/
Author: Куликов Ю.А.
Tags: дороги железные дороги железнодорожное строительство автомобильные дороги дорожное строительство железнодорожный транспорт тепловозы охлаждение электрические машины издательство машиностроение
ISBN: 5-217-00094-5
Year: 1988
Text
Ю.А.Куликов
СИСТЕМЫ
ОХЛАЖДЕНИЯ
силовых установок
тепловозов
МОСКВА
«МАШИНОСТРОЕНИЕ»
1988
ББК 39.22-04
К90
УДК 625.282-843.7
,1СХН веская библиотека
Рецензент И. В. Скогорев
Куликов Ю. А.
К90 Системы охлаждения силовых установок тепловозов.— М.:
Машиностроение, 1988. — 280 с.: ил.
ISBN 5-217-00094-5
Рассмотрены схемы, конструкции систем охлаждения дизелей и тяговых элек-
трических машин тепловозов. Даны технико-экономическое обоснование выбора ос-
новных параметров, режимов работы систем охлаждения и их основных элементов,
методы расчета и рекомендации по проектированию систем охлаждения.
Для инженерно-технических работников, занимающихся проектированием, конст-
руированием и эксплуатацией тепловозов.
3602030000—088
К ----------------88—88
038(01)—88
ББК 39.22-04
ПРОИЗВОДСТВЕННОЕ ИЗДАНИЕ
Юрий Андреевич Куликов
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК ТЕПЛОВОЗОВ
Редактор Е. В. Радовская
Художественный редактор С. С. Водчиц
Переплет художника К. К. Федорова
Технический редактор Н. М. Харитонова
Корректор Л. А. Ягупьева
ИБ № 5127
Сдано в набор 14.09.87. Подписано в печать 13.01.88. Т-05109.
Формат 60Х90’/1б. Бумага офсетная № 2. Гарнитура литературная.
Печать офсетная. Усл. печ. л. 17,5. Усл. кр.-отт. 17,5. Уч.-изд. л. 19,46.
Тираж 3460 экз. Заказ 1627. Цена 1 р. 40 к.
Ордена Трудового Красного Знамени издательство «Машиностроение»,
107076, Москва, Стромынский пер., 4.
Московская типография № 8 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
101898, Москва, Центр, Хохловский пер., 7.
ISBN 5-217-00094-5 © Издательство «Машиностроение», 1988
ВВЕДЕНИЕ
Одной из основных задач развития народного хозяйства нашей
страны является дальнейший рост грузооборота и пассажирооборо-
та железнодорожного транспорта в результате увеличения средней
массы составов и скорости движения поездов. В «Основных направ-
лениях экономического и социального развития СССР на 1986—
1990 годы и на период до 2000 года» поставлена задача: «Обновить
и пополнить парк локомотивов и вагонов путем оснащения его бо-
лее надежными и экономичными локомотивами новых серий...».
Поэтому в двенадцатой пятилетке планируется освоить выпуск
наиболее эффективных в технико-экономическом отношении маги-
стральных грузовых двухсекционных тепловозов мощностью 5882
и 8824 кВт (8000 и 12 000 л. с.) и пассажирских тепловозов мощ-
ностью до 4412 кВт (6000 л. с.). Введение в эксплуатацию таких теп-
ловозов позволит значительно расширить сферу применения тепло-
возной тяги, повысить уровень критической грузонапряженности и
уменьшить себестоимость перевозок.
Новые задачи, поставленные перед тепловозостроителями, по-
требовали проведения в последние годы большого объема комплекс-
ных исследований по созданию экономичных малогабаритных на-
дежных силовых установок с высокоэффективным вспомогательным
оборудованием, в том числе охлаждающих устройств, которые яв-
ляются одним из сложных и громоздких узлов. Они потребляют
до 75% мощности, затрачиваемой на собственные нужды теплово-
зов. Охлаждающие устройства включают в себя панели радиато-
ров, вентиляторные установки, воздухозаборные и выпускные уст-
ройства, воздуховоды (шахты), фильтры, жалюзи и другие элементы.
В нашей стране осуществлен большой комплекс эксперименталь-
ных и теоретических исследований систем охлаждения и их элемен-
тов. Активное участие приняли коллективы Всесоюзного научно-
исследовательского тепловозного института (ВНИТИ), его Вороши-
ловградского филиала (ВфВНИТИ), Всесоюзного научно-исследова-
тельского института железнодорожного транспорта (ВНИИЖТ),
Московского института инженеров железнодорожного транспорта
(МИИТ), Брянского института транспортного машиностроения
(БИТМ), Ворошиловградского машиностроительного института
(ВМСИ), тепловозостроительных производственных объединений
и в первую очередь Ворошиловградского (ПО ВТЗ), Коломенского
3
(ПО КТЗ) и др. Выполненные работы позволили решить ряд во-
просов этой сложной проблемы и осуществить разработку некото-
рых новых конструкций систем и их элементов.
В книге рассмотрены современные методы теоретических
и экспериментальных исследований охлаждающих устройств и их
элементов, разработанные с учетом максимального использования
вычислительной математики и экспериментальной техники. Приве-
дены результаты исследований по выбору рациональных аэродина-
мических схем и конструктивных форм охлаждающих устройств,
оптимизации основных параметров конструкции и режимов рабо-
ты секций радиаторов, воздухозаборных устройств, шахт, вентиля-
торных установок и жалюзи с учетом влияния режима работы теп-
ловоза, а также рациональные конструкции охлаждающих уст-
ройств, рекомендуемые для новых тепловозов.
Глава 1
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ И РЕЖИМЫ РАБОТЫ
СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
1. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К СИСТЕМАМ ОХЛАЖДЕНИЯ
Системы охлаждения дизеля, тяговых электрических машин и
аппаратов должны обеспечивать экономичную и надежную работу
силовой установки тепловоза.
Система охлаждения дизеля включает в себя устройства, пред-
назначенные для отвода теплоты от дизеля: теплообменники для
охлаждения воды, масла и наддувочного воздуха дизеля и радиато-
ры для теплоотдачи атмосферному воздуху, воздуховоды, трубопро-
воды, вентиляторы и насосы, также устройства и приборы регули-
рования и контроля режима работы. При этом наиболее громоздкие
элементы системы — радиаторы и вентиляторные установки распо-
лагаются в так называемой шахте, которая занимает значительную
часть кузова тепловоза и представляет собою устройство со всасы-
вающими и нагнетательными каналами-воздуховодами.
В охлаждающих устройствах систем применяют теплообменные
аппараты рекуперативного типа различных конструкций, с тем что-
бы предотвратить потери и загрязнения теплоносителей, охлажда-
ющих дизель.
Системы охлаждения тяговых электрических машин и аппара-
тов тепловозов предназначены для поддержания требуемого тем-
пературного режима этого дорогостоящего оборудования при лю-
бых условиях эксплуатации тепловоза. Кроме того, они должны
защищать электрические машины и аппараты от попадания в них
с охлаждающим воздухом различного рода загрязнений. Поэтому
они состоят из воздухозаборных устройств с жалюзи (решетками
или сетками), воздуховодов (всасывающих и нагнетательных кана-
лов), вентиляторных установок, воздухоочистителей и др.
В тепловозах, имеющих гидропередачу, в системах охлаждения
предусматривается охлаждение масла гидропередачи непосредст-
венно в радиаторах или в специальном теплообменнике водой.
Охлаждающие устройства систем отводят значительные коли-
чества теплоты от дизеля, тяговых электрических машин и аппа-
ратов в атмосферу, причем процессы теплоотдачи от теплоотда-
ющих поверхностей к охлаждающему воздуху имеют сравнительно
низкую интенсивность. Поэтому охлаждающие устройства систем
тепловозов являются одними из самых сложных и громоздких уз-
лов, на изготовление которых расходуются дорогостоящие цветные
5
металлы (медь, олово и др.), а при их работе затрачивается зна-
чительная мощность.
К системам охлаждения тепловозов, особенно большой секци-
онной мощности, предъявляют многочисленные, зачастую противо-
речивые требования конструктивного, энергетического, технологи-
ческого, эксплуатационного характера.
1. Охлаждающие устройства систем должны иметь минимальные
размеры и массу, быть рациональны с точки зрения размещения их
в кузове тепловоза, легко поддаваться монтажу и демонтажу при
изготовлении и ремонте, быть удобны при обслуживании в экс-
плуатации. Их конструкция должна отвечать всем требованиям
унификации как отдельных элементов (блоков панелей радиаторов,
вентиляторов и др.), так и конструкции в целом, быть технологич-
ной и иметь минимальную трудоемкость. В ней должны максималь-
но возможно использоваться металлические и неметаллические ма-
териалы широкого применения.
2. Эффективность охлаждающих устройств должна быть доста-
точной для обеспечения требуемого теплового режима работы ди-
зеля, тяговых электрических машин и других элементов систем в
процессе эксплуатации тепловоза в различных климатических ус-
ловиях.
3. Системы охлаждения и подогрева с помощью автоматическо-
го регулирования температуры теплоносителей должны обеспечи-
вать рациональные температурные режимы работы дизеля и ох-
лаждающего устройства, позволяющие иметь минимальные средне-
эксплуатационные расходы топлива дизелем и затраты мощности
на привод вентиляторов.
4. Система охлаждения должна быть надежной в эксплуатации,
что возможно только при всесторонней отработке ее элементов.
При создании систем охлаждения тяговых электрических машин,
тепловозов необходимо предусматривать:
применение централизованных или групповых систем очистки
воздуха и вентиляции;
регулирование расхода воздуха, охлаждающего тяговые маши-
ны, в зависимости от нагрузки и температуры атмосферного воз-
духа;
применение высокоэкономичных вентиляторов с устройствами
регулирования подачи;
использование в системах фильтрующих устройств, обеспечива-
ющих экономически целесообразную степень очистки воздуха и име-
ющих минимальное аэродинамическое сопротивление;
проектирование воздухозаборных устройств блочного крышевого
типа, имеющих рациональные аэродинамические схемы и конст-
руктивные формы;
применение нагнетательных каналов рациональных конструк-
ций, максимальное использование в качестве каналов межрамных
пространств.
Разработка рациональных конструкций систем охлаждения свя-
зана с решением сложных задач интенсификации теплообмена,
6
уменьшения аэродинамического сопротивления, размеров и массы
громоздких элементов систем, улучшения компоновки их в кузове
тепловоза, предотвращения попадания в них отработавших газов
дизеля. Требуется проведение специальных исследований с учетом
влияния на аэродинамические характеристики устройств их основ-
ных параметров, элементов конструкции и режимов работы, зави-
сящих от скорости воздушного потока, в том числе омывающего
кузова при движении тепловоза.
Все перечисленные выше особенности должны соответствовать
основному экономическому требованию: расходы на изготовление
и эксплуатацию системы охлаждения должны быть минимальными.
Это приводит к необходимости проведения технико-экономического
анализа влияния различных факторов конструктивного, энергети-
ческого, технологического и эксплуатационного характера на затра-
ты, связанные с изготовлением и эксплуатацией систем охлажде-
ния, с целью выявления основных, определяющих важнейшие на-
правления и задачи дальнейших исследований по созданию охлаж-
дающих устройств тепловозов.
2. СХЕМЫ И КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
Системы охлаждения дизелей. Система охлаждения представ-
ляет собою совокупность охлаждающих устройств воды, масла и
наддувочного воздуха дизеля атмосферным воздухом и включает
в себя поверхностные теплообменники (радиаторы), вентиляторные
установки, воздуховоды, жалюзи, системы циркуляции воды и мас-
ла, состоящие из групп секций радиаторов, промежуточных тепло-
обменников (для охлаждения масла и наддувочного воздуха ди-
зеля водой), насосов и трубопроводов. Для контроля и регулирова-
ния теплового режима работы дизеля предназначены специальные
приборы и устройства.
На первых тепловозах (ТЭП60, 2ТЭ10Л, ТЭ10 и некоторых дру-
гих) применялись системы охлаждения, состоящие из автономных
контуров циркуляции воды и масла дизеля, а также воды, охлаж-
дающей наддувочный воздух. В дальнейшем на тепловозах стали
применять исключительно системы, в которых наддувочный воздух
и масло (дизеля, гидропередачи) охлаждаются в воздухо- и масло-
охладителях водой. Наиболее характерны системы охлаждения теп-
ловозов ТЭП60, 2ТЭ10Л, М62, ТЭ109 (У300), 2ТЭ116, ТЭП70,
ТЭП75, 2ТЭ121 и др. Их можно подразделить на одноконтурные,
в которых теплота от масла и наддувочного воздуха отводится во-
дой, охлаждающей дизель, и двухконтурные, в которых масло и
наддувочный воздух охлаждаются водой в отдельном контуре
(рис. 1). Последние получили преимущественное распространение
в нашей стране (тепловозы 2ТЭ10Л, ТЭ10, ТЭП60, М62, 2ТЭ116,
ТЭП70, ТЭП75, 2ТЭ121 и др.). Одноконтурные системы охлаждения
по сравнению с двухконтурными имеют более простую конструкцию
систем циркуляции теплоносителей (меньшая протяженность тру-
7
Рис. I. Схемы систем охлаждения дизелей тепловозов:
а — двухконтурная; б — одноконтурная; 1—дизель; 2 — воздухоохладитель; 3— секции ра-
диатора воды; 4 — маслоохладитель; 5 — водяной насос; 6 — насос масла; 7 — клапан пере-
пуска воды
бопроводов, наличие лишь одного водяного насоса и др.). Вместе
с тем в таких системах возникают дополнительные трудности в
осуществлении раздельного регулирования температуры теплоно-
сителей. В одноконтурной системе на тепловозах типа ТЭ109 с ди-
зелем 1А-5Д49 (рис. 2) вода из дизеля по трубопроводу 5 поступа-
ет в секции радиатора 1, затем в теплообменники 6 и 8 и в дизель.
На всех остальных отечественных тепловозах различных мощ-
ности и назначения применяют двухконтурные системы, в которых
контур I («горячий») служит для циркуляции воды, охлаждающей
дизель, контур II («холодный») —для циркуляции воды, охлаж-
дающей масло и наддувочный воздух дизеля в теплообменниках
(масло- и воздухоохладителях). К наиболее совершенным систе-
Рис. 2. Схема системы охлаждения дизеля тепловоза ТЭ109:
1— радиатор; 2— расширенный бак; 3 — топливоподогреватель; 4 — термореле; 5 — трубо-
провод воды, выходящей из дизеля; 6 — воздухораспределитель; 7 — циркуляционный насос;
8 — маслоохладитель; 9 — бак умывальника; 10 — отопительно-вентиляционный агрегат; 11—
трубопровод для заправки воды в систему; 12 — трубопровод для слива воды из системы
8
6'
Рис. 3. Схема системы охлаждения дизеля тепловоза 2ТЭ121:
1 — секция радиатора воды, охлаждающей дизель; 2 — бак для воды; 3 — паровоздушный
клапан; 4 — охладитель наддувочного воздуха; 5 — дизель; 6 — отопительно-вентиляционный
агрегат; 7 — маслоохладитель; 8 и 9 — водяные насосы соответственно второго и первого
контуров; 10 — подогреватель топлива; // — вентилятор; 12—секции радиатора воды, охлаж-
дающей масло и наддувочный воздух дизеля
мам можно отнести системы магистральных тепловозов третьего
поколения ТЭП70, 2ТЭ121 (рис. 3) и др.
Схемы охлаждающих устройств лучших зарубежных тепловозов
представлены на рис. 4. Как правило, охлаждающее устройство
состоит из двух контуров, причем в тепловозах с гидропередачей
ТГ300, V320, фирмы «Краусс-Маффей» (ФРГ) и D1000 (Велико-
британия) (рис. 4, а и в) в одном контуре циркулирует вода, охлаж-
дающая наддувочный воздух, в другом — вода, охлаждающая масло
дизеля и гидропередачи и непосредственно дизель. Включение во-
домасляных теплообменников в контур циркуляции воды, охлажда-
ющей дизель, стало возможным благодаря сравнительно неболь-
шому тепловыделению дизеля в масло и более высокой температу-
ре масла по сравнению с температурой воды.
На тепловозах с электропередачей фирмы «Альстром» (Фран-
ция), ЧМЭЗ (ЧССР) применена двухконтурная система для ох-
лаждения в одном контуре воды, охлаждающей дизель, в другом —
воды, охлаждающей масло и наддувочный воздух (рис. 4, д).
Подобная схема использована и на одном из последних английских
тепловозов «Кестрел» фирмы «Браш» мощностью 2941 кВт с кон-
9
г)
д)
О)
>
Рис. 4. Схемы систем охлаждения дизеля тепловозов:
а — ТГ300, V320, D1000; б — фирмы «Хеншель»; в — фирмы «Краусс-Маффей»; г — фирмы
«Коккериль»; а—фирмы «Альстром», ЧМЭЗ; 1—дизель; 2—воздухоохладитель; 3—водяной
насос; 4 — масляный насос; 5 — водомасляный теплообменник дизеля; 6 — гидропередача;
7 — водомасляный теплообменник гидропередачи; 8 — радиатор воды; 9 — устройство пере-
пуска
струкционной скоростью 177 км/ч. Получила распространение и
одноконтурная система охлаждения: на тепловозах зарубежных
фирм «Хеншель» и «Коккериль» (рис. 4, б и г) и на отечественных
тепловозах типа ТЭ109.
Изучение современных систем охлаждения двигателей внутрен-
него сгорания показывает, что в системах охлаждения применяют
автоматический перепуск теплоносителей. В этом случае система
оборудована клапаном с термостатом.
10
Рис. 5. Схема системы охлаждения
дизеля (Франция):
1 — водяные баки; 2 — радиаторы воды;
3 — термостаты; 4 — водяные насосы; 5 —
теплообменник; 6 — турбокомпрессор; 7 —
дизель
Рис. 6. Схема системы охлаждения
дизеля (ФРГ):
1 — дизель; 2 — водяной насос; 3 — водяной
бак; 4 — радиатор воды; 5 — термостат
На рис. 5 приведена схема системы водяного охлаждения, объ-
единенной с системой охлаждения воздуха, поступающего в двига-
тель из турбокомпрессора. Особенностью этой схемы является воз-
можность использования горячей воды, охлаждающей дизель, для
подогрева воды, охлаждающей наддувочный воздух, что необходимо
при низких температурах наружного воздуха. Для этой цели обе
системы соединены трубопроводами и снабжены соответствующи-
ми термостатами. Термостат в системе охлаждения дизеля позволя-
ет замкнуть накоротко систему охлаждения при низких температу-
рах охлаждающей воды, а термостат в системе охлаждения надду-
вочного воздуха пропускает часть горячей воды из системы охлаж-
дения дизеля в систему охлаждения наддувочного воздуха.
На рис. 6 приведена схема системы охлаждения (тепловозы
ФРГ), которая отличается тем, что на ней предусмотрено перепуск-
ное устройство. В одном блоке располагаются термодатчик, омыва-
емый водой из системы охлаждения дизеля, и клапан. При низкой
температуре охлаждающей жидкости клапан находится в крайнем
верхнем положении, и теплоноситель поступает в бак и далее на
всасывание, к насосу, минуя радиатор. Это позволяет даже при
низких температурах воздуха поддерживать температуру охлажда-
ющей жидкости на достаточно высоком уровне. При нагревании
теплоносителя термодатчик перемещает золотник вверх, открывая
проход маслу к поршню клапана. Поршень перемещается вниз, и
связанный с ним клапан перекрывает проход теплоносителю к ба-
ку. В этом случае теплоноситель поступает в радиатор.
11
Рис. 7. Схема системы охлаждения ди-
зелей большой мощности (США):
1 — теплообменник; 2 — турбокомпрессор; 3 —
двигатель; 4 и 7 — термостаты; 5—водяной
насос; 6—водяной бак; 8 — радиатор воды;
9 — водомасляный теплообменник: 10 — вспо-
могательный водяной насос
Рис. 8. Схема системы охлаждения
дизеля тепловоза U25B:
1 — дизель; 2 — водомасляный теплообмен-
ник; 3 — бак для воды; 4 — радиатор во-
ды; 5 — клапаны перепуска; 6—водяной
насос
Несколько необычна система охлаждения двигателя с наддувом
и двумя кругами циркуляции воды (США), приведенная на рис. 7.
По большому кругу вода проходит от насоса 5, приводимого от
двигателя, в рубашку охлаждения и снова к насосу. По меньшему
кругу циркуляции вода проходит через радиатор 8, затем через мас-
лоохладитель 9 и теплообменник 1 охлаждения наддувочного воз-
духа к насосу 10. Регулирование теплового режима двигателя осу-
ществляется с помощью термостата 4, который часть воды из мень-
шего круга перепускает в больший круг циркуляции, и термостата
7, перепускающего часть воды мимо маслоохладителя.
