь-
фона толкатель 12 (см. фиг. 111) должен перемещаться без заеданий.
В баллон с сильфоном заливают через отверстие в донышке около
200 сж3 технического ацетона (сорт А). Затем в это отверстие вверты¬
вают винт и тщательно его пропаивают.
Баллон с сильфоном проверяют на герметичность, для чего его'
опускают в воду, нагретую до 80—90° С, на 15 мин. Утечки и подте¬
кание ацетона не допускаются.
Отремонтированную таким образом нижнюю часть устанавли¬
вают на место. Соединяют водяной трубопровод баллона с силь¬
фоном. Заливают или пополняют водяную систему двигателя.
При выходе из строя пружины 8 терморегулятора вентиляторы
холодильника начинают вращаться с большими скоростями, чем это-
необходимо по температурному режиму двигателя. Не встречая
сопротивления пружины, золотник терморегулятора быстрее, чем:
это требуется, перекрывает окна во втулке терморегулятора.
Поломка пружины может быть обнаружена при перемещении
вверх вилки ручного выключателя. Если это перемещение, произво¬
димое рукой, не затруднительно, то это значит, что пружина лопнула...
Для ее замены необходимо открепить и снять сливную трубу от термо¬
регулятора.
Неисправности предохранительной клапанной коробки. Одной
из причин падения скорости вращения одного или обоих вентилято¬
ров при номинальной нагрузке двигателя тепловоза и невозможности::
получения их номинальных чисел оборотов является неисправная'
работа клапанной коробки (см. фиг. 109). Большие утечки масла
из рабочей полости гидронасоса (из-за чего и падает число оборотов'
вентиляторов) могут быть вызваны неплотным прилеганием одного
или обоих клапанов к запираемым ими седлам. Под клапаны могут
попасть грязь или частицы разрушенных резиновых уплотнений,.
Возможна поломка пружин, или порча уплотнительных колец.
В таких случаях гидропривод должен быть остановлен, клапан¬
ная коробка разобрана, сломанные детали заменены новыми. Если
на трущихся поверхностях седел или клапанов есть задиры, клапаны
253

притирают по седлу. Для разборки клапанной коробки сначала
отвертывают резьбовые пробки, а затем вынимают компенсацион¬
ные шайбы, пружины и клапаны. Для выемки стаканов с седлами
отвертывают пробки, крепящие стаканы в корпусе коробки, и лег¬
кими ударами по торцу выбивают стаканы из корпуса.
Иногда на максимальных числах оборотов дизеля и при темпера¬
туре охлаждаемой воды 78° С, температура масла 70° С и выше вен¬
тиляторы работают неустойчиво, наблюдается резкое колебание дав¬
ления в напорной магистрали (за гидронасосом). Это может иметь
место из-за преждевременного срабатывания предохранительного
клапана коробки. Если клапан срабатывает при давлении ниже
требуемого, то для увеличения давления необходимо подложить
шайбы определенной толщины под
Таблица 22 пружины. При расчете толщины
подкладываемых шайб рекомен¬
дуется пользоваться табл. 22.
Подкладывая шайбы, надо
предварительно убедиться, что
пружина не сломана. В противном
случае необходимо сменить пру-'
жину и отрегулировать клапан.
При давлении срабатывания
клапанов выше требуемого его
уменьшают заменой шайб на более
тонкие шайбы, пользуясь данными
табл. 22.
Быстрый рост температуры
масла в системе гидропривода. При
эксплуатации гидропривода максимально допустимая температура
масла в его системе не должна превышать +90° С. При достижении
этой температуры гидропривод должен быть немедленно остановлен.
Причинами быстрого роста температуры масла могут быть:
а) загрязнение секции холодильника, предназначенной для охлажде¬
ния масла гидропривода, или трубопровода к ней; б) сильная течь
масляной секции, вызвавшая значительное сокращение объема масла;
в)	недостаточный запас масла в баке и г) значительные утечки из
системы.
Нормальный объем масла в баке надо поддерживать на уровне 3/4
масломерного стекла. Если причиной роста температуры является
загрязнение секции или ее течь, то секцию необходимо заменить
новой, а снятую подвергнуть очистке и ремонту.
Осмотр и стендовые испытания гидродвигателей. Во время боль¬
шого периодического, подъемочного и заводского ремонтов гидро-
двигатели снимают с тепловоза, разбирают и промывают авиацион¬
ным бензином (кроме деталей из неметаллических материалов).
Особое внимание при осмотре должно быть уделено состоянию
сопрягаемых плоскостей блока цилиндров 8 и распределителя 14
(сц. фиг. 106). Точность обработки торца блока цилиндров У10,
Толщина
подкла¬
дываемых
шайб
Увеличение давления при
подкладывании шайб
в кТ/см2
Гидродвига¬
тель
№ 50
Гидродвига¬
тель
№ 20
0,5
3,7
9,9
0,7
5,2
13,9
0,8
5,9
15,8
1,0
7,4
19,8
1,2
• 8,9
23,8
1,3
9,6
25,7
1,4
10,4
27,7
254