Все рассмотренные системы охлаждения дизелей оборудованы
обводными каналами, позволяющими замкнуть трубопроводы си-
стемы охлаждения накоротко и тем самым исключить переохлаж-
дение двигателя при работе на малых нагрузках или при низкой
температуре атмосферного воздуха, уменьшить время прогрева
и т. д., причем регулирование теплового режима с помощью такого
перепуска рассматривается как равнозначное регулированию изме-
нением расхода воздуха.
В дизелях с наддувом проблема подогрева наддувочного возду-
ха при работе на малых нагрузках и при низкой температуре атмо-
сферного воздуха решается путем перепуска части воды, охлажда-
ющей дизель, в контур циркуляции воды, охлаждающей наддувоч-
ный воздух.
На тепловозах ТГ300, V320, некоторых тепловозах фирмы «Кра-
усс-Маффей» (ФРГ) и D1000 (Великобритания) применяют пере-
пуск воды из контура охлаждения дизеля в контур охлаждения над-
12
дувочного воздуха. Это позволяет повысить температуру надду-
вочного воздуха при работе тепловоза на малых нагрузках в холод-
ное время года.
Фирма «Дженерал электрик» создала систему охлаждения для
тепловозов серии U25B, в которой оптимальная температура тепло-
носителей поддерживается автоматически в любое время года на
всех нагрузках за счет организации перепуска воды (рис. 8). Цир-
куляционный насос 6 подает охлаждающую воду из дизеля непо-
средственно в бак или через секции холодильника. Вода из секций
холодильника возвращается в бак 3 и затем поступает в насос че-
рез водомасляный теплообменник 2. Количество воды, проходящее
через секции, регулируется с помощью шести спаренных клапанов
5, работающих параллельно тремя группами. При низкой темпера-
туре охлаждающей воды клапаны закрыты, и вся вода из двигателя
поступает в бак в обход секций холодильника. С повышением тем-
пературы воды соответствующие термостаты срабатывают и от-
крывают поочередно клапаны всех трех групп. Температура воды в
системе поддерживается в диапазоне 347... 355 К.
Для систем охлаждения большинства тепловозов Великобри-
тании и США характерно применение в контуре охлаждения воды
дизеля избыточного давления (закрытые системы охлаждения).
Такие системы позволяют осуществить высокотемпературное ох-
лаждение. Избыточное давление 0,04 Па позволяет повысить тем-
пературу кипения до 382 К; при избыточном давлении 0,1 МПа тем-
пература кипения увеличивается уже до 394 К-
На тепловозе Д57 мощностью 2022 кВт в контуре охлаждения
воды дизеля применена закрытая система под избыточным давле-
нием 0,142 МПа (рис. 9). Во втором, открытом контуре охлажда-
ются наддувочный воздух и масло дизеля. Оба контура оборудованы
перепускными клапанами 6 и 10 с термостатами.
В открытой системе клапан пропускает воду мимо теплообмен-
ника до тех пор, пока температура масла на выходе из теплообмен-
ника не превысит 344 К. В закрытой системе до достижения опре-
деленной температуры часть воды также пропускается в обход
радиатора.
В нашей стране закрытая система циркуляции воды впервые
применена на отечественных тепловозах серии ТГ102 (рис. 10).
При этом каждый дизель тепловоза оборудован автономной систе-
мой охлаждения, которая включает расширительный бак, предна-
Рис. 9. Схема системы охлаждения теп-
ловоза Д57:
/ — двигатель; 2 — турбовоздуходувка; 3 —
воздуховодяной теплообменник; 4 — водомасля-
ный теплообменник; 5—водяной бак; 6—пе-
репускной клапан воды системы охлаждения
дизеля; 7 — радиатор воды; 8 — водяной насос
открытой системы; 9—водяной насос систе-
мы под избыточным давлением; 10 — перепуск-
ной клапан воды, охлаждающей масло дизеля
13
Рис. 10. Схема системы охлаждения тепловоза ТГ102:
1—калорифер; 2 — кран для удаления воздуха; 3— секции холодильника; 4 и 6— датчики
электротермометров; 5 — термореле; 7—расширительный бак; 8—паровоздушный клапан;
9 и 12 — пароотводящие трубы; 10 — дизель М756; 11 — вентили прогрева дизелей; 13 — бак
санузла; 14 — котел подогрева; 15—подогреватель топлива и масла; 16 и 20 — вентили сли-
ва воды; 17 — насос; 18—вентиль прогрева систем; 19 — водяные насосы дизелей; 21 — вен-
тили подключения калорифера
знаменный для восполнения утечек воды, удаления пара и воздуха
из системы.
На тепловозах фирмы «Дженерал электрик», предназначенных
для эксплуатации на Аляске, в систему охлаждения двигателя вве-
ден электрический подогреватель. В холодное время года, когда ди-
зель работает в режиме холостого хода, напряжение от главного
генератора подается на подогреватели, установленные в контуре
воды охлаждения дизеля. Нагретая вода подогревает масло в сма-
зочной системе дизеля.
На тепловозах некоторых зарубежных фирм (ФРГ, США) пре-
дусмотрена возможность регулирования температуры теплоносите-
лей не только перепусками, но и аккумулированием теплоты в ре-
зультате слива воды в холодный период времени в специальные
емкости — аккумуляторы, расположенные под радиаторами. Опыт
зарубежных фирм показывает, что системы охлаждения с пере-
пускными клапанами и опорожняемыми радиаторами работают
эффективно и надежно.
В таких системах температура теплоносителей поддерживается
на экономически целесообразном уровне при работе тепловозов на
режимах частичных нагрузок и без нагрузки в зимний период экс-
плуатации в результате использования перепусков масла в обход
водомасляного теплообменника; перепусков воды, охлаждающей
дизель, в систему циркуляции воды, охлаждающей масло и надду-
вочный воздух; емкостей — аккумуляторов теплоты, подогревателей
и соответствующих регулирующих устройств.
На современных отечественных тепловозах (2ТЭ116, ТЭП70,
ТЭП75, 2ТЭ121 и др.) применяют перепуски и подогрев теплоноси-
14
телей в водогрейных и электрических котлах-подогревателях. Кро-
ме того большое внимание уделяется герметизации и теплоизоля-
ции кузова. Так, введение двойной обшивки кузова тепловоза
ТЭП70 увеличило время охлаждения дизеля до допустимых тем-
ператур теплоносителей в 1,6 раза.
На тепловозах 2ТЭ116, 2ТЭ10Л и дальнейших их модификациях
успешно применяют системы перепуска нагретого в радиаторах воз-
духа в дизельное помещение, а на тепловозах 2ТЭ116 последних
выпусков и на тепловозах 2ТЭ121 уже использована более совер-
шенная система рециркуляции нагретого в радиаторах воздуха че-
рез дизельное помещение и далее через секции радиатора. Это по-
зволяет не только исключить разрежение и повысить температуру
воздуха в дизельном помещении, но и увеличить температуру воз-
духа перед секциями радиаторов и тем самым создать условия для
их более надежной работы.
На дальнейшее совершенствование систем рециркуляции подо-
гретого в радиаторах воздуха направлены мероприятия, позволя-
-4
Рис. 11. Схема системы охлаждения с рециркуляцией воздуха:
1 — секции радиатора воды дизеля; 2—секции радиатора воды, охлаждающей масло; 3, 5 —
люки; 4 — радиаторы наддувочного воздуха; 6 — турбокомпрессор; 7 — дизель; 8 — насос мас-
ла; 9 — регулятор температуры масла; 10 — водяные насосы; 11 — водомасляные теплообмен-
ники; 12 — электроподогреватель
15
ющие обеспечить более равномерное поле температур воздуха пе-
ред радиаторами и подогрев наддувочного воздуха при охлажде-
нии его атмосферным в холодный период эксплуатации тепловоза
(рис. 11). В такой системе воздух, подогретый в секциях 1 и 2 ра-
диаторов воды дизеля и воды, охлаждающей масло дизеля, после
вентилятора направляется через люк 3 в радиаторы наддувочного
воздуха 4, нагревая его, и далее в дизельное помещение, из кото-
рого через люки 5 — в секции радиаторов 1 и 2. При этом боковые
и верхние жалюзи закрыты, а вентилятор отключен. В шахте ох-
лаждающего устройства воды, охлаждающей дизель, может быть
применена вторая внутрикамерная циркуляция нагретого воздуха,
поступающего к секциям радиаторов сверху через люки 5. Это по-
зволяет выровнять поле температур воздуха перед секциями радиа-
торов.
Анализ особенностей систем охлаждения тепловозов показывает,
что для поддержания рациональной температуры теплоносителей
широко применяют перепуск воды и масла в обход радиаторов и
теплообменников, перепуск воды из одного («горячего») контура в
другой («холодный»), закрытые системы охлаждения, подогрев
воды электронагревателями и др. Это позволяет исключить или зна-
чительно сократить период работы тепловозного дизеля с низкими
температурами охлаждающих жидкостей, и тем самым в значи-
тельной мере повысить экономичность и улучшить условия его ра-
боты.
Конструкция охлаждающего устройства и его компоновка в ку-
зове тепловоза зависят от размещения в кузове силовой установки
и прочего оборудования. Этим объясняется многообразие конст-
руктивных форм и компоновок охлаждающих устройств. Однако по
общим классификационным признакам эти устройства можно раз-
делить на следующие: всасывающие — радиатор установлен со
всасывающей стороны вентилятора; нагнетательные — вентилятор
нагнетает воздух в радиатор; смешанные — панели радиатора рас-
положены по обе стороны вентиляторной установки. В зависимости
от места установки панелей радиатора в кузове тепловоза охлаж-
дающие устройства могут быть арочного и крышевого типов с вер-
тикальным, горизонтальным или наклонным (V-образным) распо-
ложением радиаторов.
Охлаждающее устройство всасывающего арочного типа тепло-
воза ТЭЗ (рис. 12, а) является прототипом устройств большинства
отечественных магистральных тепловозов (рис. 12, б—г). Панели
радиатора расположены в них вертикально с двух сторон вдоль бо-
ковых стенок кузова [37, 42, 43, 46].
На тепловозах с гидропередачей типа ТГ102, ТГ106, ТГ16 и др.
по условиям компоновки оборудования панели радиатора нельзя
установить вдоль боковых стенок кузова. Эти тепловозы имеют ох-
Рис. 12. Схемы охлаждающих устройств дизелей отечественных тепловозов:
а —ТЭЗ; б —2ТЭ10Л; в — ТЭП60; г —2ТЭ116; д — ТГ102; в —ТЭ109; / — верхние жалюзи;
2 — вентиляторные установки; 8 — радиаторы; 4 — боковые жалюзи
17
1. Характеристики охлаждающих устройств дизелей отечественных тепловозов
Наименование ТЭЗ 2ТЭ10Л ТГ102 ТГ106 М62
Радиатор
Типоразмеры секции ВП-1,2 ВС-1,2; ВС-0,5 ВП-0,5 ВС-0,7 ВС-1,2
Размер фронта АхВ, м2 1.206Х 1.206Х 0,535Х 0,7ЮХ 1.206Х
Х2.33 Х2.94 0,535Х Х2,94 Х2.79 XI,771 Х2.33
Площадь фронта Вф, м2 5,65 10,26 2,98 2,52 5,65
Вентилятор
Тип (число) У(1) УК-2М (1) УК-2 (1) УК-2М (2) УК-2 (1)
Диаметр D, м 1,6 2,0 1,1 1,6 1,6
Относительный диаметр d 0,437 0,45 0,45 0,45 0,45
Площадь сечения, сметаемого лопастями, Вом, м2 1,6 2,5 1,0 1,6X2 1,6
Угол установки лопастей 0, 0 20 21 23 19 21
Частота вращения с-1 Тип привода 23 Механи- ческий 19,3 27,4 Гидромех 21,2 анический 22,5
Шахта
Тип
Конфузорность n=F$/F0M
B/D
Арочный
3,51 I 4,1
1,6 I 1,47
Крышевой
2,64 I 1,57
1,0 | 1,11
Арочный
3,51
1,46
Наименование 2ТЭ109 2ТЭ114 2ТЭ116 2ТЭ116 Ne 741 ТЭМ7
Радиатор
Типоразмеры секции ВС-1,2 ВС-1,2 ВС-1,2 ВС-1,2 ВС-1,2
Размер фронта АхВ, м2 1.206Х 1,206Х 1,206Х 1,206Х 1,206Х
Х3,25 Х3,41 Х2,94 Х2,94 Х2,33
Площадь фронта Вф, м2 7,88 8,23 7,1 7,1 5,65
Вентилятор
Тип (число) УК-2М (3) УК-2М (3) УК-2М (4) УК-2М (2) УК-2М
Диаметр D, м 1,1 1,1 1,1 1,6 1,6
Относительный диаметр d 0,45 0,45 0,45 0,45 0,45
Площадь сечения, отметаемого лопастями, Fom, м2 0,76X3 0,76X3 0,76X4 1,6X2 1,6
Угол установки лопастей 0, ° 17,3 21,3 18 20
Частота вращения, с-1 Тип привода 32,7 32,7 Электрг 32,7 ческий 20 21,7 Гидро- механи- ческий
Шахта
Тип V-образ- Арочный
ный
Конфузорность n = F$/Fot,t 3,46 3,81 I 2,34 1 2,22 1 3,53
B/D 1,0 1,04 1 1,34 1 1,0 | 1,0
18
Продолжение табл. 1
Наименование ТЭП60 ТЭП70 ТЭП75 2ТЭ121 2ТЭ136
Типоразмеры секции Радиа ВС-1,2 тор ВС-0,7 ВС-1,2; ВС-1,2 ВС-1,2
Размер фронта АхВ, м2 1,206Х 0,735Х ВС-0,7 1,206Х 1.206Х 1.206Х
Х3,72 XI,860 XI,6; Х3.72 Х3,72
Площадь фронта F$, м2 8,97 2,73 0,735Х Х1,86 3,74; 2,73 8,97 8,97
Вентилятор
Тип (число) Диаметр D, м Относительный диаметр д. Площадь сечения, ометаемого УК-2М. (2) 1,6 0,45 1,6X2 УК-2М (3) 1,7 0,45 1,23 УК-2М 1,6; 1,4 0,45 1,60; 1,23 УК-2М (2) 1,7 0,45 1,6X2 УК-2М (2) 1,7 0,45 1,6X2
лопастями, Fom, м2 Угол установки лопастей 0, ° 20 27,3 27,3 27,3
Частота вращения, с-1 22,5 22 20; 22 19,5 19,5
Тип привода Гидростатический Электрический
Шахта
Тип Арочный Крыше- вой Арочно- крыше- вой Арочный Арочно- крыше- вой
Конфузорность п=рф/ром 2,8 2,15 2,34; 2,22 2,8 2,8
B/D 1,16 1,33 1,00; 1,3 1,16 1,16
лаждающие устройства всасывающего типа, занимающие часть
крыши кузова (рис. 12, д'). Принципиально охлаждающее устрой-
ство крышевого типа отличается от арочного только меньшей дли-
ной секции радиатора.
Однотипные по компоновке охлаждающие устройства различа-
ются размерами фронта радиатора, диаметром вентилятора и дру-
гими характеристиками (табл. 1).
Зарубежные тепловозы оборудованы охлаждающими устройства-
ми различных типов, выбор которых зависит от целого ряда фак-
торов. Широкое распространение имеют охлаждающие устройства
нагнетательного и смешанного типов. Тепловозы серии U-25, U-28
и U-50 фирмы «Дженерал-Электрик», AJ16C оборудованы охлажда-
ющими устройствами нагнетательного типа (рис. 13, а, в).
Тепловозы серии «Сенчури» (моделей 428, 430, 628, 630 и 855)
фирмы «Алко» имеют охлаждающие устройства, в которых радиа-
торы установлены со стороны всасывания и со стороны нагнетания
вентиляторной установки (рис. 13, г) с целью их рациональной
компоновки. В странах Западной Европы и в Японии наибольшее
распространение получили охлаждающие устройства всасывающе-
19
1
Рис. 13. Схемы охлаждающих устройств дизелей зарубежных тепловозов:
а — U-25 фирмы «Дженерал-Электрик»; б — AJ16C; в — U-28 фирмы «Дженерал-Электрик»;
г — Сенчури-855 фирмы «Алко»; 1 — верхний радиатор; 2 — осевой вентилятор; 3—шахта;
4 — боковые жалюзи; 5 — электрическая муфта; 6 — компрессор; 7 — пакет сопротивлений
электродинамического тормоза; 8 — верхние жалюзи; 9 — боковой радиатор и жалюзи
го арочного и крышевого типов: французские тепловозы серии
67000, 72000, японские тепловозы серии DF-50, английские теплово-
зы фирмы «Браш» (рис. 14) и др.
В последнее время находят применение охлаждающие устрой-
ства с V-образным расположением панелей радиаторов (рис. 15),
что позволяет использовать часть кузова под ними для установки
силового (гидропередачи) и вспомогательного оборудования. По-
добную компоновку имеет охлаждающее устройство отечественных
тепловозов серии ТЭ109 (V300) (см. рис. 12, е).
Ведущие зарубежные фирмы («Фойт», «Зерк», «Бер» и др.)
разработали охлаждающие устройства разнообразных конструк-
ций в виде блоков (рис. 15 и 16), что позволяет максимально уни-
фицировать охлаждающие устройства для тепловозов различной
мощности. Такими охлаждающими устройствами оборудованы
тепловозы различных стран (тепловозы D1520 и «Кестрел» англий-
ской фирмы «Браш», тепловозы французской фирмы «Альстром»,
тепловозы западногерманских фирм «Хеншель», «Мак» и «Краусс-
20
Рис. 14. Охлаждающее уст-
ройство дизеля тепловоза
Д1520 фирмы «Браш»:
/ — боковые жалюзи; 2— секции
радиатора; 3 — крыша; 4 — обе-
чайка с направляющим аппара-
том; 5 — привод вентилятора;
6 — колесо вентилятора; 7 — обе-
чайка вентилятора с сеткой
Маффей», тепловозы серии DF-50 японской фирмы «Мицубиси»
и др.).
В нашей стране впервые охлаждающее устройство блочного ти-
па было применено Ворошиловградским тепловозостроительным
заводом им. Октябрьской революции на тепловозе серии ТГ102
(см. рис. 12, д). В дальнейшем производственное объединение КТЗ
использовало блочные охлаждающие устройства на тепловозах се-
рий ТЭП70 (рис. 17) и ТЭП75. При этом на тепловозе ТЭП75 из
условий рациональной компоновки оборудования в кузове и унифи-
Рис. 15. Схемы охлаждающих уст-
ройств фирмы «Фойт» тепловозов:
a — V90: б — V162; в — V164
21
Рис. 16. Охлаждающие
а — V-образным (тепловозы
устройства фирмы «Бер» с различным расположением
панелей радиаторов:
V162); б — шатровым (тепловозы V164); / — панель радиатора;
2 — мотор-вентилятор; 3 — жалюзи
22
951^00
Рис. 17. Блок охлаждающего устройства дизеля тепловоза ТЭП70:
1— неподвижные створки; 2 — шторка; 3 — секция радиатора; 4 — вентилятор; 5 — гидроста-
тический привод вентилятора; 6 — верхние жалюзи; 7— круглый коллектор
кации с тепловозом серии ТЭП70 впервые применено сочетание
охлаждающих устройств арочного (для охлаждения воды дизеля)
и крышевого (для охлаждения масла и наддувочного воздуха)
блочного типа (рис. 18). Те же условия продиктовали необходи-
мость совмещения арочного (для охлаждения воды и масла дизе-
ля) и крышевого (для охлаждения наддувочного воздуха) охлаж-
дающих устройств на первом грузовом магистральном двухсекци-
онном тепловозе 2ТЭ136 мощностью 8824 кВт; на тепловозе
Рис. 18. Схема расположения охлаждающих устройств на тепловозе ТЭП75:
1 — блок охлаждения воды дизеля; 2 — блок электрического тормоза; 3 — блок охлаждения
масла дизеля; 4—блок охлаждения наддувочного воздуха; 5 — дизель; 6—расширительный
бак; 7— турбокомпрессор; 8 — глушитель дизеля; 9— тяговый генератор; 10 — вентилятор
централизованного воздухоснабжения; 11 — блок фильтров воздуха; 12—выпрямительная ус-
тановка; 13— аппаратная камера; 14 — тяговый электродвигатель; 15— водомасляный тепло-
обменник
23
Рис. 19. Схема расположения охлаждающих устройств на тепловозе 2ТЭ121:
1— отопительно-вентиляционный агрегат; 2 — высоковольтная камера; 3— электрический тор-
моз; 4 — кассеты воздухоочистителей электрических машин; 5 — вентилятор; 6 — дизель; 7 —
бак для воды; 8 — вентилятор кузова; 9 — мотор-вентиляторы с поворотными лопастями;
10 — секции радиатора
2ТЭ121 мощностью 5882 кВт установлено охлаждающее устройство
арочного типа (рис. 19).
Анализ конструкций охлаждающих устройств зарубежных теп-
ловозов серии DD-40A мощностью 4853 кВт и DD-35 мощностью
3676 кВт (рис. 20, а) фирмы «Дженерал Моторе» (США), серии U
(рис. 13, айв) фирмы «Дженерал-Электрик» (США), серии
Рис. 20. Компоновка охлаждающих устройств тепловозов:
а — £>D-35; б — Сенчури 643Н; в — СС70000; г — ВВ69000; 1 — водяной бак; 2 — вентиляторы;
3 — радиаторы; 4 — компрессор; 5 — гидропередача
24
Рис. 21. Блок охлажда-
ющего устройства тепло-
воза «Кестрел»:
1 — вентиляторы; 2 — элек-
тродвигатель; 3 и 7 —- соот-
ветственно верхний и ниж-
ний коллекторы; 4 — жалю-
зи; 5 — секции контура II;
6 — секции контура I
Сенчури-855 мощностью 4044 кВт (рис. 13, г) и Сенчури-643Н мощ-
ностью 3162 кВт (рис. 20, б) фирмы «Алко» (США), серии СС70000
и ВВ69000 (рис. 20, виг) мощностью соответственно 3030 и
3530 кВт фирмы «Альстом» (Франция), «Кестрел» мощностью
2941 кВт (рис. 21) фирмы «Браш» (Великобритания), тепловоза
М61 (рис. 22) фирмы «Нохаб» (Швеция) показывает, что они пред-
ставляют собой, как правило, блоки, в основном всасывающего ти-
па, расположенные в верхней части кузова или в крыше тепловоза.
Это позволяет рационально использовать пространство в нижней
части кузова для размещения силового и вспомогательного обору-
дования.
В охлаждающих устройствах отечественных и зарубежных теп-
ловозов используют вентиляторы осевого типа. На тепловозах се-
рии ТЭЗ, ТЭМ.1 и ТЭМ2 установлен шестилопастный осевой венти-
лятор типа У с относительным диаметром втулки 5—0,437. Лопа-
сти этого вентилятора имеют постоянную ширину и незакручены.
На тепловозах серий ТЭ10, 2ТЭ10Л, ТЭП60, М62, 2ТЭ10В, ТЭП70,
ТЭП75, ТЭМ7, 2ТЭ121 и др. применяют более экономичные осевые
вентиляторы типа УК-2М. (рис. 23) [44].
В охлаждающих устройствах отечественных тепловозов, так же
как и большинства зарубежных, используют как наиболее эконо-
мичные гидростатические, гидромеханические и электрические при-
воды вентиляторов.
Охлаждающие устройства отечественных и зарубежных тепло-
возов имеют жалюзи с поворотными створками, что позволяет ре-
гулировать расход воздуха и изолировать внутреннее помещение от
атмосферных воздействий. На отечественных тепловозах применя-
ют жалюзи с горизонтальными параллельно и радиально располо-
женными створками, на зарубежных — также жалюзи с вертикаль-
ными плоскими створками.
Анализ схем и особенностей конструкции охлаждающих уст-
ройств дизелей отечественных и зарубежных тепловозов позволяет
сделать вывод: наибольшее распространение получили охлажда-
ющие устройства всасывающего арочного и крышевого типов с двух-
контурными системами циркуляции воды, охлаждающей масло,
наддувочный воздух и дизель. Охлаждающие устройства крышево-
го блочного типа позволяют наиболее рационально размещать обо-
25
вид 5
А—А
Рис. 22. Охлаждающее устройство дизеля тепловоза М61 фирмы «Нохаб», рас-
положенное в крыше кузова:
1 — вентилятор; 2 — панель радиатора; 3 — стяжки; 4 — привод жалюзи; 5 — жалюзи боко-
вые; 6 — люк
рудование в кузове тепловоза, однако в таких устройствах затруд-
нено развитие поверхности теплообмена и сечения, сметаемого ло-
пастями вентилятора (вентиляторов). Отсюда можно сделать
следующий вывод: в каждом конкретном случае для выбора наи-
более рациональной конструкции следует проводить специальные
сравнительные исследования различных охлаждающих устройств.
Системы охлаждения тяговых электрических машин и аппара-
тов. Для поддержания требуемого теплового режима машин и ап-
паратов предназначена система принудительной вентиляции, состо-
ящая из вентиляторов (вентилятора) и сети всасывающих и нагне-
тательных каналов.
26
Рис. 23. Колесо вентилятора типа УК-
2М охлаждающего устройства тепло-
воза 2ТЭ10В:
1 — воротник жесткости; 2 — лопасть; 3 —
обтекатель; 4 — барабан; 5—ребро жест-
кости
Рис. 24. Характеристики тепловозов мощ-
ностного ряда:
--------удельный расход воздуха для охлаж-
дения тяговых электрических машин и аппа-
ратов Q;---------удельные затраты мощно-
сти на привод вентиляторов WB/A/e
Тепловое состояние электрических машин является следствием
преобразования части электрической энергии в тепловую в актив-
ных элементах (обмотках и др.). Его допустимый уровень опреде-
ляется классом электроизоляционных материалов (В, F или Н),
который оценивают соответствующим превышением температуры
обмоток над температурой окружающей среды АТ (120, 140 и 160 К
для обмоток якоря и 130, 155 и 180 К для обмоток возбуждения
при средней температуре окружающего воздуха 293 К) [44, 47].
Увеличение этих значений АГ даже на несколько градусов значи-
тельно сокращает срок службы электрических машин [19, 44]. По-
этому вентиляторы систем охлаждения должны обеспечивать пода-
чу значительного количества охлаждающего воздуха при минималь-
ных размерах, массе и затратах мощности на привод (табл. 2).
Для тепловозов мощностью до 2206 кВт удельный расход воз-
духа, охлаждающего тяговые электродвигатели, составляет в сред-
нем 0,25... 0,27 м3/(мин-кВт), а тяговые генераторы — 0,12...
0,13 м3/(мин-кВт). Для тепловозов большой секционной мощности
(2941...4412 кВт) эти показатели несколько уменьшаются и со-
ставляют соответственно 0,2 ...0,24 м3/(мин-кВт) и 0,1...
0,12 м3/(мин • кВт).
Общий удельный расход воздуха на охлаждение тяговых элек-
трических машин характеризуется следующими цифрами: для теп-
ловозов мощностью до 2206 кВт достигает 0,33 ... 0,34 м3/(мин• кВт),
а для тепловозов мощностью 2941 ...4412 кВт несколько увеличива-
27
00
2. Расходы воздуха, охлаждающего тяговые электрические машины тепловозов
Тепловоз Электродвигатель Генератор
Серия (наименование) Мощ- ность, кВт Тип Мощ- ность, кВт Расход воздуха, м3/мнн Удельный расход воздуха, м3/минх ХкВт) Тип Мощ- ность, кВт Расход воздуха, м3/мин Удельный расход воздуха, м3/(минХ ХкВт)
ТЭЗ, ТЭ7 1471 ЭДТ200Б 206 55,0 0,267 МПТ99/47А 1350 90,0 0,067*
ТЭМ1 735 ЭДТ200Б 87 45,0 0,518 МПТ84/39 625 69,0 0,104*
ТЭМ2 882 ЭД118А 305 79,8 0,26 ГПЗООБ 780
М62(2М62) 1471 ЭД107А 198 53,3 0,269 ГП312 1270 166,0 0,130
2ТЭ10Л 2206 ЭД107А 307 75,0 0,244 ГП311Б 2000 250,0 0,125
2ТЭ10В (ЗТЭ10М) 2206 ЭД 118А(ЭД118Б) 305 78,0 0,256 ГП311Б 2000 165,1 0,125
ТЭП60 2206 ЭД108А 305 76,6 0,250 гпзпв 2000 249,6 0,120
V300, 132 2206 ЭД112А 406 110,0 0,27 ГС501 2190 267 0,122
2ТЭ116 2206 ЭД118Б 305 79,8 0,260 ГС501А 2190 267 0,122
ТЭ109 2206 ЭД112 307 75,0 0,244 ГС501 2000 265 0,132
ТЭП70 2941 ЭД119 411 99,96 0,228 ГС504А 3750 267,0 0,0971
2ТЭ121 2941 ЭД 126 409 99,6 0,243 А714 ** 2800 360 0,122
ТЭМ7 1471 ЭД120А 135 90,16 0,67 ГС515У2 1400 168,0 0,120
ТЭП75 4416 ЭД127У1 586 110,0 0,189 А713** 4060 390,0 0,096
Браш 2059 200 60,0 0,3
Хеншел 2000 285 77,8 0,273
Кокерил 2150 202 90,0 0,45
68000 2700 480 120,0 0,25
* Генераторы с самовентиляцией.
** Без расхода воздуха для выпрямительной установки тягового агрегата.
ется и составляет в среднем 0,35... 0,4 м3/(мин-кВт) (рис. 24,
сплошная кривая). При этом удельные затраты мощности на функ-
ционирование систем охлаждения тяговых электрических машин и
аппаратов тепловозов мощностью до 2206 кВт составляют 2,8... 3,6%
(рис. 24, штриховые кривые). Для тепловозов мощностью
2941 ...4412 кВт они возрастают до 4... 5,5%, что объясняется при-
менением централизованной системы воздухоснабжения и увеличе-
нием расхода воздуха на охлаждение тяговых агрегатов.
В связи с этим возникает необходимость дальнейшего умень-
шения затрат мощности на привод вентиляторов за счет совершен-
ствования нагнетательных каналов системы, снижения аэродина-
мического сопротивления тяговых электрических машин и аппара-
тов и повышения интенсивности процессов теплоотдачи в охлажда-
ющий воздух.
Электрические машины в зависимости от способа их вентиля-
ции можно подразделить на самовентилирующиеся машины (ох-
лаждающий воздух подается вентилятором, установленным на ва-
лу электрической машины) и машины с независимой вентиляцией
(охлаждающий воздух подается вентилятором, расположенным
вне машины).
В систему охлаждения электрических машин локомотивов вхо-
дят воздухозаборные устройства, всасывающие каналы, фильтры,
вентиляторы, нагнетательные каналы с воздухораспределительны-
ми устройствами и охлаждаемые объекты.
Системы охлаждения тяговых электрических машин и аппа-
ратов отечественных и зарубежных тепловозов подразделяются на
индивидуальные, централизованные и смешанные. В индивидуаль-
ной системе предусмотрено охлаждение каждого объекта (электри-
ческой машины, аппарата и др.) отдельным вентилятором. Центра-
лизованная система охлаждения включает в себя централизованную
систему воздухоснабжения (ЦСВ), которая имеет один вен-
тилятор для охлаждения всех тяговых электрических машин и ап-
паратов. В смешанных системах применяется и индивидуальное, и
групповое охлаждение электрических машин и аппаратов. Все си-
стемы имеют общий принцип работы: охлаждающий атмосферный
воздух поступает в вентилятор через всасывающий канал, име-
ющий жалюзи и фильтр, а из вентилятора через нагнетательные
каналы к тяговым электрическим машинам.
Наибольшее распространение получили смешанные системы ох-
лаждения. Это объясняется особенностями компоновки силового и
вспомогательного оборудования на тепловозах при использовании
силового привода с распределительными редукторами и карданны-
ми валами. Такие системы обычно включают в себя индивидуаль-
ные системы охлаждения генератора, полупроводниковых выпрями-
телей и др. Ими оборудованы тепловозы 2ТЭ10Л, ТЭП60, ТЭ109,
2ТЭ116 и др. За рубежом большое распространение получили сме-
шанные и централизованные системы охлаждения, включающие
устройства для воздухоочистки [16, 44].
29
Рис. 25. Схема системы охлаждения тепловоза «Сенчури 424» мощностью
1765 кВт:
1 — инерционный воздухоочиститель дизеля; 2 — воздухоочиститель с масляной ванной; 3 —
дизельное помещение; 4 — главный генератор: 5 — вентилятор; 6 — инерционный воздухоочи-
ститель; 7 — вентилятор тяговых электродвигателей; 8 — тяговые электродвигатели
На рис. 25 представлена система охлаждения тепловоза «Сен-
чури 424» фирмы «Алко», характерная и для других тепловозов
этой фирмы. Воздух засасывается вентилятором и проходит через
инерционный воздухоочиститель в специальный отсек дизельного
помещения, из которого поступает в вентилятор системы охлажде-
ния тяговых двигателей и вентилятор главного генератора. Ди-
зельное помещение вентилируется воздухом, выходящим из глав-
ного генератора. Воздух для дизеля очищается в инерционном воз-
духоочистителе, а затем в сетчатом фильтре панельного типа.
Фирма «Дженерал-Электрик» выпускает тепловозы серии U
мощностью от 1838 до 3676 кВт (U-50, U-56, U-25B, U-28B, U-28C)
с ЦСВ. В системе тепловозов серии U-25B воздуховодом служит
внутренняя полость главной рамы (рис. 26). Предварительно очи-
щенный в воздухоочистителе первой ступени воздух из воздуховода
направляется на охлаждение тяговых двигателей, главного гене-
ратора, возбудителя, вспомогательного генератора, в высоковольт-
ную камеру, камеру сопротивлений и кабину машиниста. Из глав-
ного генератора воздух поступает в дизельное помещение, создавая
Рис. 26. Главная рама тепловоза U-25B:
/_ центральные балки рамы тепловоза; 2 —к воздушным фильтрам дизеля (с обеих сторон
воздухоочистителя); 3 — воздухоочиститель; 4 — главный воздуховод; 5 — к тяговым электро-
двигателям; 6 — к высоковольтной камере; 7— к электрическим аппаратам; 8— в кабину
машиниста; 9 — к вспомогательному генератору; 10 — к возбудителю; 11 — к коллектору глав-
ного генератора; /2 — к якорю и полосам главного генератора; 13 — воздух из атмосферы;
14 — воздуходувка системы охлаждения
30
Рис. 27. Система централизованного воздухоснабжения тепловоза ТЭП70:
а—общий вид; б—схема; 1 — вентилятор; 2 и 14 — воздуховоды соответственно к тяговому
генератору и выпрямительной установке; 3 — привод вентилятора; 4 и 17 — воздуховоды в
раме; 5—7, 15, 16 и 19— воздуховоды к электродвигателям; 8 и 9— воздуховоды соответст-
венно к калориферам кабины и системе обогрева стекол лобовых окон; 10 — рама теплово-
за; 11 — генератор; 12 — блок фильтров; 13 — выпрямительная установка; 18—воздуховод к
высоковольтной камере; 20 — электродвигатели; 21 — калориферы; 22 — лобовые окна; 23 —
высоковольтная камера; 24 — дизель
в нем повышенное давление. При этом исключается возможность
попадания паров масла и топлива в электрические машины.
Применение таких систем позволяет уменьшить размеры и мас-
су вентиляторов и приводов, упростить конструкцию привода, ис-
пользовать более совершенные вентиляторные установки. Однако
такие системы характеризуются значительной протяженностью
(размерами и массой) воздуховодов. Правда, при организации воз-
духоводов в раме тепловоза эти недостатки уменьшаются, но уве-
личенное аэродинамическое сопротивление системы приводит к по-
вышенным затратам мощности на привод вентилятора.
В нашей стране первая централизованная система применена
ПО КТЗ на тепловозе ТЭП70 (рис. 27). На последующих отечест-
венных тепловозах большой секционной мощности (ТЭП75, ТЭМ7,
2ТЭ121, 2ТЭ136 и др.) подобная система получила широкое рас-
пространение (рис. 28). Опыт создания и эксплуатации тепловозов
с такими системами показал, что они менее экономичны, чем сме-
шанные системы (по затратам мощности на работу системы охлаж-
дения и по стоимости изготовления), но более просты и надежны.
Анализ систем воздухоснабжения электрических машин зару-
бежных тепловозов позволяет отметить следующие особенности их
конструкций:
31
Рис. 28. Схема расположения системы централизованного воздухоснабжения на
тепловозе 2ТЭ121:
1 — воздуховод к тяговому генератору; 2 — мотор-вентилятор кузова; 3—воздуховод к ак-
кумуляторным отсекам; 4 — воздуховоды к тяговым электродвигателям: 5 — воздухоочисти-
тель дизеля; 6 — кассеты воздухоочистителя; 7 — вентиляторная установка; 8 — воздуховод
к КУА-10; 9— электродинамический тормоз
максимально возможное сокращение числа вентиляторов, что
снижает расходы на обслуживание и ремонт;
широкое применение самоочищающихся инерционных и циклон-
ных фильтров, что сокращает расходы на обслуживание;
создание в дизельном помещении тепловозов избыточного дав-
ления (200 ...250 Па) для предотвращения попадания пыли и влаги.
На отечественных тепловозах используются тяговые электриче-
ские машины с самовентиляцией и принудительной вентиляцией.
На тепловозах ТЭЗ и ТЭМ1 применяются самовентилирующиеся
электрогенераторы МПТ99/47А и М.ПТ84/39. На этих тепловозах
тяговые электродвигатели имеют принудительную вентиляцию с
помощью центробежных вентиляторов Ц15-45 с механическим при-
водом.
На тепловозе 2ТЭ10Л специальный центробежный вентилятор
серии Ц15-45 с механическим приводом от дизеля всасывает на-
ружный воздух и по каналам подает его в генератор ГП-311, из ко-
торого воздух выбрасывается в атмосферу через выпускные кана-
лы. Во всасывающих каналах предусмотрен люк для забора возду-
ха из дизельного помещения. Тяговые двигатели каждой тележки
охлаждаются отдельным центробежным вентилятором с механиче-
ским приводом от дизеля. Забираемый снаружи тепловоза воздух
по воздухораспределительным каналам подается к электродвигате-
лям. Возможен забор воздуха и из дизельного помещения. Анало-
гичную систему воздухоснабжения имеет тепловоз М62.
На тепловозе ТЭП60 установлен генератор М.ПТ-120/55А с при-
нудительной вентиляцией. Для охлаждения главного генератора
применяется центробежный вентилятор Ц9-55 (рис. 29, в). Воздухо-
заборные устройства расположены с двух сторон в верхней части
кузова тепловоза. Для охлаждения тяговых двигателей применяет-
ся два центробежных вентилятора Ц15-45 (рис. 29, б) с механиче-
ским приводом от дизеля.
32
Рис. 29. Аэродинамическая схема и ха-
рактеристики центробежных вентилято-
ров:
а — аэродинамическая схема; б и в — аэроди-
намические характеристики вентиляторов со-
ответственно Ц15-45 и Ц9-55; 1 — корпус; 2 —
вентиляторное колесо; 3 — патрубок; z — чис-
ло лопастей; Ф1 — коэффициент давления;
П-КПД
На тепловозах ТЭ10 и ТЭП10 установлен генератор МПТ-120/49
с принудительной вентиляцией. Для вентиляции используют осевой
вентилятор серии В со спрямляющим аппаратом. Воздух засасы-
вается с двух сторон в верхней части кузова через регулируемые
жалюзи и с двух сторон поступает в генератор, откуда выбрасыва-
ется вентилятором наружу через специальное выпускное устройство
в крыше тепловоза.
Для охлаждения тяговых электродвигателей ЭД-104А служат
два центробежных вентилятора типа Ц15-45 (по одному на каждую
тележку) и воздухораспределительные каналы. Все вентиляторы
имеют механический привод от дизеля.
Проведенный обзор позволяет охарактеризовать конструктив-
ные особенности элементов системы воздухоснабжения тягового
электрооборудования тепловозов.
Система охлаждения включает в себя жалюзи или сетки, уста-
навливаемые непосредственно на входе воздуха во всасывающие
каналы системы. Очень часто сразу за жалюзи размещают филь-
тры. На многих зарубежных тепловозах воздухозаборные устройст-
ва и фильтры расположены в крыше. Жалюзи служат для предот-
вращения попадания в воздушную систему посторонних предметов
2—1627 33
0991
Рис. 30. Осевой вентилятор типа К-42 системы централизованного воздухоснабже-
ния тепловоза ТЭП70:
1 — рабочее колесо; 2 — направляющий аппарат; 3 — спрямляющий аппарат; 4 и 5 — веду-
щий и ведомый валы; 6 — насос; 7 — коллектор
34
3. Характеристика вентиляторов систем охлаждения электродвигателей
Серия (наименование) тепловоза, страна-изготовитель Мощность дизеля, кВт Мощность тягового элек- тродвигателя, кВт Число тяговых двигателей, обслуживаемых вентилятором Производитель- ность вентиля- торов, м3/мин 0) о S - 0) 0) СО s CQ s S Ф аз с? _ СО CQ w сз Е л < Мощность, по- требляемая вентилятором, кВт Привод *
ТЭЗ (СССР) 1471 206 3 160 2,40 8,9 М.
М62 (СССР) 1471 206 3 160 3,04 12,7 М.
2ТЭ10В (СССР) 2206 305 3 250 3,20 22 м
ТЭП60 (СССР) 2206 307 3 250 3,20 19 м
2ТЭ116 (СССР) 2206 305 3 255 3,17 22,7 э
68000 (Франция) 1985 480 2 240 1,50 — м
70000 (Франция) 3529 1750 1 180 2,40 11,8 м.