а бропзопого распределители У8. Применять абразивы для обработку
рабочего4торца распределителя нельзя. 11сплоскостиость торцовых
поверхностей блока и распределителя должна быть не более 0,005 мм.
Выпуклость поверхностей* соприкосновения не допускается.
При заводском ремонте допускается обработка торцов блока и рас¬
пределителя. При этом предельное изменение их высот не должно
превышать 1 мм у гидродвигателя № 20 и 1,2 мм у гидродвига¬
теля № 50. При большом периодическом и подъемочном ремонтах
обработка торцов может быть соответственно увеличена до 1,5 и 1,7 мм.
Диаметры поршней гидродвигателей выполняют по фактическим
размерам отверстий в блоках цилиндров: у гидродвигателя № 20—
26А5, у гидродвигателя № 50—38А5 с обеспечением соответственно
зазоров 0,025—0,045 и 0,04—0,06 мм. Овальность поршней не
должна быть более 0,005 мм. При большом периодическом и подъе¬
мочном ремонтах эти зазоры могут быть увеличены соответственно
до 0,08 и 0,1 мм.
Головки шатунов 17 гидродвигателей соединяют с бронзовыми
вкладышами 18 вала и поршнями 16 завалцовкой. Вкладыш вала
и поршень завальцовывают протягиванием через глазок. Механи¬
ческую обработку производят после завальцовки. Осевой зазор вкла¬
дыша вала в развальцовке и его проворачивание не допускаются.
Суммарный зазор шатунов во вкладышах и поршнях должен быть
не более 0,1 мм при нагрузке 10 кг. При большом периодическом
ремонте этот зазор допускается до 0,25 мм и на подъемочном ремонте-
до 0,35 мм.
После осмотра и ремонта детали гидродвигателей промывают
авиационным бензином. Сопряженные трущиеся поверхности ман¬
жетного уплотнения и вала покрывают смазкой АФ-70. Вращаю¬
щий момент вала у собранного гидродвигателя № 20 не должен пре¬
вышать 100 кГсм, а у гидродвигателя № 50—250 кГсм. Величину
момента проверяют на полном обороте вала динамометром или под-
вешиваеним груза на вал.
В собранных гидродвигателях суммарные утечки рабочей жид¬
кости через сопряженные торцы блока цилиндров, распределителя
и крышки, через вкладыши вала и из-под поршней при давлении
150+10 кГ/см2 не должны превышать: для гидродвигателей № 20—
1400 см*!мин, для гидродвигателей № 50—3000 см3! мин. Утечки
по плоскости разъема клапанной коробки 11 и крышки 12 не допу¬
скаются.
Щ Проверку на утечки производят на специальном стенде. Рабочую
жидкость нагнетают в оба отверстия крышки 12 одновременно.
Проверку производят в течение 5 мин (по 1—1,5 мин в четырех
положениях вала, отстоящих друг от друга на 90°). Утечки замеряют
через сливное отверстие во фланце гидродвигателя.
Собранные гидродвигатели обкатывают по режимам, приведен¬
ным в табл. 23, в течение 16 ч (по 2 ч на каждой скорости вращения).
При этом направление вращения вала гидродвигателя должно соот¬
ветствовать направлению вращения гидродвигателя на тепловозе.
255

После обкатки гидродвигатели снова испытывают на утечки ста¬
тическим давлением 150+1° кГ/см2. Требования при этих испытаниях
остаются теми же, что и до обкатки гидродвигателей, т. е. для гидро-
двигателей № 20 утечки допускаются не более 1400 см9!мин, а для
гидродвигателей № 50— не более
Таблица 23	3000	См9/мин.
По окончании испытаний ста¬
тическим давлением гидродвига¬
тели снова испытывают по режи¬
мам, приведенным в табл. 24.
Общая продолжительность
испытаний 3 ч 30 мин
Во время этих испытаний утеч¬
ки рабочей жидкости из корпуса
гидродвигателя по местам разъема,
из-под крышек, ^пробок не допу¬
скаются; допускается незначитель¬
ное просачивание масла без обра¬
зования капель и подтеков. Утеч¬
ки через манжетное уплотнение ва¬
ла не должны превышать 0,5 см3/ч.
После испытаний по' режиму IV падение скорости вращения
вала гидродвигателя при давлении в полости нагнетания 40 ±
± 5 кГ/см2 по сравнению со скоростью вращения при работе без
нагрузки не должно быть более 25 об/мин.
Таблица 24
Режим
Давление
нагнета¬
ния
Скорость вращения
вала гидродвигателя
в об/мин
в кГ/см2
№ 20
. № 50
I
Холостой
ход
300± 15
600 ±30
1000 ±50
1440 ±75
200 ±15
400 ±25
700 ±30
1000 ±50
II
20 + 5
300± 15
600 ±30
1000 ±50
1440 ±75
200±15
400 ±20
700 ±30
1000 ±50
Режим
Давление
нагнетания
в кГ/см2
Скорость вращения вала
гидродвигателя в об/мин
Время
испытаний
в мин
№ 20
№ 50
I
Холостой ХОД
1440+50
980 ±30
20
II
40+5
1440 ±50
980 ±30
40
* III
60 ±5
1440 ±50
980+30-
60
IV
100 ±5
1440+50
980 ±30
80
V ■
40±5
1440 + 50
980+30
10
В качестве рабочей жидкости при испытаниях применяют вере-
тенное масло АУ. Нагревание масла выше 90° С не допускается.
Снятие характеристик при всех видах проверок и испытаний произво¬
дят при температуре масла 15—40° С.
Испытания гидродвигателей по режимам, приведенным в табл. 23
и 24, производят на стенде со специальным оборудованием и при-
256 *