KSK (Япония) 1066 123 3 120 1,00 6 э
MTDE (Нидерланды) 1029 200 2 120 1,31 4,34 э
ЛЕ1 (Великобритания) 1029 124 3 158 2,16 — э
Браш (Великобритания) 919 184 2 155 — 5,36 э
Кокерил (Бельгия) 1580 202 3 270 2,20 25,8 м
Клайтон (Великобрита- 1838 247 3 170 — 8,75 э
ния)
* М — механический; Э — электрический.
и для сепарации атмосферной влаги и пыли из воздушного потока.
На всех отечественных тепловозах устанавливают жалюзи с гори-
зонтальными створками. В зарубежной практике большое распро-
странение получили жалюзи с вертикально расположенными створ-
ками, выполненными из уголков или других профилей.
В системах отечественных тепловозов (ТЭП70, ТЭП75, ТЭМ7,
2ТЭ121 и др.) для очистки воздуха применяют сетчатые многослой-
ные фильтры и фильтры из пенополиуретана (тепловоз ТЭП70).
Вентиляторы (центробежные и осевые) в системах обеспечива-
ют подачу необходимого для охлаждения тяговых электрических
машин и аппаратов количества воздуха. Получили широкое при-
менение центробежные вентиляторы типа «Сирокко» (ТЭЗ, ТЭМ.1
и ТЭМ2), Ц15-45, Ц9-55 (2ТЭ10Л, ТЭП60 и др.). Разработан типо-
вой ряд вентиляторов на основе аэродинамической схемы вентиля-
тора Ц9-55 с диаметром колес 0,35; 0,42; 0,450 и 0,60 м для примене-
ния на тепловозах с индивидуальными и групповыми системами ох-
лаждения (рис. 29). КПД этих вентиляторов не превышает 0,6 [32,
47, 49].
Осевые вентиляторы установлены в системах охлаждения тяго-
вых генераторов тепловозов ТЭ10 и ТЭ40. Тепловозы третьего по-
коления (ТЭП70, ТЭП75, ТЭМ7, 2ТЭ121, 2ТЭ136 и др.), имеющие
централизованные системы воздухоснабжения тяговых электриче-
ских машин и аппаратов, оборудованы высокопроизводительными
осевыми вентиляторами типа К-42 и ТМ-39, устанавливаемыми вер-
тикально на раме тепловоза и соединяемыми через упругую муфту
2* 35
4. Характеристики вентиляторов систем централизованного воздухоснабжения
Наименование Серия (мощность, кВт) тепловоза
ТЭМ7 (1471) ТЭП70 (2941) 2ТЭ121 (2941) ТЭП75 (4412) 2ТЭ136 (4412)
Тип К-42 К-42 ТМ-39 К-42 ТМ-39
Производительность Q, м* 3/мин 990 1152 1404 1300 1512
Q/Ne, .м3/(мин-кВт) 0,67 0,392 0,477 0,295 0,343
Потребляемая мощность N2, 70,6 92,0 118,0 163,2 248,0
кВт N2/Ne 0,048 0,031 0,04 0,037 0,056
Примечание. Все тепловозы имеют механический привод от вала главного генера-
тора, КПД=0,88 ... 0,9.
и угловой редуктор (в корпусе вентилятора) с валом главного ге-
нератора (рис. 30). Такие вентиляторы имеют КПД 0,85... 0,9.
Основные технические данные вентиляторов систем охлаждения
тяговых электродвигателей приведены в табл. 3. В табл. 4 даны
аналогичные характеристики вентиляторов системы централизован-
ного воздухоснабжения.
Воздухораспределительные каналы необходимы для подвода
воздуха непосредственно к потребителям и количественного распре-
деления его между ними. В зарубежных тепловозах в качестве та-
ких каналов часто используют раму тепловоза. В системах приме-
няют гибкие соединительные патрубки и рукава из плотного брезен-
та или прорезиненной ткани, увеличивающие их эластичность.
Скорость воздуха в нагнетательных каналах тепловозов состав-
ляет w 15... 20 м/с, а в некоторых сечениях достигает w 20 ...30 м/с.
3. УСЛОВИЯ И РЕЖИМЫ РАБОТЫ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
Тепловозы в нашей стране эксплуатируются в разнообразных
климатических условиях со значительными колебаниями темпера-
туры (от 213 до 318 К), атмосферных осадков в виде дождя (ин-
тенсивность дождей достигает 6 мм/мин) и снега. Атмосферный
воздух содержит различного рода загрязнения (твердые частицы —
пыль и жидкие частицы — капли влаги). Загрязненность воздуха
колеблется в широких пределах в зависимости от зоны и условий
эксплуатации. Кроме того, в воздухе при заборе его из кузова теп-
ловоза содержится масляный туман.
В связи с этим к системам охлаждения тепловозов предъявля-
ют разнообразные противоречивые требования; например, они дол-
жны, с одной стороны, обеспечить надежную работу дизеля и тяго-
вых электрических машин и аппаратов, а с другой стороны, затра-
36
ты мощности на функционирование систем не должны превышать
10... 11% мощности дизеля.
Охлаждающее устройство должно поддерживать требуемые тем-
пературные режимы работы дизеля при любом значении темпера-
туры окружающей среды и нагрузки силовой установки тепловоза.
При расчете охлаждающих устройств отечественных тепловозов
за расчетное значение температуры окружающего воздуха прини-
мают 313...318 К; хотя такая температура в самых жарких рай-
онах Средней Азии поддерживается не более 8 ... 9% годового вре-
мени, ее учитывают.
В отечественных магистральных тепловозах с двухтактными ди-
зелями (типа Д100) техническими условиями на эксплуатацию
предусмотрены максимально допустимые значения температуры
воды до 368 К и масла до 359 К, а среднеэксплуатационные значе-
ния температуры воды и масла находятся в диапазоне 333... 353 К.
Техническими условиями на эксплуатацию четырехтактных дизе-
лей (типа Д49 и Д70) новых тепловозов, в том числе тепловозов
большой секционной мощности, допускаются более высокие уровни
максимально допустимых значений температур теплоносителей на
выходе из дизелей (воды — до 378 К, масла — до 361 К). [11, 12].
Температурный режим работы дизеля на отечественных тепло-
возах регулируют, как правило, изменением расхода охлаждающего
воздуха, частоты вращения вентилятора, поворотом его лопастей
или дросселированием воздуха на входе в секции радиатора (за-
крытием жалюзи) [24, 25].
Специфика эксплуатации тепловозов такова, что тепловозный
дизель 30 ...35% времени работает с номинальной нагрузкой и до
35% —без нагрузки, когда мощность дизеля расходуется лишь на
собственные нужды и привод вспомогательных механизмов тепло-
воза. Опыт эксплуатации серийных магистральных тепловозов сви-
детельствуют о том, что системы охлаждения силовых установок
не обеспечивают рациональных значений температуры теплоносите-
лей во всем диапазоне режимов работы тепловоза. В холодное вре-
мя года при работе дизеля в режиме холостого хода и на частичных
нагрузках, близких к режиму холостого хода, температура тепло-
носителей оказывается значительно ниже допустимой. Так, при ра-
боте тепловозов без нагрузки и изменении температуры окружа-
ющего воздуха от 263 до 288 К температура воды и масла изменя-
ется в пределах 323 ... 348 К. При более низкой температуре воздуха
следует ожидать уменьшение температуры воды и масла на
10... 15 К.
Низкая температура воды и масла в системах охлаждения дизе-
лей тепловозов при неработающих вентиляторах обусловлена зна-
чительной протяженностью трубопроводов систем и большой пло-
щадью поверхности теплообмена радиаторов, что приводит к срав-
нительно интенсивному отводу теплоты от воды за счет естествен-
ной конвекции.
Суммарные потери теплоты могут превышать сравнительно не-
большие тепловыделения в дизеле и приводить к значительным по-
37
нижениям температуры теплоносителей в процессе эксплуатации,
а также усложнять процесс прогрева силовой установки на стоянке.
Все это свидетельствует о необходимости дальнейшего совершен-
ствования охлаждающих устройств с целью не только уменьшения
потерь теплоты в окружающую среду, но и подогрева теплоносите-
лей в зимнее время для поддержания их температуры на требуемом
уровне, так как экономичность, мощность и долговечность дизелей
в значительной мере определяются тепловым режимом их работы
[8, 12, 31].
Для каждого конкретного типа двигателя существуют рацио-
нальные значения температуры теплоносителей в системах охлаж-
дения, которые для открытых систем соответствуют максимально
допустимым значениям, предусмотренным техническими условиями
на эксплуатацию дизеля, а для закрытых систем могут достигать
максимально возможных значений, определяемых надежностью ди-
зеля. При этом система автоматического регулирования температу-
ры теплоносителей должна поддерживать рациональные уровни
температуры при работе тепловоза на режиме холостого хода и час-
тичных нагрузках [7, 24].
Технико-экономические характеристики охлаждающих уст-
ройств, так же как и дизелей, в значительной мере определяются
уровнем температуры теплоносителей. Низкий уровень температу-
ры воды и масла, особенно в холодное время года при работе теп-
ловозов с небольшими нагрузками и без нагрузки, в значительной
степени объясняется несовершенством конструкции систем цирку-
ляции теплоносителей, в том числе отсутствием необходимых пере-
пусков жидкостей, позволяющих аккумулировать теплоту в систе-
мах.
Глава 2
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ОПТИМИЗАЦИИ
ПАРАМЕТРОВ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
4. АНАЛИЗ ОСНОВНЫХ НАПРАВЛЕНИЙ
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ СИСТЕМ
Выбор экономически выгодных систем охлаждения должен про-
водиться на основе технико-экономического анализа их работы на
среднеэксплуатационном режиме. Такой анализ по отношению к
охлаждающим устройствам перспективных тепловозов секционной
мощностью 2206, 2941 и 4412 кВт с новыми экономичными дизеля-
ми типа Д49 впервые был проведен во ВНИТИ. В результате было
установлено, что в охлаждающем устройстве экономически выгодно
применять двухконтурную систему циркуляции охлаждающей воды.
Этот вывод справедлив и по отношению к номинальному режиму
работы дизеля.
При выборе конструкции теплообменников определяющее влия-
ние на затраты, связанные с созданием и эксплуатацией масло- и
воздухоохладителей, оказывают температура (масла Т'м, воды Г'в
и атмосферного воздуха Т'2 на входе в теплообменники) и расходы
(масла Ум, воды VB и воздуха) теплоносителей (рис. 31, 32). Эти
Рис. 31. Годовые расходы на масло-
охладитель в зависимости от лога-
рифмического температурного напооа
теплоносителей (мощность дизеля
#д = Ае/Аеном=1,0; Гм = 378 К;
Гм = 65 м3/ч; Гв = 60 м3/ч; Г2 =
= 313 К)
Рис. 32. Годовые приведенные расхо-
ды на воздухоохладитель в зависимо-
сти от температуры воды на входе
в воздухоохладитель (А^д = 1,0; Т'2 —
= 313 К)
39
затраты находятся в прямой зависимости от времени работы дизе-
ля в году.
Основную долю затрат (капитальных и эксплуатационных) на
охлаждающее устройство дизеля составляют затраты на устройст-
во для отвода теплоты атмосферным воздухом (воздушный холо-
дильник)— более 70%. Определение оптимального варианта
конструкции воздушного холодильника является основной и наи-
более сложной задачей в общем комплексе задач по оптимизации
охлаждающего устройства в целом и связано в первую очередь с
оптимизацией параметров конструкции и режимов работы секций
радиаторов, шахт, вентиляторных установок и их приводов. Годо-
вые расходы на воздушный холодильник целесообразно оценивать
по переменной составляющей общих расходов Сп.
В качестве примера можно проанализировать влияние основных параметров
охлаждающего устройства с двухконтурной системой циркуляции воды на техни-
ко-экономические характеристики дизеля 5Д49 мощностью 2206 кВт.
Число секций zc радиатора определяет, с одной стороны, расходы (на про-
изводство и эксплуатацию) на секции радиатора, коллекторы, шахту, часть ку-
зова и рамы тепловоза, с другой — скорость воздуха [например, массовую «2,
кг/(м2-с)] в секциях, необходимую для отвода данного количества теплоты, а зна-
чит, расходы, связанные с затратой мощности на привод вентиляторов. При всех
прочих равных условиях существует минимальное значение годовых расходов
Сп min, соответствующее оптимальному числу секций Зс.опт.
Температура Т\ воды на входе в секции определяет температурный напор в
секциях. Исследования показали, что температура воды, особенно температура
воды в контуре охлаждения масла и наддувочного воздуха, в значительной
Рис. 33. Зависимость годовых расхо-
дов на охлаждающее устройство от
массовой скорости воздуха и темпе-
ратуры воды на входе в секции ра-
диатора системы охлаждения масла
и наддувочного воздуха дизеля
(/2/Fom = 0,0739; Гц —353 К;2Уд = 1,0)
40
степени определяет расходы
на охлаждающее устройство (рис.
33). Следует учитывать при этом,
что увеличение температуры воды
на входе в секции при снижении
затрат на воздушный холодильник
приводит к одновременному повы-
шению расходов на масло- и воз-
духоохладитель.
Рис. 34. Годовые расходы на воздуш-
ный холодильник в зависимости от
скорости воздуха и расхода воды
(Viu) в системе охлаждения масла
и наддувочного воздуха (Ы7’ом =
= 0,0735; Гц = 378 К; Гш = 353 К
Значение КПД вентилятора Т|в и его привода т|п существенно влияет как на
расходы по созданию и эксплуатации охлаждающего устройства, так и на опти-
мальное число секций, а следовательно, и на оптимальную скорость воздуха
М2опт. Изменение КПД (т] = т]вТ]п) с 0,3 до 0,7 приводит к увеличению экономиче-
ски выгодного значения массовой скорости от 3 до 5 кг/(м2-с). При этом расходы
на охлаждающее устройство уменьшаются практически в 1,4 раза, что свидетель-
ствует о важности проблемы повышения экономичности вентиляторных устано-
вок и их приводов.
Сечение F на выходе воздушного потока из охлаждающего устройства, а для
охлаждающих устройств всасывающего типа сечение F0M, сметаемое лопастями
вентилятора (вентиляторов), определяет потери энергии, связанные со скоростью
воздушного потока в этом сечении, а значит, и затраты мощности на привод вен-
тилятора. Исследования показывают, что нужно стремиться к максимально воз-
можному увеличению сечения F(F0M).
Теплорассеивающая способность Q охлаждающего устройства определяется
типом и мощностью дизеля. Возрастание мощности тепловозных дизелей с боль-
шим тепловыделением приводит к необходимости увеличения размеров охлажда-
ющего устройства, а следовательно, и затрат на него. Анализ показывает, что
увеличение тепловыделения с 1650 до 3200 кВт (примерно соответствует измене-
нию мощности тепловозов с 2206 до 4412 кВт) может привести, в худшем случае
(при сохранении неизменного сечения, ометаемого лопастями вентилятора), к уве-
личению затрат на охлаждающее устройств более чем в 4 раза.
Расход воды через секции радиатора может изменять затраты на охлажда-
ющее устройство, если скорость воды Vi в трубках секций будет изменяться, и
особенно в области значений 0,7 м/с, так как в этом случае может оказать-
ся необходимым повысить эффективность работы поверхности теплообмена за
счет повышения теплоотдачи воздуху, а значит, повысить мощность, затрачива-
емую на просасывание воздуха. Уменьшение расхода воды приводит к увели-
чению затрат (рис. 34), однако при этом температура воды на выходе из секций
снижается, что приводит к уменьшению общих затрат в результате сокращения
стоимости масло- и воздухоохладителя. Поэтому расходы воды в каждом кон-
кретном случае следует выбирать на основании анализа годовых затрат на охлаж-
дающее устройство в целом.
Результаты экономического анализа позволяют считать, что исследования ох-
лаждающих устройств дизелей должны быть комплексными и включать в себя
исследования секций радиаторов, шахт, вентиляторных установок и их приводов,
систем циркуляции теплоносителей и др. с целью разработки новых конструкций
этих элементов и в конечном итоге рациональных конструкций систем охлажде-
ния.
5. ОЦЕНКА СТЕПЕНИ СОВЕРШЕНСТВА И ОПТИМИЗАЦИИ
ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИИ И РЕЖИМОВ РАБОТЫ
СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
В соответствии с основными требованиями, которым должны
отвечать системы охлаждения тепловозов большой секционной мощ-
ности, выбор оптимального варианта и оценка совершенства долж-
ны проводиться на основе экономического анализа, с учетом ре-
зультатов которого может быть выполнен энергетический расчет
охлаждающих устройств при их работе на номинальном режиме
при максимальной температуре атмосферного воздуха, в этом слу-
чае должны быть решены другие вопросы, в том числе вопросы
унификации как отдельных элементов, так и систем в целом.
Изменение основных параметров систем охлаждения влияет на
технико-экономические показатели тепловоза в целом. Поэтому при
оптимизации параметров систем нужно рассматривать приведен-
ные суммарные годовые затраты, включающие в себя капиталовло-
41
жения К, необходимые для эксплуатации на участке обращения
тепловоза с измененной конструкцией той или иной системы, и рас-
ходы С, связанные с эксплуатацией тепловоза данного типа:
Сп=внЛГ+С, (1)
где ен — нормативный коэффициент эффективности капитальных
затрат, 1 /год.
В соответствии с принятыми в системе Министерства путей со-
общения СССР (МПС) обозначениями приведенные годовые затра-
ты могут быть представлены уравнением
С’п = £н(^м+^п + ^ст + ^гр) + ^'п5 + ^’пн +
Ч’^мл + Смя + ^мн+Стк.бр + С’в + С’к, (2)
где /См и Кп — стоимость соответственно тепловозов и вагонов,
руб.; /Сет — стоимость путей под вагонный парк, руб., Кгр— стои-
мость грузовой массы «на колесах», руб.; С„н и Cns — стои-
мость вагоно-осе-часов (осе-ч) и вагоно-осе-километров (осе-км),
руб/год; Смй — стоимость бригадо-часов (бригадо-ч) локомотивных
бригад, руб/год; Смн и CMS — стоимость локомотиво-часов (локомо-
тиво-ч) и локомотиво-километров (локомотиво-км), руб/год;
Стк.бр — стоимость тонно-километров (ткм) брутто, руб/год; Св —
стоимость условного топлива, руб/год; Ск — отчисления на рено-
вацию тепловозов и вагонов, руб/год.
При решении тех или иных конкретных вопросов уравнение (2)
может упрощаться, так как при проведении технико-экономических
исследований, в том числе оптимизации параметров тепловозов,
целесообразно рассматривать только изменяющуюся часть суммар-
ных расходов.
При исследовании влияния факторов, изменяющих затраты
мощности на вспомогательные нужды тепловоза, а следовательно,
его силу тяги /’к, необходимо учитывать только те составляющие
расходов, которые зависят от силы /’к или от силы тяжести соста-
ва Q. При этом дополнительно решение задач может быть упроще-
но при следующих приемлемых допущениях:
1) инвентарный парк вагонов не меняется (/z=const), так как
годовой грузопоток Ггр можно принять постоянным;
2) в соответствии с первым условием развернутая длина стан-
ционных путей Лст, а также стоимости Стк.бр, Cns и С„н постоянны;
3) участковая скорость иуч=const.
Тогда уравнение (2) принимает вид
Сп = £н ± 2 ^вн~Ь^мл + ^м5_|“С,мн + ^,в4_^кл, (3)
где 2 Д/С,— изменение стоимости тепловоза в результате
внедрения мероприятий, влияющих на затраты мощности Л^вн на
42
вспомогательные нужды, руб.; Скл — отчисления на реновацию
i = n
тепловозов, руб/год; Свн— расходы, связанные с изменени-
z=i
ем конструкций и режимов работы вспомогательного оборудова-
ния тепловоза, руб/год.
Если значение Л^вн изменяется в результате совершенствования
охлаждающего устройства дизеля, то приведенные годовые затра-
ты Сп зависят от мероприятий по изменению конструкции или ре-
жима работы охлаждающего устройства дизеля, которые могут
повлиять как на стоимость тепловоза АКОу , так и на эксплуатаци-
онные расходы Соу
Си = £Жм ± ^^Оу)4_^,Оу + ^’мл + ^,м5_Г^,мн+С’в4-С,кл. (4)
Существующие аналитические выражения для составляющих
приведенных годовых затрат [44], характеризующих капиталовло-
жения и эксплуатационные расходы, связанные с освоением задан-
ного объема грузовых перевозок, позволяют представить уравнение
(4) в виде
С„=в. [ (-^-+ лгрСХл + »грлсДЛГо.у1+Со.у +
L 24 \ vy4 / J
-f- 365/ггр I (1 —|— со) (——
L \ ^уч
Т
J пр.сд
(1 + <о) LpCк
уУч
+365лгр(1-[-(о) АрСк^м5+365/ггр
2/в ЛГв«тСк-|-/обСк
^мн
+ 365лгрПс I ^ес.э^Гес.э ~Ь^л^х.х j Н-^гр-^инв^рен-^л»
\ ^уч /
(5)
где рл — коэффициент вспомогательного пробега тепловоза; ал —
коэффициент, учитывающий число неисправных тепловозов; Лн —
коэффициент неравномерности перевозок; Lp — протяженность
расчетного участка перевозки грузов, км; иуч — участковая ско-
рость движения поезда, км/ч; tn — простой тепловоза за время
оборота, ч; Ск — коэффициент кратной тяги; Кл — стоимость теп-
ловоза, руб.; пгр — число грузовых поездов в груженом направле-
нии; со — доля вспомогательного пробега тепловоза по отношению
к пробегу во главе поезда; Тпр.сд — продолжительность приема и
сдачи тепловоза бригадой, ч; ty4, Куч— соответственно простой
транзитных поездов на участковых станциях и число участковых
станций длиной Ly4; ат — доля транзитного поездопотока, прохо-
дящего через участковые станции линии; toe — простой тепловоза
на конечных пунктах обращения за сутки, ч; eMh — расходная нор-
ма на бригадо-ч, руб.; eMS — расходная норма на тепловозо-км,
руб.; tB и Кв — соответственно простой транзитных поездов на
станциях смены бригад и число смен бригад внутри участка обра-
щения тепловоза; емн — расходная норма на тепловозо-ч, руб.; пс —
43
число секций тепловоза; Вхх— расход условного топлива на стоян-
ке, кг/ч; Nес.э и gec.a — удельные среднеэксплуатационные мощность,
кВт и расход топлива, кг/(кВт-ч); /Синв— коэффициент соотноше-
ния инвентарного и эксплуатируемого количества тепловозов; дрен—
расходная норма отчисления на реновацию тепловоза, %.
Размеры охлаждающего устройства, как правило, характери-
зуются числом секций радиатора, которые наряду с другим сило-
вым и вспомогательным оборудованием определяют длину рамы и
кузова тепловоза. Поэтому капитальные затраты на охлаждающее
устройство могут быть представлены уравнением
ТС— ^к«4~(£к.сЧ_£'кс)£с, (6)
/=1
где CKi— капитальные затраты на t-й элемент охлаждающего
устройства (маслоохладитель, воздухоохладитель, вентиляторные
установки и др.), размер которого (по длине тепловоза) не зависит
от числа секций радиатора, руб.; Ск.с — капитальные затраты на
секцию радиатора, руб.; Ск.с— капитальные затраты на
элементы охлаждающего устройства (коллекторы, шахту и др.),
части кузова и рамы тепловоза, зависящие от числа секций радиа-
торов и приходящиеся на одну секцию радиатора, руб.
Эксплуатационные расходы на охлаждающее устройство опи-
сываются уравнением
С ^рто 4" £ам 4" Стр + Стс 4- сдпт» (7)
где Срто — расходы на ремонт и техническое обслуживание охлаж-
дающего устройства, руб/год; Сам — амортизационные отчисления
на устройство, руб/год; Стр— затраты на транспортировку охлаж-
дающего устройства на тепловозе, руб/год; Стс — расходы на
топливо и смазочные материалы, потребляемые дизелем для выра-
ботки энергии, затрачиваемой на работу охлаждающего устройст-
ва, руб/год; Сдпт — расходы на содержание дополнительного пар-
ка тепловозов из-за уменьшения мощности дизеля вследствие
отбора части ее (N2) для работы охлаждающего устройства, опре-
деляемые в соответствии с уравнением (4), руб/год.
Выражения (6) и (7) позволяют получить основное уравнение
приведенных расходов на охлаждающее устройство в общем виде:
Г/ = п
Сп = ®н
2 ^к/4"(^к.с + ^к.с)
_/=1
Zc 4~ Срто 4" С а м 4~ Стр Н " +С
дпт-
(8)
Основные размеры, режимы работы и технико-экономические
характеристики охлаждающего устройства определяются размера-
ми и режимами работы теплообменных устройств (радиатора, мас-
лоохладителя и воздухоохладителя) и вентиляторных установок.
Поэтому целесообразно рассматривать изменяющуюся часть общих
расходов, зависящую от этих устройств, которая с учетом основных
положений инструкции МПС по определению экономической эф-
44
фективности капитальных вложений может быть представлена
уравнением
Сп= £н [(Gk.c 4-Сс.с) 2ГС Ч-^МО^МО +Ск.во/7Во + ^к.ВУ^Ву] +
Ск,мо
лМ0
-
+ СвУ/^ВУ/'ф-^ВУ
- /=1
Ск.ВУ
«ВУ
^ВУ ~Ь
+ -^ 1(£к-с+^к'с)^с+£к-мо^мо+£к-во^во+£к,ву2:ву-1 “Ь
+ 6т [<£с 4" gc) ZC 4” gмо^мо + gBO^BO + gВУ^ВУ ] 4"
Тт2- [-V2 + K. (ЛГ.+AUl (gufi.l+ff„.cpC„r +C„G„«„) +
Линв
+ [ЛГг+К,(ЛГ.+Л',)]Сяг„ (9)
где Cci, rici, Смог, «MOi, СвОг, «ВОг, СвУг, «ВУ:— СООТВеТСТВвННО
плановые стоимости и числа осмотров и ремонтов в год i-го объема
(технический осмотр, профилактический осмотр, малый периоди-
ческий ремонт и др.), приходящиеся соответственно на одну секцию
радиатора, маслоохладитель, воздухоохладитель и вентиляторную
установку; тс, тмо, тво, Тву — число случайных ремонтов в год
соответственно на одну секцию радиатора, маслоохладитель, воз-
духоохладитель и вентиляторную установку; Сс, Смо, Сво, Сву —
средняя стоимость случайного ремонта соответственно одной сек-
ции радиатора, масло- и воздухоохладителя, вентиляторной уста-
новки; Ст, См — стоимость топлива и масла с учетом их хранения
и доставки на тепловоз, руб/кг; GM — относительная масса масла
в системе тепловоза (на 1 кВт мощности дизеля), кг/кВт; пк—
число замен масла в году; Сдпт — годовые расходы на содержание
дополнительного парка тепловозов, отнесенные к 1 кВт мощности
тепловоза, руб/(кВт-год); пс, «мо, «во, «ву —предельное число
случайных ремонтов соответственно секции радиатора, маслоохла-
дителя, воздухоохладителя и вентиляторной установки; а — норма
амортизационных отчислений; ет — приведенные расходы по пере-
возке 1 т собственной массы тепловоза, руб/(т-год); .Рмо и Fbo —
поверхности теплообмена соответственно маслоохладителя и воз-
45
духоохладителя, м2; КИНв — коэффициент, учитывающий соотноше-
ние инвентарного и эксплуатируемого парков тепловозов; Кн — ко-
эффициент, учитывающий долю затрат мощности насосов (А^в и
TVm), идущей на преодоление гидравлического сопротивления си-
стем; 2мо, 2во и 2ву —число маслоохладителей, воздухоохладите-
лей и вентиляторных установок; gc, £мо, §во, £ву, £т.ср, £м.ср и
gc'— массы секции радиатора, масло- и воздухоохладителя, венти-
ляторной установки, топлива, масла, коллекторов, шахты, части
кузова и рамы тепловоза приходящиеся на секцию радиатора, кг.
В зависимости от задач проводимых исследований уравнение
(9) может видоизменяться и значительно упрощаться.
6. технико-экономическая оценка параметров
КОНСТРУКЦИЙ И РЕЖИМОВ РАБОТЫ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ
СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
Основные положения рассмотренной выше методики и, в част-
ности, уравнение (3) могут быть использованы для технико-эконо-
мической оценки степени совершенства и выбора основных пара-
метров как систем охлаждения дизеля, так и систем охлаждения
тяговых машин и аппаратов.
Наиболее сложным в этом комплексе вопросов является выбор
основных параметров конструкции и режимов работы охлаждаю-
щего устройства дизеля. По отношению к другим системам, в том
числе к системам охлаждения тяговых электрических машин, по-
добные задачи могут быть решены аналогично.
Выбор основных параметров и режимов работы охлаждающе-
го устройства дизеля. Размеры и режимы работы охлаждающего
устройства дизеля определяются числом секций радиатора. По-
этому уравнение (9) может быть рассмотрено только в части, за-
висящей от числа секций.
При решении данной задачи вполне допустимо считать, что при
изменении числа секций радиатора остаются постоянными: 1) рас-
ходы на изготовление и эксплуатацию масло- и воздухоохладителя
и вентиляторной установки; 2) затраты мощности на привод насо-
сов систем циркуляции воды и масла; 3) расходы на ремонт и тех-
ническое обслуживание коллекторов для установки секций, шахты,
частей кузова и рамы тепловоза, служащих для охлаждения. Это
позволяет уравнение (9) представить в следующем виде:
Сп—®н К^к.с+^к.с)2Гс]+ 2 (^с/#с/) + Тс (<+ + ^K.cMc) Zc 4
+ (а/Ю0) [(Ск.с + Ск.с) *c] + ет GTc + gc) + “-----------------^2 (g'T.cp^T1' +
^инв
+ ^Гмср^м^ + + N%C д.п.т —
Г1-П
--(^K.c"b^K.c) SH4" 2 ^с<дс/4‘Тс(^с4~Цвс) +
+[(^/100) (Ск#с+ск.с)4-£т (s’c4~Sc )]| 4-
4-7V2 [(1/^Синв) (^тлрСт + ^мсрСм + ^мСмЛмМ+Сдот] т —
— [£н (('к.с 4~ £к.с) 4~('рто.с 4" (('ам.с 4" ('ам.с) 4~ (Стр.с -]-Стр.с) Zc 4“
4“^Г2(^тс4_^дпт)] Т — [®н к.с 4" СК.с) 4" ('рто.с 4" Сам.с 4~ ^тр.с] 4"
4-ЛГ2(Стс+Сдпт)т, (10)
где индексом «с» обозначены параметры, характеризующие одну
секцию радиатора; С’мс — амортизационные отчисления на секцию
радиатора с учетом отчислений на коллекторы, шахту, часть рамы
и кузова, приходящихся на одну секцию радиатора; Стр.с — за-
траты на транспортировку секции радиатора с учетом затрат на
транспортировку коллекторов, шахты, части кузова и рамы тепло-
воза, приходящихся на одну секцию радиатора.
Из уравнения (10) следует, что приведенные расходы на ох-
лаждающее устройство зависят от мощности TV2, затрачиваемой на
привод вентилятора, которая определяется временем и режимом
работы вентилятора в году и является случайной функцией режи-
ма работы дизеля тепловоза.
Среднеэксплуатационные затраты мощности на привод венти-
лятора (вентиляторов) охлаждающего устройства дизеля должны
определяться в строгом соответствии с режимами и условиями
работы тепловоза с учетом действительного распределения во
времени нагрузки Ng дизеля, режимов работы вентиляторов т]в
и его привода г]п и температуры атмосферного воздуха 7/ [17,
24, 44]:
;=^ттах ^~Г2тах
^2сэ— 2 2 (^2)//ТгДГ Ттг' »
т = т' I Ч
тт[п 7 2min
где (A^2)ij — средняя по времени мощность, затрачиваемая на
привод вентилятора (вентиляторов), при работе тепловоза на t-м
режиме нагрузки и j-й температуре атмосферного воздуха;
— продолжительность работы тепловоза на i-м режиме на-
TZ ___
грузки; ттг — продолжительность работы тепловоза при /-й тем-
пературе атмосферного воздуха.
Для определения продолжительности работы тепловоза (тт)
в зависимости от нагрузки могут быть использованы различные
зависимости, которые не охватывают все поле режимов работы
дизеля. В связи с этим во ВНИТИ был проведен анализ имеющих-
47
ся экспериментальных данных с целью получения формулы для
определения времени работы тепловоза при всех возможных режи-
мах и получена следующая зависимость [24]:
xT=P+RN+(l-P-R)NH, (12)
где Р — доля времени работы тепловоза_без нагрузки; R — доля
времени работы тепловоза на мощности N—N/NH< 1,0; 1—P~^R—
доля времени работы тепловоза на номинальной мощности 7VH=
= 1,0.
На основании специальных исследований были установлены
возможные значения Р и R для тепловозов различного назначения
в зависимости от их режимов работы. Так, для грузовых магист-
ральных тепловозов могут быть рекомендованы значения Р = 0,2...
0,3 и 7? = 0,4 ... 0,7. При этом меньшие значения характеризуют
возможный наиболее напряженный режим работы тепловоза.
Время тв работы вентилятора в году необходимо определять с
учетом типа привода, системы автоматики, температуры теплоно-
сителей и режима работы дизеля. По результатам исследований
проф. В. И. Евенко рекомендует зависимость тв только от продол-
жительности работы на режиме холостого хода и отключения вен-
тилятора при низких температурах наружного воздуха:
тв=тд(1-Р)(1-ен/365), (13)
где 0н — число суток в году с низкой (ниже 263 К) температурой
наружного воздуха, при которой вентилятор не работает; тд —
время работы дизеля в году, ч/год.
Число дней с температурой не выше 263 К может быть опре-
делено по многолетним среднестатистическим данным. На основа-
нии этих данных можно найти также среднемесячную и средне-
годовую температуру (без учета числа дней с температурой не
выше 263 К). По среднегодовой температуре сеть железных дорог,
обслуживаемых тепловозами, была условно разделена на четыре
основные климатические зоны. Среднестатистические данные по
числу дней с температурой 263 К для различных зон приведены
ниже.
Крайний Север...................................................... 105
Европейская часть РСФСР, Урал, Северный Казахстан................... 65
Прибалтика, Белоруссия, Украина..................................... 20
Средняя Азия......................................................... 5
Метод определения мощности с использованием уравнения (11)
трудоемок и требует применения численных методов расчетов с
использованием ЭВМ. Сравнительный анализ результатов расчет-
ных исследований среднеэксплуатационных затрат мощности на
привод вентиляторов охлаждающих устройств дизелей типа Д49
тепловозов секционной мощности 2206... 4412 кВт, выполненных
дискретно с использованием уравнения (И), и по среднеэксплу-
атационным значениям параметров Na, т|в, т]п и Т%', показал, что
48
при современной среднеэксплуатационной нагрузке дизелей тепло-
возов Na—0,75 ... 0,8 и средней годовой температуре атмосферного
воздуха 7У=280... 283 К затраты мощности, определяемые по
средним значениям параметров NR, г]в и Т2', отличаются от дейст-
вительных затрат на 2... 12%. Это дает возможность определять
среднеэксплуатационные затраты мощности на привод вентилято-
ров с достаточной степенью точности по среднеэксплуатационным
значениям параметров, характеризующим режим работы охлаж-
дающего устройства дизеля,
jV — °N v<iPv CATV2P2^ «14)
2 103 Wn 2-103f2Wn ’
где V2 — подача вентилятора, м3/с; pv — полное давление, созда-
ваемое вентилятором, Па; рг— плотность воздуха в шахте, кг/м;
t, — коэффициент сопротивления воздушного тракта, приведенный
к характерному сечению F; Си— коэффициент, зависящий от спо-
соба регулирования и типа привода, его значения приведены
ниже.
Релейное регулирование, электрический привод.......................... 0,88
Плавное регулирование, гидродинамический или гидростатический привод 0,91
Плавное регулирование поворотом лопастей вентилятора, электрический
привод................................................................ 0,98
—tail—
2. lOS^Bln
С, (15)
Использование уравнения количества теплоты, воспринимае-
мой воздухом, Ф = 3600У2р2Срб>2срД7,2 позволяет преобразовать
уравнение (14):
Q
Збооргерс^дг 2
где р2ср — плотность воздуха при средней температуре, кг/м3;
£р2ср— теплоемкость воздуха при средней температуре, Дж/(кг-К);
ДТ2 — изменение температуры воздуха в секциях радиатора, К.
Тепловыделение дизеля в зависимости от развиваемой им
мощности с достаточной степенью точности может быть выражено
зависимостью
Q = Qn(C + DN), (16)
где QH — тепловыделение дизеля при работе на номинальном ре-
жиме, кДж/ч; С и D — коэффициенты, получаемые по эксперимен-
тальным данным для каждого конкретного дизеля; для дизеля
10Д100 можно принять С=0,1 и D = 0,9, а для мощностного ряда
новых дизелей типа Д49 С=0,045; .0 = 0,955.
Мощность дизеля, соответствующая среднеэксплуатационному
режиму работы тепловоза, может быть определена на основе урав-
нения (12):
r 2 NI max R I 1 — Р — R
ср~ 3 77н 1 —р 1 —р
(17)
49
где TVzmax — максимальная мощность дизеля, достигнутая в поезд-
ке; NH — номинальная мощность дизеля (2VH=l,0).
Первое слагаемое уравнения (17) учитывает работу дизеля на
мощности ниже Nw, второе — работу дизеля на полной мощности.
С учетом выражения (17) уравнение (16) принимает вид
Q = QH [C4-Z)f— Ari-max —-—и
L ‘ \ 3 1 — Р 1 — Р
Первое слагаемое уравнения (17) учитывает работу дизеля на
(КПД охлаждения) воздуха г]х= (Т2"—T2)/(Tif—Т2)—АТ2/АТ,
тогда из уравнения (15)
ДГ = °N (_________2_____
2 2-103 I ЗбООр с_ АГ
\ 2ср р2ср
f2Wn
(18)
С
3 Р2
_L
з
’lx
(19)
где A=0,0005^; ^o=Q/(36OOp2cp^2cpAD- расход воздуха, соот-
ветствующий rjx= 1,0, м3/с.
Окончательный вид уравнения (19) зависит от того, какое сече-
ние воздушного тракта принимается за характерное. Чаще всего
за характерное сечение при исследовании энергетических характе-
ристик секций радиаторов принимают фронтальное F$ или узкое
F? сечение секций, а при исследовании аэродинамических характе-
ристик шахт — сечение, ©метаемое лопастями вентилятора, Foti.
За определяющее целесообразно принять сечение F$. В этом
случае
?2 £ф
/ = я
2 h 3 ---------------—,
_ Л^В^П Vc
*-- / А \ Z / Д' . \
(20)
»ф I
?ф£- — суммарный коэффициент сопротивления данного (г-го) эле-
мента сети, приведенный к скорости в принятом сечении F$-,
t,i — суммарный коэффициент сопротивления данного (i-ro) эле-
мента сети, приведенный к скорости wt в сечении Fi этого же
элемента и включающий в себя поправку на взаимное влияние
соседних элементов сети.
Приведенные годовые расходы на охлаждающее устройство в
соответствии с уравнениями (10), (13) и (20)
Сп = [£н (Ск.с 4" Ск.с) 4~ СрфТ<о с -j-Сам.с 4“ С-гр.с] Zc 4"
"Ь F^B^H 2-2^3 (Ст.с + Сд.т.п) гд (1 - Р) (1 - 365
= СА+П-^
‘‘с^Х
(21)
50
где Сс — ен (Ск>с -J- Ск,с) -J-Ср.т.о.с ~Ь Сам.с 4~ Стр.с;
п=аVI (С„+С„.„) г. (1 - Р) (1 - .
\ 365/
Из уравнения (21) следует:
Сп=/(^с, ^х, сс, И, Сф).
На рис. 35—38 показаны зависимости влияния параметров гс,
т|х, Сс, П, £ф на приведенные годовые расходы на охлаждающее
устройство арочного типа (с типовыми секциями радиатора воды
рабочей длиной /р= 1,206 м, вентилятором серии УК-2М диамет-
рами D=l,l м и й = 0,45 м и регулируемым приводом, у которого
1]='Пв'Пп = 0,2), отводящее теплоту от воды, охлаждающей дизель
(Q = 465-103 Вт). Эти зависимости соответствуют среднеэксплуа-
тационному режиму работы при температурном напоре Д7=
— 71—Т2=75 К в процессе работы тепловоза в тяжелом грузовом
режиме (7 = 0,35; 7 = 0,4) в течение тт = 8400 ч/год при средней
температуре окружающей среды Т2'=280 К и 0н = 65 дней/год.
Этот анализ проведен в результате решения уравнения (21). При
этом коэффициенты сопротивления секций радиатора (£Сф) и шах-
ты (£ш.ом) определены уравнениями (97) и (127), приведенным
ниже и полученным в результате экспериментальных исследований
типовых секций радиаторов и шахт арочного типа.