способлениямй (фиг. 148). Кроме своего непосредственного назначе¬
ния, стенд может быть использован и для испытаний отремонтиро¬
ванных терморегуляторов. При испытаниях только гидродвигателя
золотник терморегулятора 18 должен находиться в верхнем положе¬
нии. Для замера утечек в гидродвигателе 13 необходимо перекрыть
Фиг. 148. Схема стенда для обкатки и испытаний гидродвигателя:
1 — приводной двигатель; 2 — гидронасос; 3 — манометр высокого давления; 4 — всасы¬
вающий трубопровод; 5 — масляный бак; 6 — дренажный трубопровод; 7 — холодильник;
8 — фильтр; 9 — манометр низкого давления; 10 — термометр; 11 — сливной трубопровод;
12 — манометр давления в корпусе гидродвигателя; 13 — испытуемый гидродвигатель;
14 — нагружатель; 15 — кран для измерения утечек из гидродвигателя; 16 — кран; 17 —
сливной трубопровод терморегулятора; 18 — терморегулятор; 19 — трубопровод высокого
давления.
кран 16 и открыть кран 15. Количество масла, которое вытечет за
минуту, и определит утечки в гидродвигателе.
Если после обкатки и испытаний гидродвигателя последний не
ставится сразу на тепловоз, то его необходимо опломбировать и отпра¬
вить на склад, оберегая от механических повреждений, коррозии
и загрязнения. Во время хранения и транспортирования гидродвига¬
тель полностью заливают рабочей жидкостью.
17 Малинов 1068

ЛИТЕРАТУРА
1.	Антуфьев В. М. и Л а м м Ю. А. Теплообменные аппараты новой
конструкции для газотурбинных установок. НЗЛ,. Техническая информация № 8
М., Машгиз, 1957.
2.	Б е р м а н С. С. Пластинчатые теплообменники для тепловозов. — «Элек¬
трическая и тепловозная тяга», 1960, № 5.
3.	Гребер Г., Эрг С. и Г ригулль У. Основы учения о теплооб¬
мене. М., ИЛ,. 1960.
4.	Егунов П. М. Пути повышения эффективности тепловозных холодиль¬
ников. Труды ЦНИИ МПС. Вып. 149. Трансжелдориздат, 1958.
5.	Егунов П. М. и Барковский Ю. Б. Особенности дизеля и холо¬
дильника чехословацкого тепловоза ЧМЭ2. Вестник ЦНИИ МПС № 8, 1959.
6.	Куликов Ю. А. Охлаждающие секции тепловозных холодильников
с гофрированным оребрением. Труды ВНИТИ. Вып. 11. Коломна, 1961.
7.	Кутателадзе С. С. и Бориша некий В. М. Справочник
по теплопередаче. Госэнергоиздат, 1959.
8.	Л е в и н М. И, Оптимальный температурный режим в системах охлажде¬
ния двигателей и требования к автоматическому регулированию температуры.
Двигатели внутреннего сгорания. ЦНИДИ. Вып. 26. М., Машгиз, 1954.
9.	М и х е е в М. А. Основы теплопередачи. Госэнергоиздат, 1956.
10.	Орлов В. Н. и Чудов А. С. Калькуляция и анализ себестоимости
железнодорожных перевозок. Трансжелдориздат, 1960.
11.	Панов Н. И. и Прохоров Л. Г. Исследование теплопередачи
и гидравлического сопротивления в тепловозных масляных радиаторах. Труды
МИИТ. Вып. 89. Трансжелдориздат, 1958.
12.	Поляков В. Н. Высокотемпературное охлаждение тепловозного дви¬
гателя внутреннего сгорания. Труды ХИИТ. Вып. 35. Трансжелдориздат, 1960.
13.	Р е з н и к Я. А. Оптимальный температурный режим тепловозных холо¬
дильников с промежуточными теплоносителями. Вестник ЦНИИ МПС № 1, 1961.
14.	С и м с о н А. Э. Газотурбинный наддув дизелей . М., Машгиз, 1958.
15.	С т р о к о в Г. Н. Теплопередачи и сопротивления секций холодильни-
ков тепловозов ТЭ. Труды ТашИИТ. Вып. VII. Трансжелдориздат, 1957.
16.	Т а р г С. М. Основные задачи теории ламинарного течения. Гостехтео-
ретиздат, 1951.
17.	Тепловые процессы тепловозов и электровозов. Трансжелдориздат, 1960.
18.	Технический справочник железнодорожника. Т. 6. Трансжелдориздат, 1952.
19.	Ушаков К. А. и др. Аэродинамика осевых вентиляторов и элементы
их конструкций. Госгортехиздат, 1960.
20.	Ф р о л о в Ф. А., Работы ЦНИДИ в области создания холодильников
воды и масла. ЦНИДИ. Двигатели внутреннего сгорания. Кн. 28. Машгиз, 1955*
21.	Эккерт Э. П. Введение в теорию тепло- и маслообмена. Госэнергоиздат,
1857.
22.	О г а { г ш й 1 1 е г 1еап, РегзрекИуез о!!ег1ез раг екз ехрепепсез зиг 1е
ге!го1сИззетеп1 с!ез то1:еиг сНезе1. 1п^гз аи1;отоЬ., 34, № 6, 1961.
23.	\Уа1ег зргау Гог сЬаг^е — сооПщ*, «Саз ап(1 ОН ро\уег», 1961.

ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 					%
Глава I. Охлаждающие устройства тепловозов 		5
§	1.	Назначение и пути повышения эффективности охлаждающих
устройств			5
§ 2. Схемы охлаждающих устройств 		15'
Глава II. Теплообменные аппараты . .			21
§ 3.	Оптимальная компоновка радиаторов 		21
§ 4.	Водо-воздушные теплообменники			51
§ 5.	Масло-воздушные теплообменники 			72'
§ 6.	Водо-масляные теплообменники			87
Глава III. Вентиляторы охлаждающих устройств		121
§ 7. Краткие основы теории и конструкция осевых	вентиляторов 121
§ 8. Выбор вентилятора 				 .	137
Глава IV. Привод и системы регулирования вентиляторов			142:
§ 9.	Механический привод 			143>
§ 10.	Электрический привод . ... . . . ../			164
§ 11.	Гидростатический привод 		167
Глава V. Охлаждение наддувочного воздуха двигателя		18?~
§ 12.	Охлаждение наддувочного воздуха — средство повышения
мощности двигателей 		187
§ 13.	Системы охлаждения наддувочного воздуха и их анализ . .	190
Глава VI. Системы охлаждающих устройств тепловозов 		214
§ 14.	Компоновка охлаждающих устройств . ! . . 4 .		214
§ 15.	Сравнительный анализ схем охлаждающих устройств ...	229'
§ 16.	Методика теплового и аэродинамического расчетов охлаждаю¬
щего устройства			233*
Глава VII. Эксплуатация и ремонт охлаждающего устройства		243
§ 17.	Особенности эксплуатации охлаждающего устройства в зим¬
них условиях 			 .	243
§ 18.	Осмотр и ремонт узлов и деталей охлаждающего устройства	245*
17*

М. С. Мали нов, Ю. А. Куликов, Е, Б, Черто к
ОХЛАЖДАЮЩИЕ УСТРОЙСТВА ТЕПЛОВОЗОВ
Технический редактор А. Ф. Уварова
Корректор Я. И. Шарунина
Переплет художника А. В. Петрова
Сдано в производство 7/УП 1962 г.
Подписано к печати 25/Х 1962 г.
Т-11092 Тираж 2500 экз.
Печ. л. 16,25 Уч.-изд. л. 16,5
Бум. л. 8,13 Формат 60х90/16. Заказ 1068.
Цена 93 коп.
Типография № 6 УЦБ и ПП Ленсовнархоза.
Ленинград, ул. Моисеенко, 10.

ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр.
Строка
Напечатано
Должно быть
30
Сноска к табл. 4
^2
V?!
1
85
Подпись под фиг. 53
1 — 106 мм
1 = 1206 мм
115
Табл. 15, 4-я графа,
8-я снизу
1085
1,085
132
Табл. 17 в головке
/ — / (0 = 4°45')
/ — / (0 = — 4°45')
,138
20-я сверху
1
г
184
3-я снизу
Ар
Малинов М. С. и др. Охлаждающие устройства тепловозов. Зак. 1068