Данные анализа свидетельствуют о том, что параметры т]х, Сс,
П, £ф, характеризующие соответственно температурный режим ра-
Рис. 35. Зависимость приведенных расходов
на охлаждающее устройство дизеля от чис-
ла секций при различных КПД системы
охлаждения
Рис. 36. Зависимость приведенных расхо-
дов на охлаждающее устройство дизеля от
числа секций при различных значениях па-
раметра Со
51
Рис. 37. Зависимость приведенных
расходов на охлаждающее устрой-
ство дизеля от числа секций (zc)
и параметра П
Рис. 38. Зависимость приведенных расходов
на охлаждающее устройство дизеля от чис-
ла Zc секций и коэффициента сопротивления
£ф воздушного тракта
боты радиатора, строительные и эксплуатационные расходы на
охлаждающее устройство, расходы, связанные с затратой мощно-
сти на привод вентиляторов, и аэродинамическое сопротивление
воздушного тракта охлаждающего устройства, значительно влияют
как на приведенные расходы Сп, так и на оптимальное число сек-
ций радиаторов (штриховые линии на рис. 35—38).
Оптимальные размеры радиатора. Размеры радиатора зависят
от числа секций (zc) и их глубины (L).
Уравнение (21), характеризующее общие приведенные расходы
на охлаждающее устройство в зависимости от основных парамет-
ров конструкции, в том числе от числа секций радиатора zc, позво-
ляет получить оптимальное число секций 2с.опт. Для этого в нем
необходимо заменить коэффициент сопротивления его разверну-
тым выражением, полученным для соответствующего типа охлаж-
дающего устройства с учетом влияния на него числа секций
радиатора.
Для охлаждающих устройств всасывающего типа (см. рис. 12)
коэффициент сопротивления аэродинамического тракта
где и б. ж.ом, Св. ж. ом и Свых.ом — коэффициенты сопротивления соот-
ветственно боковых жалюзи, верхних жалюзи и на выходе из вен-
тилятора, приведенные к сечению, ометаемому лопостями венти-
лятора.
52
Обобщение результатов экспериментальных исследований по-
зволяет получить следующее выражение
^ш.ом = ^ш.ом аоУ1~ kvk-jk-^ (<2q bjtl CqIB) dQ CCom
ИЛИ
С1ф=ГW, (a„ + ------c-^\ d-w - a0„] f £=
L L \ /ф zc bczc } J \7om*b '
= z(az\ 4-bzz — czc) — a0M Y z2c, (23)
\JoA /
где a=aQ( -Y</~0’24; b = bQ—d~0>2*;
WoM^b / /ом^в
DB ( /ф \2 rf-0’24 f .
c = cn—- ----- --------; (Гф и /ом) относится соответственно к од-
&С \ /ом / % в
ной секции и одному вентилятору);
k = kvkik1, (см. табл. 15).
Коэффициент kv, учитывающий влияние скорости воздушного
потока, омывающего кузов при движении тепловозов, на аэродина-
мическое сопротивление большинства конструкций шахт охлажда-
ющего устройства, в соответствии с данным табл. 16 (значения ко-
эффициентов а\ и а2) может быть определен по уравнению
Ьу— ±
или, после преобразования,— уравнением
kv=ax ± + A^Vz^ (24)
И)
которое свидетельствует о том, что коэффициент kv зависит от
числа секций радиатора. И это естественно, так как число секций
определяет скорость воздуха перед радиатором w и, следователь-
но, относительную скорость vw.
Для узкого диапазона изменения температуры теплоносителей,
соответствующего среднеэксплуатационному режиму работы
отечественных тепловозов, коэффициент аэродинамического сопро-
тивления секции радиатора может быть выражен зависимостью
/ wvd34 \—«
Cc = cRe-« = c ,
\ V2 J
где wy — скорость воздуха в узком сечении fy секции радиатора, со-
ответствующем эквивалентному диаметру d3r, м/с; у2— кинематиче-
ская вязкость воздуха при средней температуре, м2/с; 0,2 ... 0,3.
При приведении £с к фронтальному сечению радиатора получим
г —г I V—л ( V ( \~п ( V \~п —
\ /у / \ /у / \ V2 / \ fyZc /
53
А? р!эИ-" d (1)аГ,
/у / \ V2 } \ fy J \ Vc I
где
С (/ф//у)2
~ (d32lfy)nVify)nVnb ’
С учетом влияния скорости воздушного потока, омывающего кузов
при движении тепловоза, для vc = v/c^ 1,0
^выхом ^выхО-I- ^вых^с» (25)
где £выхо — коэффициент потерь с выходной скоростью при с» = 0;
vc — среднерасходная скорость воздуха в сечении, ометаемом ло-
пастями вентилятора, м/с.
Для дальнейшего анализа уравнение (25) преобразуем так:
^ВЫХ ОМ = ^ВЫХО ~Ь (^ВЫхУо) ^Х ^ВЫХО ~Н'‘^ВЫХ^^Х" (26)
Уравнение (21) с учетом (22), а также (23) — (26) принима-
ет вид
__। П ( /ф \2 ^2 ।
C/q-S'q । о 9 I чБЖ.ом I I ^с~|
1хгс I \/ом*в /
/ f \2 2
+ k-fa (ах + Aju^zJ (az2 4- bzc — czc)—aotl zc +
UOM^B /
I ? ( \2 ~2 | r [ f$ \2 Ji |
“Г чВ.Ж.ом I Zz -f- QBbIx0 Zz -j-
\J OM^B / \J O1A /
+44АУУ’^+‘'<г'1|Л (27)
oA /
При постоянных значениях величин 77, £б.ж, ^4m, т]х> а-> Ь,
ffyy fомл %в> £вых 0, Лвых и d, что вполне допустимо, может быть по-
лучено уравнение для определения экономически целесообразного
числа секций радиатора:
^=Cc + 4-[*^J/[liaV4-^ + ^pAzAA.]=o. (28)
дг-с iJx L \ zz J n J
Анализ показывает (рис. 39, кривая 7), что определение опти-
мального числа секций можно проводить методом последователь-
ного приближения по уравнению
2^
с.опт
(29)
полученному из (28) при условии zXc~nUnx—/n = const, тем более,
что для секций радиатора воды тепловозов показатель (1—п) <0,7.
В уравнении (29) знаки ± соответствуют условию (24), кото-
54
рости воздуха в них, в том числе наиболее совершенные [44], как
уже было отмечено, разработаны для условия независимости коэф-
фициента аэродинамического сопротивления охлаждающего уст-
ройства от числа секций и скорости воздушного потока, омыва-
ющего кузов при движении тепловоза (у = 0). Тогда уравнение (28)
еще более упрощается:
1_
^с.опТ=(1/^х)(1,69П^/Сс)2-б9 . (30)
Однако в этом случае при и = 0 погрешность составляет 25—30%
(см. рис. 39, кривая 2).
Исследования, а также анализ уравнения (27) показывают
(рис. 40), что 2с.опт находится в широкой области мало изменяю-
щихся приведенных расходов. Одним из основных требований к
охлаждающему устройству является максимально возможное
сокращение размеров и массы, поэтому минимальное число сек-
ций 2С min выбирают соответствующим допустимому увеличению
приведенных расходов ДСП. Например, может быть получен попра-
вочный коэффициент kz—0,75... 0,85 к уравнению (29) для опре-
деления
min — kz2c опт*
(31)
На рис. 40 и 41 приведены результаты исследований [на осно-
вании уравнений (27) и (29)] охлаждающего устройства воды
дизеля тепловозов мощностью 2941 кВт (77=27 000 руб/год; Сс=
55
= 25 руб/год; DB= 1,4 м; ai = 1,0; Лш==0,00057), выполненного по
типу блока тепловоза ТЭП70 (см. рис. 17) с секциями радиаторов,
имеющими рабочую длину /р=0,710 м, при условии: гв=1; т)х=
= 0,8; d=4; Лт=1; А ВЫХ- 0,000264; k-b =1. Они позволяют сде-
лать вывод о том, что экономически целесообразное число секций
радиаторов определяют не только параметры, характеризующие
конструкцию охлаждающего устройства D, /ф, f0M, zB, a, d, d, £v, k
и др., расходы на его создание и эксплуатацию Сс, Ст.с, Сдтп, но
и режимы его работы т|х, Vo, тв, в том числе скоростью воздуш-
ного потока v, омывающего кузов при движении тепловоза.
Приведенные расходы на охлаждающее устройство значитель-
но зависят от изменения скорости, v, которая определяется скоро-
стью движения тепловоза и скоростью ветра. При этом характер
и абсолютная величина изменения определяются конструкцией
устройства и в особенности степенью сужения воздушного потока
(отношение фронтального сечения радиатора и сечения, ©метаемо-
го лопастями вентиляторов) и типом боковых жалюзи (с горизон-
тальными или вертикальными створками).
При применении в охлаждающем устройстве жалюзи с гори-
зонтальными створками значительно возрастают в процессе экс-
плуатации расходы Сп, определяемые затратами мощности на
привод вентиляторов. При этом с увеличением скорости v умень-
шается экономически выгодное число секций гс.э и влияние на него
таких экономических параметров, как Сп (см. рис. 40). С повыше-
нием скорости v увеличивается влияние
диаметра вентилятора (сечения, ©мета-
емого лопастями вентиляторов) как на
Сп, так и на оптимальное число секций
(см. рис. 41). При применении в охлаж-
дающем устройстве жалюзи с верти-
Рис. 40. Зависимость приведенных расходов Сп на охлаждающее устройство от
числа гс секций радиатора при различной скорости v воздушного потока, омы-
вающего кузов при движении тепловоза (боковые жалюзи с горизонтальными
створками):
--------- расчетная по уравнению (29)
Рис. 41. Оптимальное число zc опт секции радиатора в зависимости от диаметра
£)в вентилятора и скорости v воздушного потока, омывающего кузов (боковые
жалюзи с горизонтальными створками)
56
кальными створками, позволяющими использовать энергию набега-
ющего воздушного потока, расходы на охлаждающее устройство
могут быть значительно сокращены и тем больше, чем больше сред-
пеэксплуатационная скорость движения тепловоза.
Для охлаждающих устройств с нагнетательной аэродинамиче-
ской схемой (см. рис. 15)
Сф (СбЖ.ом “4“ Сш.ом ~Н Сдиф.ом) (Р2/Р2) (Гф/Г0М) Н”
+ Сс.ф (р2/рг) + сВЖ.ф +с вых.ф» (32)
где £Диф.ом — коэффициент сопротивления диффузора (за вентиля-
тором), приведенный к сечению, ометаемому лопастями венти-
лятора; индексом ф отмечены параметры, относящиеся к фронту
радиатора.
Для определения коэффициента сопротивления шахт охлажда-
ющих устройств нагнетательного типа были проведены специаль-
ные исследования, которые позволили получить обобщенную
зависимость, учитывающую влияние основных элементов конст-
рукции устройств (боковых жалюзи, числа секций радиаторов)
и скорости воздушного потока, омывающего кузов при движении
тепловоза. Это позволило получить уравнение, аналогичное (29):
2-С опт
1Г (2 — п) d + bam
’lx . Со/П + (Лв ЫХ.ф ± Аша) v/t)2
(33)
а при и = 0
1
опт=(1 Alx) {(ВД [(2 — «) d + tnab\} 3~я .
Сравнение уравнений (29) и (33) свидетельствует о том, что
оптимальное число секций радиатора охлаждающих устройств
нагнетательного типа дополнительно зависит от Лвых.ф2 =
== (^вых/ом^в/Vo)v. Это характеризует влияние на потери энергии
потока воздуха, омывающего кузов при движении тепловоза. В ре-
зультате экономически выгодное число секций радиатора умень-
шается.
Оптимальный режим работы радиатора. Режим работы радиа-
тора определяется экономически выгодным значением КПД систе-
мы охлаждения
l-flO-------------------\ 1
\ ЗбОО-2,ЗОЗ/фСР2срИ2ф/
где F2— поверхность теплообмена, омываемая воздухом, м2;
е,дт = А7,л/А7,л/— температурная поправка к среднему логарифми-
ческому температурному напору А7Л, определяющая его значение
при условии 7\ = (Ti' + Ti")/2, при котором получено уравнение
(34); ц2ф — массовая скорость воздуха перед фронтом секций
радиатора, кг/(м2-с).
Из уравнения (34) следует, что т]х зависит от среднеэксплуа-
57
тационного экономически выгодного значения скорости воздуха,
которое может быть определено из уравнения количества теплоты,
передаваемой поверхностью теплообмена воздуху, составленного
для среднеэксплуатационного режима работы охлаждающего уст-
ройства:
„ * ___________^ср__________ °Оср /35'
^2ф.опг — ~ — j ’ x’-'OJ
ЗбОО/ф^с
.опт ср^х /ф^сО
где Gocp — среднеэксплуатационное значение массового расхода,
воздуха, соответствующее т]х=1 кг/с; ДГср — среднеэксплуатаци-
онное значение температурного напора, К; гсо— число секций
радиатора, соответствующее т|х=1.
Из (35) следует, что #2ф зависит от экономически выгодного
числа секций 2с.э. Это позволяет, определив гс.э по соответствую-
щим уравнениям для оптимального числа секций гс.опт при условии
т]х=1, получить по (35) «2ф.Опт и по (34) 7]хэ, величина которого
определяет гс.Опт.
Рациональное значение т]хэ, характеризующее работу поверхно-
сти теплообмена на среднеэксплуатационном режиме, для охлаж-
дающего устройства дизеля с оптимальным числом секций может
быть также получено в результате исследования уравнения (21)
при известном рациональном значении общих затрат на охлажда-
ющее устройство Сп.
По величине гс.Опт легко определить соответствующую скорость
воздуха в секциях радиатора при работе охлаждающего устройст-
ва на номинальном (расчетном) режиме.
Рациональные размеры и режимы работы вентиляторной уста-
новки. Приведенные годовые расходы на вентиляторную установку
(индекс «ВУ») в соответствии с уравнением (9) по аналогии с (10)
в общем виде могут быть представлены выражением
Сп = £нСк.ВУ^ВУ
Ск.ВУ
ЛВУ
гву4~
4~ £к.ВУ^ВУ 4“ ^т^ВУ^ВУ 4-^2
1 / „ г _L. а г -Л-(-‘'лСмП^
„ I гът.срст-Г' & м.срьм “Г т
'х инв \ *
4" £д.п.т]Т — (£нСк.ВУ ср.т.о.ВУ 4" м.ВУ Стр.ВУ) гВУ 4“ Ют.с 4" Сд.т.п) Т• (36)
Анализ данных по стоимости изготовления вентиляторных
установок с диаметром вентилятора Z)B=1,1 ...2,0 м и электриче-
ским, гидростатическим и гидромеханическим приводами охлаж-
дающих устройств дизелей магистральных тепловозов 2ТЭЮЛ,
М62, ТЭ109, (У300), ТЭП60, 2ТЭ116 (2ТЭ116М), 2ТЭ10В, ТЭП70,
ТЭП75, 2ТЭ121 показывает, что стоимость вентиляторной
установки в основном (на 80... 90%) определяется стоимостью
58
привода. Поэтому можно условно принять, что стоимость вентиля-
торной установки не зависит от диаметра вентилятора. Эксплуата-
ционные затраты, связанные с ремонтом и обслуживанием одно-
типных вентиляторных установок, имеющих разные диаметры
колес, определяются также в основном стоимостью ремонта и об-
служивания привода, и их можно считать приближенно независи-
мыми от диаметра вентилятора. Поэтому по отношению к охлаж-
дающему устройству дизеля с неизменным числом вентиляторных
установок (приводов) уравнение (36) принимает вид
^п = С>к.э4‘^2(С’т.с ТС'д.и.т)(37)
В уравнении (37) только мощность, затрачиваемая на привод
вентиляторов, определяемая уравнением (20), зависит от диаметра
вентилятора или сечения, ометаемого лопастями.
Для охлаждающего устройства всасывающего типа рабочей ши-
риной фронта радиатора Вр при условии £ бж.ом —0; £вых.ом—1;
т]в = const; т]п=const, что вполне допустимо, уравнение (37) с уче-
том выражений (20), (22) и (23) можно представить следующим
образом:
Сп=Ск.э+77
Ъ'
(1 — d)2
— Ск.э+Лф,
где #'== 1,84/ф</-0’24; b'= 1,1/фдГ0’24;
С>=1,52^Д[ / -„Г-
Вр |_ л (1 — d2) J
Это уравнение не имеет экстремума (рис. 42). Задача исследо-
вания рационального размера DB сводится к энергетическому ана-
лизу, так как выражение, обозначенное через ф, пропорционально
полному коэффициенту сопротивления 'Q воздушного тракта охлаж-
дающего устройства.
Характер изменения зависимостей Сп = /1(7)в) и ^ф=/2(^в),
приведенных на рис. 42 и 43, свидетельствует о целесообразности
максимально возможного увеличения диаметра вентилятора в
одновентиляторных устройствах. При создании многовентилятор-
ных устройств необходимо максимально увеличивать сечение, оме-
таемое лопастями вентиляторов, исходя из условия DBzB —
•-0,5 ^С^С.ОПТ-
При условии £ Б. Ж. ом —0; £вых.ом—1; T]B = const; T]n = const ре-
шение задачи принципиально не изменяется, она практически в
любом случае сводится к энергетическому анализу, так как слагае-
59
Рис. 42. Зависимость общих затрат Сп
на вентиляторную установку от диа-
метра DB вентилятора
мое Ск.э в уравнении (37) не мо-
жет в большой степени зависеть
от диаметра вентилятора.
Диаметр DB и число zB венти-
ляторов позволяют в результате
наложения аэродинамической ха-
рактеристики сети на характери-
стику вентилятора при различных
значениях окружной скорости
концов лопастей вентилятора и
получить экономически выгодный
среднеэксплуатационный режим
работы вентилятора, соответству-
ющий минимальной затрате мощ-
ности Лг2 на привод вентилятора
(с учетом КПД привода т]п)
(рис. 44).
Полученные характеристики
экономически выгодного средне-
эксплуатационного режима рабо-
ты вентиляторной установки (ок-
ружная скорость концов лопастей
цСр и угол установки лопастей
@) должны быть положены в ос-
нову анализа по выбору рационального режима работы вентилято-
ра на номинальном режиме. При этом в случае регулирования про-
изводительности вентилятора изменением частоты вращения колеса
угол установки лопастей должен сохраняться постоянным, а окруж-
ная скорость — увеличивается пропорционально изменению расхода
воздуха wh=Wcp(V2h/V2cp).
Условия, определяющие выбор рационального типа охлаждаю-
щего устройства. Охлаждающие устройства дизелей тепловозов,
различающиеся последовательностью расположения в направлении
движения воздушного потока основных элементов тракта — венти-
ляторной установки и радиатора, имеют свои особенности.
Расположение радиатора за вентиляторной установкой (нагне-
тательная схема) позволяет организовать более экономичную
работу вентилятора на холодном воздухе и уменьшить динамиче-
ские потери с выходной скоростью.
Однако проведенные исследования показали, что при использо-
вании нагнетательной схемы труднее получить поверхность тепло-
обмена в кузове тепловоза необходимого размера. Кроме того,
шахта (всасывающие каналы) охлаждающего устройства нагнета-
тельного типа имеет повышенное аэродинамическое сопротивление,
а поверхность теплообмена омывается потоком воздуха со значи-
тельной неравномерностью поля скорости по фронту радиатора, с
чем связаны дополнительные потери энергии с выходной скоростью
воздуха и ухудшение теплорассеивающей способности радиа-
тора.
60
При выборе оптимального варианта охлаждающего устройства
должен проводиться технико-экономический сравнительный анализ
различных вариантов устройств (см. разд. 5), в том числе уст-
ройств всасывающего и нагнетательного типов.
Охлаждающее устройство нагнетательного типа по сравнению
с устройством всасывающего типа (индексы соответственно н и вс)
экономически выгодно при условии
С < С
'-'п.н '-'П.вс*
Учитывая, что при проектировании тепловоза допускаемые
габариты по ширине фронта радиатора определяются условиями
компоновки силового и вспомогательного оборудования независимо
от типа применяемого охлаждающего устройства, для дальнейшего
исследования вполне допустимо условие (Cczc)h— (Cczc)bc, при
котором в соответствии с (21)
/ 1_____Рз____Срм 'j < / 1_____^2 Сом \
\ ^ом PfcpMn /н^ \ FOM pfcpWn lx / вс’
Неравенство показывает, что применение устройства нагнета-
тельного типа целесообразно в том случае, если абсолютная вели-
чина выражения левой части неравенства будет меньше правой,
подсчитанной по значениям параметров, характеризующих воз-
можный лучший вариант охлаждающего устройства всасывающего
типа.
Рис. 44. Режимы работы вентилятор-
ной установки УК-2М (а? = 0,45; гл =
= 8) в сети охлаждающего устройст-
ва дизеля тепловоза 2ТЭ121 (Q =
= 35 м3/с; //=914 Па):
0 — схема без жалюзи: X — схема с жа-
люзи; ---------номинальный режим
Рис. 43. Зависимость полного коэф-
фициента сопротивления Сф охлажда-
ющего устройства от диаметра DB
вентилятора:
-----------соответствует условию — шири-
на фронта радиатора равна диаметру вен-
тилятора
61
Значительный объем проведенных исследований позволяет
существующий уровень совершенства охлаждающего устройства
всасывающего типа оценить по абсолютной величине выражения
(1/^ом) (р2/р2ср^в) (сом/71х)=^ И считать, что применение охлажда-
ющего устройства нагнетательного типа целесообразно при усло-
вии ( l/FoM) (р2/р2ср71в) (С0МЛ)х) < BN>
К числу наиболее совершенных охлаждающих устройств всасы-
вающего типа можно отнести устройство тепловоза ТЭП70 (см.
табл. 1, рис. 17), которое при работе в среднеэксплуатационном
режиме (т]х=0,8; т]в=0,5; р2"= 1,0 кг/м3; р2сР= 1,1 кг/м3; £С.ОМ=2,6;
t0M= 1,56) характеризуется величиной Ду = 0,6. По сравнению с
ним устройство нагнетательного типа при условии т]п.н = 11п.вс целе-
сообразно, если оно характеризуется соотношением коэффициента
сопротивления воздушного тракта и КПД вентилятора: Сом/71в==
= 0,6FoMT]x (р2ср/р2) •
Это условие позволяет определить значение коэффициента со-
противления шахты (всасывающих каналов), при котором эконо-
мически выгодно применение охлаждающего устройства нагнета-
тельного типа:
^ш.ом — ^ш.ом (рг/рг) -|- Свых.ф (^ф/^ом)2 <^Д^х^ (р2ср/рг) —
— (Сб.ж 4- Сдиф.ом) (рг/рг)2 — [сс.ф (рг/рг)2 + Св.ж.ф] (^ом/Лр2-
Анализ этого уравнения, проведенный при условии, когда в луч-
шем для устройства нагнетательного типа случае (Fom)h=bom.bc,
Гф.н=-Рф.вс, т]х.н=т|х.вс=:=0,5, ^вых— 1 и ^в^=0,24 [44], показывает,
что охлаждающее устройство нагнетательного типа должно иметь
коэффициент сопротивления £ш.ом=1,85. Однако проведенные ис-
следования свидетельствуют о том (см. разд. 17), что т|в.н<'Пв.вс.
Так, при г|в.н=0,4 коэффициент сопротивления шахты должен быть
не более £ш.ом= 1,24, в то время как при одинаковой с охлаждаю-
щим устройством всасывающего крышевого типа (например, теп-
ловоза ТЭП70) степени сужения воздушного потока в шахте (п=
= /7ф//7ом=2,14) в соответствии с уравнением (129) £ш.ом = 1,72.
Это свидетельствует о том, что выбору охлаждающего устройства
нагнетательного типа должен предшествовать глубокий технико-
экономический анализ.
Проведенный анализ позволяет определить не только условия,
при которых возможно и целесообразно использование охлаждаю-
щего устройства всасывающего или нагнетательного типа, но и
необходимое соотношение между КПД вентилятора т]в и коэффи-
циентом сопротивления шахты т]Ш, при котором применение охлаж-
дающего устройства нагнетательного типа целесообразно.
7. ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ
РАСЧЕТНОГО ЗНАЧЕНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ ОХЛАЖДАЮЩЕГО ВОЗДУХА
И УРОВНЯ ЗАТРАТ МОЩНОСТИ НА ПРИВОД ВЕНТИЛЯТОРОВ
Расчетное значение температуры атмосферного воздуха 7\> на-
ряду с другими параметрами определяет размеры охлаждающего
устройства, его массу и затраты мощности на привод вентиляторов.
При этом влияние ее на технико-экономические показатели охлаж-
дающего устройства велико, так как Т'2х> определяет значение тем-
пературного напора ДГ = Г1 — Т<%.
В настоящее время расчетное значение температуры Т'2 огова-
ривается техническими условиями на создание того или иного теп-
ловоза и составляет 313...318 К. При этом мощность, затрачивае-
мая на привод вентиляторов только одного охлаждающего устрой-
ства дизеля, достигает, как указывалось выше, 5...6% номинальной
мощности дизеля, что для тепловозов с секционной мощностью
2941...5880 кВт составляет в среднем 160...324 кВт. Кроме того,
создание охлаждающих устройств для тепловозов большой секци-
онной мощности является серьезной проблемой, которую практиче-
ски трудно решить, учитывая требования, предъявляемые к их
размерам и массе. В связи с этим вопрос определения экономиче-
ски выгодного значения расчетной температуры охлаждающего
воздуха является чрезвычайно важным.
При применении в охлаждающих устройствах дизелей наибо-
лее совершенного плавного регулирования расхода охлаждающего
воздуха изменением частоты вращения колеса вентилятора или уг-
ла установки его лопастей максимальные и среднеэксплуатационные
(индекс с. э.) затраты мощности на привод вентиляторов определя-
ются климатическими условиями зоны эксплуатации. Поэто-
му вопрос оптимизации Т 2р должен решаться с учетом условий
района возможной эксплуатации тепловозов с самым жарким
климатом (Средней Азии). Существование экономически целесо-
образного значения Т2р = 7"2р.опт обусловливается тем, что при
уменьшении значения эксплуатационные расходы, связанные с
мощностью, затрачиваемой на охлаждающее устройство дизеля,
уменьшаются, а расходы по перевозке грузов увеличиваются, так
как в жаркое время года наступает ограничение силы тяги тепло-
возов по теплорассеивающей способности охлаждающего устрой-
ства, это требует уменьшения массы поездов, а следовательно,
увеличения их числа.
Решение задачи на основе уравнения (4) при условии ААоу =
= 0 и SCoy = Ср.т.о И- Сам И- Стр+A^2 С 4- Ст.с (C=const) поз-
воляет получить уравнение
Сп=Ст.с + См л См s Смн -{- Св -4- Скл еКм,
которое с учетом выражений (5) и (20) принимает вид
3 п
Сп=п„псА\---------4 ----------------------^-С.гсг +
360°? ‘К„(7’1С., - (Гф^е)2 Wl’s гх
63
-}- 365ягр Г( 1 -[-(о) f—-—р Т прхд
L \ Оуч
к
[Г 1 “4"*
—
Vy4
n / 2£р \
“Ь365/Zc/Zrp I gе с.э~\~ ^л^хх I
\ Оуч /
|“2/b/Cb(1t<7k-{-/06<7k вМн~}~
ен(1 +?л) а-^к ( ZL?
24 \ vy4
где
Гр^К^Л ^гр /т' т' \з „з
L v 1с.э 7 2с. э/ ^х.с.э
Qc.all (Г1с.э1 ^2с.э) .
Qc.al (Г1с.э11 — ^2с.э)
П'=ПСА /—^э(?5«э_\3------------с^х.
у3600р2срСр^ср / (/ф^в)2 ’Мп
С' — суммарные расходы по освоению заданного объема грузовых
перевозок, приходящиеся на один тепловоз; индексами I и II обоз-
начены контуры охлаждения.
Число грузовых поездов определяется грузопотоком Ггр и мас-
сой поезда (G):
Г гр Ггр Ггр
^rp— G — G/(P + q)q “G [1 - q/(P + q)] ~ G₽rp ’
где P и q — массы соответственно тепловоза и вагонов; рГр — коэф-
фициент, характеризующий отношение массы груза к общей массе
поезда.
Масса поезда
G _Fk-P(wq + Zp)
w"Q + Zp
где w'q и w"0 — основное удельное сопротивление соответственно
тепловоза и вагонов; /р— расчетный уклон.
Сила тяги
FK = I70 (1-~ N^!N^ =2Z2. by _ f0,065 4--^1W Ъ =
K vp vP L \ ^Ne!e\
= 2Z2_ (0,936^-^)^,
где 0,065A/e — затраты мощности на все вспомогательные нужды,
исключая мощность N2 (см. разд. 27); т]п — КПД передачи тепло-
воза; ир — расчетная скорость движения поезда, км/ч.
Поэтому уравнение для массы поезда принимает вид
Q (270/Ур) (0,936М, - ^)т1п - P(w'Q + Zp)
“I- ^'р
64
Расчетное значение температуры охлаждающего воздуха Т'2
определяет теплорассеивающую способность охлаждающего уст-
ройства дизеля. Поэтому при Г2>Г2р охлаждающее устройство
не может отводить от дизеля необходимое количество теплоты и
требуется соответствующее изменение в режиме нагрузки дизеля.
Зависимость теплорассеивающей способности охлаждающего
устройства от может быть с достаточной степенью точности
представлена уравнением
т\ —
Q=Qp-2—А
** 'г 'Г т
7 1 — 1 2р
с помощью которого, учитывая, что тепловыделение дизеля от на-
грузки определяется уравнением (16), можно установить законо-
мерность влияния Т2р на мощность дизеля при работе тепловоза
в жаркий период времени, когда /г^-^р*
Ne=Ne„ ( - с)-!- .
Щ 1\-Т^ / D
Поэтому при Г2^>Г2р массу поезда следует определять с исполь-
зованием уравнения
~ о, 936( —р—- c'j -J- - N2 т1П - Р (+ /Р)
Q__ VP L_________4 7 1 ~ 7 2р__/ и______J________________
wj + zp
С учетом ограничения силы тяги тепловоза (массы поезда) по теп-
лорассеивающей способности охлаждающего устройства (при
Г2>Г2р) приведенные годовые расходы по освоению заданного
объема грузовых перевозок могут быть представлены следующим
образом:
г [fr7 Р \зТз + £'1 С1 —т)
7 гр 1С.Э ~ 7 2с.э 1/ Чх.э1 J |
о *Т"
Ргрлс -£
__________ГТ__________
________(Лс.э ~ ^гс.эг)3 ^хс.эг
7\тах____^2тах е (^1тах ^2тах)
T'lmax ^2р (T'lmax ^2р) ^хр
(38)
где Г2с.э1 и Г2с.э2— средние значения температуры атмосферного
воздуха соответственно за период времени (1—т) и т; т]хсэ1 и
^хс.эг— соответственно среднее значение коэффициента нагрева
воздуха в радиаторе за период времени (1—т) и т; т — относитель-
ное (за год) время с температурой Г2^> Г2р;
3—1627 65
, 270nQQC,r 1 270 .
d=— 0,9362v/T]n—-------; e=—Ax
vp wn 4- zp vp
x ( £p\3 Рг^Ф i ,
\3600p2cpCn / (/ф^с)2 Мп Wo + ip
\ 2ср/ г
у _ (WQ + *р)
wj -ь ip
Статистический анализ распределения температуры атмосфер-
ного воздуха в течение года в Средней Азии позволяет получить
необходимые зависимости Г2С.э = 0,47"2 и т=0,65 —0,0154 (^2р—
— 273),справедливые в диапазоне изменения температур 7V2 = 298...
318 К.
При допустимых условиях;
1) Т\с.э ^2с.э, == Лс.э — T'2c.3s ==: T^lc.a
2) 7]хс.Э1 ==7]хс.э2>
3) т
Imax
уравнение (38) упрощается и принимает вид
г ’ (. Дз +СЛ|[“ + Щ'1л.«х-273)-гд7-;]
с =£гр уДГрЧхс.э /____________________________________
?грЛс d------
— ^Т'р Чхр
( —+ с4 [Л - I (r;max - 273) + ZA7-;] -
ДТ'тах ^ДТ’тах
d---------------ТТ" “ f
ДГр ДГр 7)хр —
где Armax=^lZmax—Т’гтах; £ = 0,65; 7=0,0154; 771=0,35.
В этом уравнении первое слагаемое выражает приведенные годо-
вые затраты, связанные с освоением заданного объема грузовых
перевозок на расчетном участке дороги данной линии, в период го-
да (1—т), а второе — в период т.
Характер зависимости Cn—f(7\p) свидетельствует о существова-
нии экономически выгодного значения Г2р = Т,2р.опт, которое в ос-
новном зависит от величины годовых расходов С', приведенных к
одному тепловозу. При величине С'= (400...600) 103 руб/год, кото-
рой в среднем характеризуется эксплуатация тепловоза в Средней
Азии, Т^р.оп-г = 308 К-
По значению Т’гр.опт можно обосновать экономически целесооб-
разный уровень максимальных затрат мощности на привод венти-
66
ляторов охлаждающего устройства дизеля, который следует выдер-
живать при проектировании тепловозов.
Расчеты показывают, что при Т’гр—ЗО8К и использовании су-
ществующих конструктивных решений охлаждающих устройств
Лг2 0,0423А/е вместо A'2^0,055At> при7,2Р=308К (т. е. уменьша-
ется на 23%). Это позволяет уменьшить затраты мощности на
вспомогательные нужды тепловоза в 1,12 раза, в результате чего
коэффициент использования мощности дизеля 6 увеличивается на
1,3%.
При эксплуатации тепловозов в районах страны с менее жар-
ким климатом, чем в Средней Азии, и тем более с умеренным и хо-
лодным, затраты мощности на привод вентиляторов охлаждающих
устройств дизелей изменяются автоматически в соответствии с тем-
пературой атмосферного воздуха Т'2.
Влияние температуры Т'2 на силу тяги FK тепловоза и массу G
поезда существенно. Так, при уменьшении Т'2 с 313 до 303 К сила
тяги тепловоза мощностью (1470x2)кВт возрастает более чем на
11 000 Н, за счет чего масса поезда может быть увеличена пример-
но на 120-103 кг.
При дальнейшем уменьшении Т'2 до 293 К сила тяги увеличи-
вается еще примерно на 6000 Н, а масса состава на 60-103 кг. Все
это свидетельствует о реальной возможности и экономической це-
лесообразности более полного использования тяговых качеств теп-
ловозов при их эксплуатации в различных зонах и даже в разные
сезоны. В этом случае целесообразно в технических данных тепло-
воза приводить характеристику FK=f(T'2).
з*
Глава 3
МЕТОДЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ
СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
3. АНАЛИЗ И ОСНОВЫ МОДЕЛИРОВАНИЯ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ
И ТЕПЛОВЫХ ПРОЦЕССОВ
В элементах систем охлаждения (теплообменных аппаратах,
воздуховодах, шахтах и др.) происходят сложные гидродинамиче-
ские и тепловые процессы, связанные с движением теплоносителей,
омывающих поверхности теплообмена. Режим течения теплоноси-
телей изменяется от ламинарного до развитого турбулентного.
Процессы теплопроводности, теплоотдачи и теплопередачи могут
иметь как стационарный, так и нестационарный режим.
Теплообмен между движущимися теплоносителями в таких ус-
ловиях приводит к необходимости изучать процессы тепломассооб-
мена, которые описываются сложной системой дифференциальных
уравнений [23, 27].
Математические модели процессов теплопроводности и конвек-
тивного теплообмена. Решение задач теплопроводности связано с
определением полей температур и тепловых потоков. Процессы пе-
редачи теплоты описываются законом Фурье, который для количе-
ства теплоты, прошедшего в единицу времени через единицу изо-
термической поверхности (плотности теплового потока), имеет вид
q= — \(дТ1дп)= — Xgrad Т, (39)
где % — коэффициент теплопроводности вещества, Вт/(м-К);
dT/dn = grad Т — температурный градиент в направлении нормали
(п) к изотермической поверхности, К/м.
Из уравнения (39) следует, что для определения теплового по-
тока необходимо знать распределение температур в теле (среде),
т. е. поля температур, которые описываются дифференциальным
уравнением теплопроводности, полученным на основе закона со-
хранения энергии:
дТ
дх
, дТ . дТ .
4--шх---------------[
‘ х дх 1 у ду 1
дТ
W,----
z dz
\ fd2T . д2Т д2Т\
ср ду2 dz2 )
В этом уравнении dt/dx характеризует изменение температуры во
- ( дТ . дТ ,
времени в какои-либо точке среды, а сумма wx---------vwu------г
\ дх ду
д 7* \ "Э
——)— изменение температуры в движущейся среде. При ус-
dz )
68
ловии wx=wy—wz=0 уравнение (40) описывает распределение
полей температур в твердом теле при отсутствии в нем источников
теплоты:
дТ /д2Т . д2Т . д2Т \ „т
---=а-----------------
дт \дх2 ду2 дг2 /
где а = ‘к/ср — коэффициент температуропроводности, м2/с.
Для моделирования конкретного процесса к уравнению (40) не-
обходимо добавить математическое описание особенностей рас-
сматриваемого процесса теплопроводности (называемое условия-
ми однозначности):
геометрические условия (форма, размеры тела, в котором про-
исходит процесс теплопроводности);
физические условия (теплофизические свойства тела, среды и
их зависимость от температуры);
временные условия (распределение температуры в теле, среде
в начальный момент времени);
граничные условия (первого рода — задается распределение
температуры на поверхности Тс в функции времени, второго ро-
да — задается плотность теплового потока для всей поверхности
тела в функции времени, третьего рода — задаются температура
окружающей среды 7Ж и закон теплоотдачи между поверхностью и
окружающей средой — закон Ньютона — Рихмана —j ~
=----~(ТС — Тж), где а — коэффициент теплоотдачи.
В результате решения дифференциального уравнения теплопровод-
ности при условиях однозначности можно установить температур-
ные поля, а использование закона Фурье позволяет установить теп-
ловые потоки.
Аналитические решения задач теплопроводности получены для
тел геометрически правильной формы при сравнительно простых
условиях однозначности. Более сложные задачи решаются числен-
ными и экспериментальными методами.
При движении теплоносителя вдоль поверхности твердого тела
образуется неподвижный слой жидкости, через который теплота
передается теплопроводностью (перпендикулярно поверхности):
. ( дТ \ п
— =0.
\ ду )у
При установившемся тепловом режиме
'j =а(Тс-Гж). (41)
\ ду /у—о
Уравнение (41) называют дифференциальным уравнением теп-
лоотдачи и обычно записывают в следующем виде:
X / дт \
а =----------1----
с Тж \ ду )у=о
В нем неизвестными являются не только а, но и градиент тем-
69
пературы ^-у—J , для определения которого выше приведено
дифференциальное уравнение теплопроводности (40). Но при ис-
пользовании этого уравнения появляются три новых неизвестных
wx, wy, wz, для определения которых систему дополняют диффе-
ренциальным уравнением движения вязкой жидкости Навье-
Стокса:
[dw
dx
dw
У~ду
dw
x~dz
d2w x
= ?gx~
dp
dx
d2wx\
dz2 ) ’
dr
dx
™y
dwz
dy
™z
[
T
dp । / d2wz , d2wz - d2wz \
dz \ dx2 dy2 dz2 / ’
(42)
где p — плотность жидкости при температуре Tq, кг/м3; у, — дина-
мическая вязкость жидкости, Па-с.
у, dp dp dp
Для определения неизвестных — , —— , ------ систему уравне-
dx dy dz
ний замыкают дифференциальным уравнением сплошности (не-
разрывности)
др । д (ри>Д д (pwy) Q (?Wz) .
dr dx dy dz
Для несжимаемой жидкости это уравнение может быть упрощено:
dwx д™у dwz
dx dy dz
Рассмотренная система уравнений описывает большой класс
процессов конвективного теплообмена. Поэтому при применении
системы к конкретному процессу она должна быть дополнена ма-
тематическим описанием особенностей этого процесса — условия-
ми однозначности.
При решении более сложных задач к рассмотренной системе
присоединяют математическое описание других условий: уравне-
ние массообмена и др.
При достаточно больших числах Рейнольдса рассмотренная вы-
ше система уравнений может быть упрощена на основе теории по-
граничного слоя [50]. Математическая модель гидродинамического
и теплового пограничных слоев при стационарных условиях и по-
70
стоянных теплофизических характеристик потока теплоносителя в
двумерной постановке задач представляется уравнениями
dwx . dwy dp i d2wx
pw^ + р»,—=-^+|x —;
di . dt , d2t dwx > dwy n
----rp^w =—X ; —— 4-----------=0.
r x dx 1 ‘ y ду ду2 dx 1 dy
В этих уравнениях параметры, изменяющиеся во времени,
должны быть осреднены [27, 36].
Результаты некоторых теоретических решений задач теплопро-
водности и конвективного теплообмена приведены в гл. 4 и 5.
Основы физического эксперимента. При создании тепловозов
широко применяют физический эксперимент для изучения гидро-
динамических и тепловых процессов и получения основных энерге-
тических характеристик, необходимых для расчетов, проводимых
с целью оптимизации параметров конструкций и режимов работы
систем охлаждения.
Физический эксперимент осуществляется на моделях или на-
турных установках. Экспериментально системы охлаждения иссле-
дуют на вновь созданных тепловозах (заводские или межведомст-
венные комиссионные испытания) и на эксплуатируемых теплово-
зах с целью их дальнейшего совершенствования.
Теоретической основой физического эксперимента является тео-
рия подобия (три теоремы подобия), которая позволяет не только
правильно организовать эксперимент, но и обобщить его резуль-
таты для применения их к другим подобным процессам, системам.
Применяя теорию подобия, можно из системы дифференциальных
уравнений и условий однозначности, не решая их аналитически,
получить так называемые числа (критерии) подобия, которые для
подобных процессов могут быть выражены на основании первой
теоремы подобия [27]: число Нуссельта Nu=aZ/%; число Рей-
р-/з
нольдса Re=zoZ/v; число Грасгофа Gr=—fHc;(g—ускорение сво-
V2
бодного падения, м/с2; I — характерный размер, м; |3 — коэффици-
ент объемного расширения, 1/К; Фс— разность температур между
стенкой и жидкостью, К); число Прандтля Pr—v/a; число Эйлера
Еи = р/ (pay2).
Теория подобия позволяет также установить зависимость меж-
ду переменными, характеризующими процесс, между числами по-
добия— уравнение подобия (вторая теорема подобия). Например,
определяемый критерий конвективного теплообмена
Nu=/(Re, Gr, Pr). (44)
Тепловые и гидромеханические процессы обычно взаимосвязаны,
поэтому определяемый гидромеханический критерий
Eu = /(Re, Gr, Pr). (45)
71
Условия подобия (44) и (45) относятся к стационарным процес-
сам. Для нестационарных процессов добавляется число Фурье Fo=
= а%112 (т — время), определяющее временное подобие процессов.
При обобщении опытных данных следует учитывать, что физи-
ческие характеристики среды (%, ц, v, ср) могут в значительной
степени изменяться в зависимости от температуры. При моделиро-
вании (физическом эксперименте на моделях) обязательно соблю-
дение следующих условий:
1) моделировать можно процессы, имеющие одинаковую физи-
ческую природу и описываемые одинаковыми дифференциальными
уравнениями;
2) необходимо геометрическое подобие образца и модели;
3) одноименные критерии подобия для модели и образца долж-
ны иметь одинаковые численные значения (условия третьей теоре-
мы подобия).
Моделирование физических процессов в системах охлаждения.
В общем случае турбулентное движение вязкой несжимаемой жид-
кости описывается дифференциальными уравнениями (42) и (43).
Однако решение задачи оказывается практически невозможным:
система уравнений сложна, а условия их однозначности не подда-
ются аналитическому описанию. Поэтому рассматриваемый про-
цесс, как и большинство гидродинамических явлений, можно ис-
следовать в настоящее время только экспериментальным путем с
применением теории подобия, в соответствии с которой для случая
стационарного вынужденного движения несжимаемой жидкости,
когда влиянием силы тяжести можно пренебречь, можно рекомен-
довать уравнение
Eu=/(Re). (46)
Оно будет описывать рассматриваемый случай движения жидко-
сти тогда, когда к нему присовокуплены следующие условия одно-
значности:
1) геометрическая характеристика охлаждающего устройства,
определяемая размерами A==A/D и B=B/D площади фронта ра-
диаторов, диаметром D вентилятора и d его втулки, длиной услов-
ного конфузора L=L/D, углом установки панелей радиатора у и
параметрами коллектора bn=bK/D и йк—h^/D вентилятора (рис.
45);
2) существенные физические свойства среды — плотность р, вяз-
кость ц и др.;
3) граничные условия — скорость течения воздуха на стенках
равна нулю, исследуемый процесс ограничивается входным /—I и
выходным II—II сечениями шахты (рис. 45), граничные условия
в которых задаются полями давления и скорости воздуха.
Анализ исследований аэродинамических характеристик охлаж-
дающих устройств тепловозов ТЭЗ, ТГ102, 2ТЭ10Л и др. позволил
установить, что основные потери в шахте определяются конфузор-
ностью течения воздуха (рис. 46) [44]. Потери в конфузорах и
диффузорах в основном зависят от степени и угла поджатия пото-
72
Ftp = A * В
Рис. 45. Охлаждающее уст-
ройство дизеля тепловоза
Рис. 46. Изменение сопротивления охлаждающего устройства по высоте шахты
при номинальном режиме работы:
1 — каналов шахты и секций Дрс; 2 — охлаждающих секций Яст; Q — при полностью от-
крытых боковых и верхних жалюзи: ф — при полностью открытых и снятых верхних жа-
люзи
73
2
Рис. 47. Условный конфузор
ка [14]. Если конфузор (диф-
фузор) имеет сложную конфигу-
рацию, как, например, в охлаж-
дающем устройстве дизеля, то
Fom обычно рассматриваемый конфу-
зор (диффузор) заменяют услов-
ным коническим (рис. 47). При
этом он должен иметь входное
сечение, равное суммарной пло-
щади Еф = 2ЛВ фронта радиато-
ра, выходное — площади Еом, сме-
таемой лопастями вентилятора
(L — расстояние между серединой
лопасти и центром площади фрон-
та панелей радиатора). В этом
случае степень поджатия потока
в условном конфузоре охлаждающего устройства тепловоза может
быть определена по уравнению п=Еф/Еом=8Д.В[л;7)2(1—Я2)].
В охлаждающем устройстве тепловоза панели радиатора могут
быть расположены вертикально, как это имеет место в большин-
стве отечественных и зарубежных тепловозов, и наклонно (см. рис.
16) под углом у (см. рис. 45). При этом угол установки панелей
радиатора, так же как и длина L=L/D условного конфузора, оп-
ределяет угол поворота потока в охлаждающем устройстве и за-
висящие от него аэродинамические потери.
Результаты испытаний натурных образцов охлаждающих уст-
ройств тепловозов 2ТЭ10Л и М.62 [32] показали, что наибольшие
потери напора вентилятора приходятся на участки воздуховодов
с минимальным сечением (см. рис. 46), которое определяется кон-
фигурацией внутреннего обвода шахты и коллектора вентилятор-
ной установки (рис. 48, размеры с, Ьк и Як). В связи с этим в ох-
лаждающем устройстве тепловоза 2ТЭ10Л был заменен конический
коллектор на четырехгранный с большим значением Як, что увели-
чило производительность вентилятора на 5%. В охлаждающем
устройстве тепловоза М62 за счет уменьшения высоты внутренне-
го обвода шахты и высоты коллектора Як вентиляторной установки
был увеличен размер с шахты с 0,324 до 0,415. В результате про-
изводительность вентиляторной установки увеличилась на 12%.
Это свидетельствует о необходимости исследования влияния на
аэродинамические характеристики охлаждающих устройств пара-
метров Ьк и Як коллектора вентиляторов.
Учитывая изложенное выше, обобщенную зависимость (46) для
исследуемого процесса движения воздуха в шахте охлаждающего
устройства можно записать в следующем виде:
Eu=/(Re, п, d, B/D, L/D, у, bK/D, hK/D). (47)
При прочих равных условиях она справедлива для кинематиче-
ски подобных потоков. Это подобие задается в виде управляемых
краевых условий, представляющих собой уравнения, выражающие
74
Ьк
а) &
Рис. 48. Варианты шахты охлаждающего устройства тепловоза М62:
а — первоначальный вариант; б — установлены обтекатель подпятника вентилятора и радиус-
ная опорная балка, изменена конструкция конфузора
скорость как функцию координат точек, расположенных на грани-
це потока. Для случая течения жидкости внутри любого аппарата,
если нет каких-либо дополнительных условий, такой границей при-
нято считать входное сечение [13].
Потери энергии воздушного потока в аппаратах принято оцени-
вать по значению коэффициента сопротивления £, который опреде-
ленным образом связан с критерием Ей [4]. Это позволяет пред-
ставить уравнение (47) в виде
Cni=/(Re, п, d, В/D, В/A, L/D, у, bK/D, hK/D). (48)
Поля давления и скорости воздуха у боковых стенок кузова,
определяемые не только формой кузова, скоростью движения теп-
ловоза, но и направлением ветра, могут быть различными. Поэто-
му вопрос о виде граничных условий в сечениях на входе и выходе
из шахты может быть решен после исследования полей давления
и скорости воздуха у кузова тепловоза.
Исследования закономерностей распределения полей давления
и образования пограничного слоя вдоль кузова тепловоза на мо-
делях тепловозов типа ТЭ109 позволили установить, что для тра-
диционных форм тепловозов характерно большое разрежение у
головной и кормовой частей кузова и небольшое отклонение дав-
ления от атмосферного вдоль остальной части кузова (рис. 49).
При скорости набегающего воздуха до 90 км/ч абсолютное зна-
чение разрежения настолько мало, что им можно пренебречь; при
скорости потока воздуха более 150 км/ч разрежение может дости-
75
Рис. 49. Распределение давления на поверхности кузова тепловоза ТЭ109
гать 200...300 Па. Однако и в этом случае дополнительные потери
на преодоление разрежения перед фронтом будут компенсировать-
ся разрежением, создаваемым при движении тепловоза на крыше
кузова, поскольку, как уже указывалось выше, характер распре-
деления давлений у боковых стенок и на крыше кузова примерно
одинаков. Таким образом, при исследовании охлаждающих уст-
ройств тепловозов влиянием поля давления вдоль кузова, вызван-
ного движением тепловоза, на характеристики охлаждающих уст-
ройств можно пренебречь.
Исследования показали, что характер обтекания локомотива
воздухом определяется не только скоростью его движения, но и
скоростью и направлением ветра. Скорость ветра обычно не пре-
вышает ив=10 м/с. Однако при среднетехнической скорости дви-
жения локомотива 45...55 км/ч это приводит к максимальной ре-
зультирующей скорости 80...90 км/ч, а при максимальной скорости
движения 100... 160 км/ч— 140...200 км/ч.
Результаты исследований позволили получить необходимые за-
висимости, характеризующие распределение давления (р =
= Ризб/(0,5р^2)) у входного сечения охлаждающего устройства
при расположении его на подветренной и надветренной сторонах,
справедливые при (3^=5° (рис. 49):
7И=-0,8+0,38^+0,3127-0,46^7;
рн= — 0,4+2, Обр+0,177—0,937,
где х — расстояние от торца до искомого сечения в долях ширины
кузова.
Анализ, проведенный с использованием этих уравнений, пока-
зывает, что при определяющей среднетехнической скорости движе-
76
ния тепловоза величины р и Ар могут достигать значений 150...
300 Па, которыми можно пренебречь, так как они в значительной
мере будут компенсированы примерно таким же разрежением на
крыше кузова.
Воздухозаборные и выпускные устройства тепловоза работают
в пристенном пограничном слое. Многие исследования показыва-
ют, что при определенных соотношениях толщины пограничного
слоя и геометрических размеров всасывающих и выпускных кана-
лов пограничный слой оказывает существенное влияние на форми-
рование полей скорости воздуха и аэродинамические характери-
стики каналов.
При определении полей скорости во входных и выходных сече-
ниях шахт результаты исследований, проведенных на моделях теп-
ловоза с разными головными частями кузова, позволили получить
зависимости
8=0,042х4/5, (49)
cv=tvoa (у/8)1/7. (50)
Сравнение полученных результатов с известными зависимостя-
ми для турбулентного пограничного слоя, образующегося при об-
текании пластины, показывает, что характер образования погра-
ничного слоя на стенках кузова тепловоза и на пластине практиче-
ски одинаков. Отличие постоянных коэффициентов при х
объясняется в основном влиянием поперечного размера локомоти-
ва [27, 50].
Изложенное выше позволяет сделать вывод о том, что гранич-
ные условия на входе и выходе из шахты охлаждающего устрой-
ства тепловоза должны задаваться зависимостями (49) и (50),
характеризующими пограничный слой воздушного потока. В связи
с этим за характерные параметры, определяющие условия входа
воздуха в шахту, выгодно принять ширину В фронта панелей радиа-
тора и скорость w воздуха на входе в шахту, тогда в обобщенную зави-
симость должны войти безразмерные параметры vw=Vi/w и д — дВ.
Однако для охлаждающих устройств тепловозов характерно усло-
вие В^>6, при котором воздух всасывается в шахту в основном не
из пограничного слоя, а из основного потока, имеющего скорость
V. Это позволяет включить в критериальное уравнение (48) без-
размерный параметр vw — v/w. Кроме того, исследования свиде-
тельствуют о целесообразности учета параметра В/А, характери-
зующего возможную зависимость аэродинамических характеристик
воздухозаборных устройств в присутствии проходящего потока воз-
духа от ориентации прямоугольного входного сечения относитель-
но направления потока воздуха, омывающего кузов при движении
тепловоза.
Процесс движения воздуха в охлаждающем устройстве зависит
от конструкции жалюзи, установленных на входе в шахту. В оте-
чественном тепловозостроении применяют жалюзи с горизонталь-
но расположенными створками, которые практически не оказыва-
77
Рис. 50. Геометрические параметры решетки профилей
ют влияния на процесс забора воздуха из проходящего потока и
приводят, как показали специальные исследования, к дополнитель-
ным потерям в охлаждающем устройстве в результате отрыва по-
тока воздуха от передней стенки шахты.
Применение в охлаждающем устройстве жалюзи с вертикаль-
ными створками позволяет практически решить задачу организа-
ции безотрывного (или близкого к такому) режима движения на
входе воздуха в шахту. Однако для этого должна быть решена
сложная задача определения рациональных параметров конструк-
ции таких жалюзи.
На основании проведенных исследований обобщенная зависи-
мость для коэффициента сопротивления жалюзи как решетки оп-
ределяется основными геометрическими параметрами конструкции
(рис. 50) и режимом течения в них воздуха:
Сж=/(Ке*, ~с, f, i, a, ft, ft), (51)
где Re& — критерий Рейнольдса, определяемый в зависимости от
ширины b створки жалюзи; a, |3i, 02 — характерные углы, рад; с=
= с/Ь\ t—t/b', f—f/b — характерные безразмерные параметры.
В охлаждающих устройствах дизелей тепловозов можно приме-
нять непрофилированные створки жалюзи, так как их режимы ра-
боты соответствуют значениям Re6<8-104. Это позволяет решить
вопросы изолирования шахты от окружающей среды и обеспече-
ния нормальной работы охлаждающего устройства независимо от
направления движения тепловоза.
Анализ углов входа воздушного потока в жалюзи при различ-
ных углах установки створок свидетельствует о больших углах
атаки, при которых сопротивление жалюзи определяется в основ-
ном срывным течением воздушных струй, что дает возможность
пренебречь потерями от трения.
Анализ треугольников скоростей на входе и выходе воздуха из
жалюзи (рис. 50) позволяет установить зависимость углов |3i и ₽2
78
от соответствующих скоростей Wi и w2, а значит и от безразмерно-
го параметра v/w.
На основании изложенного выше можно представить уравнение
(51) в следующем виде: a, vw). Таким образом, дополни-
тельный анализ граничных условий свидетельствует о необходимо-
сти уточнения уравнения (48):
J, B/D, В/A, L/D, у, 7, a, В/В, -ц/w, bJD, hKfD).
(52)
Первые исследования аэродинамических характеристик охлаж-
дающих устройств тепловозов показали, что в них при изменении
расхода воздуха от номинального до меньшего в 2 раза (Re^l,6X
ХЮ5) наблюдается режим автомодельности, что согласуется с ре-
зультатами испытаний большинства промышленных аппаратов
[14]. Это позволяет упростить зависимость (52):
В, В/A, Z, у, /, a, vw, 8, bK, hK). (53)
Уравнение (53) можно упростить, если рациональные значения
параметров жалюзи (? и а) определить в результате предваритель-
ных специальных исследований. При этом жалюзи должны испы-
тываться совместно с шахтой конкретной конструкции, что позво-
лит моделировать условия на выходе из жалюзи. В этом случае
уравнение (53) принимает вид
Сш»==^(^» d^ В, Bl A, Ly у, S, Як,
Для решения этого уравнения необходимо проведение большого
объема экспериментов. С целью упрощения экспериментальных
исследований, а также принимая во внимание, что предшествую-
щие исследования аэродинамических характеристик охлаждаю-
щих устройств проводились без учета влияния воздействия возду-
ха, омывающего кузов при движении тепловоза, и параметров L,
у, Ьк и Як, обработку результатов экспериментов целесообразно
проводить на основе обобщенной зависимости
Сй=/(л, d, В, В/А), (54)
Влияние скорости воздушного потока v и параметров L, у, Ьк и Як
в соответствии с уравнением (53) можно учитывать коэффициен-
тами kv=fi(vw, В, 6, В/A); kL=f2(L); Ят=/з(у); Як=Л(Як, Як).
Тогда основную обобщенную зависимость (53) можно записать в
следующем виде:
Сщ v (55)
Исследования аэродинамических характеристик вентиляторных
установок проводят, как правило, на моделях. При этом рекомен-
дуется соблюдать следующее условие [4]:
Re&=lib]') 150-103,
79
где Wi — относительная скорость входа потока в рабочее колесо,
м; b — длина хорды лопасти, м.
При исследовании характеристик вентиляторной установки в
присутствии проходящего потока воздуха в качестве определяюще-
го параметра принято выбирать относительную скорость vu=vlu,
представляющую собой отношение скорости проходящего потока к
окружной скорости концов лопастей вентиляторного колеса.
Существенное влияние на характеристики вентилятора может
оказывать толщина пограничного слоя проходящего потока, кото-
рую характеризует относительная толщина пограничного слоя 6.
С целью обобщения результатов испытаний моделей аэродина-
мические характеристики вентиляторов строят в виде зависимо-
стей безразмерных коэффициентов 'ф=Л(<р), T\=fz (<р) и Х=/з((р)
для различных углов установки лопастей 0. В присутствии прохо-
дящего потока эти зависимости принимают вид
(?> Чр 6, 8); ^=/2(cp, ^а, 0, 8);
^=/з(<Р» 0, 8).
Таким образом, проведенный анализ позволил определить со-
ставляющие потерь полного давления, развиваемого вентилятором
в охлаждающем устройстве, и получить на основе теории подобия
необходимые обобщенные зависимости для определения аэродина-
мических характеристик жалюзи, шахт и вентиляторных установок
с учетом влияния скорости потока воздуха, омывающего кузов при
движении тепловоза.
Условия подобия процессов конвективного теплообмена при
свободно-вынужденном движении теплоносителя позволяют из ма-
тематической формулировки задачи получить соответствующие
критериальные уравнения (44) и (45), которые для процессов, про-
исходящих при вынужденном движении жидкости, упрощаются:
Nu=/,(Re. Рг); 1
Eu=/2(Re, Рг). / ’
Если в качестве теплоносителя используется воздух, для кото-
рого критерий Рг имеет постоянное значение (Рг~0,7), то
Nu=/!(Re), Eu=/2(Re).
При необходимости в критериальные уравнения вводятся различ-
ного рода параметрические критерии, составленные из величин,
входящих в условия однозначности. Например, при течении жид-
кости в каналах вводится параметрический критерий L/d^, харак-
теризующий влияние на тепловые и гидромеханические процессы
длины L и диаметра канала.
В этом случае уравнения (56) принимают вид
Nu=J\ (Re, Рг, Z/d3);
Eu=/2(Re, Рг, L)ds).
80
При моделировании процессов во вращающихся роторах элект-
рических машин влияние неоднородности поля центробежных и
кориолисовых сил учитывают числом N(£)d=(£>d/wQ (со — угловая
скорость), а влияние вращения на течение охлаждающей среды —
отношением длины канала L и радиуса его местоположения R к
диаметру канала (R/d,L/d) [4]:
Nu=/1(Re, Pr, N^d, R/d, Lid).
При анализе распределения теплоты и температур в твердых те-
лах вместо числа Нуссельта используют число Био: Bi = aZ/X, в
которое входит коэффициент теплопроводности % твердого тела и
которое характеризует отношение внутреннего и внешнего терми-
ческих сопротивлений.
Физические параметры теплоносителей, входящие в числа (кри-
терии) подобия, находят по так называемой определяющей темпе-
ратуре. В большинстве исследований последнего времени за такую
температуру принимают среднюю температуру жидкости.
Кроме физических параметров, в числа подобия входят геомет-
рические размеры (длина, диаметр каналов и др.). При движении
жидкости внутри круглых труб в качестве определяющего размера
принимают диаметр трубы. Теоретические и экспериментальные
исследования подтверждают правильность этого положения. Кана-
лы сложного профиля (треугольные, прямоугольные и др., в том
числе при внешнем омывании пучков труб) принято приводить к
круглой трубе, используя характерный размер — эквивалентный
диаметр
d3=4f!ER (57)
где f— площадь живого сечения канала, по которому протекает
теплоноситель, м2; П — периметр сечения, м.
Следует отметить, что эквивалентный диаметр в случае обтека-
ния пучка труб, оребренных коллективными ребрами, условен, как
и сам канал, образованный стенками пластин и трубок. В данном
случае элементарный аэродинамический канал оказывается пре-
рывистым в направлении движения теплоносителя. Поэтому его
подсчитывают по размерам сечения непрерывной части канала:
rf,=4//Z7=2йр (/„ - ар)/[*р+</р - У, (58)
где др и Zp— соответственно толщина и шаг расположения ребер.
При условии dp<CZp
б/э=2^р/р/(^р + /р).
В заключение следует отметить, что устанавливать функцио-
нальные связи между параметрами, входящими в рассмотренные
выше обобщенные зависимости, целесообразно с помощью метода
модели, который позволяет значительно уменьшить затраты
средств и времени на проведение экспериментов и, использовав ла-
бораторные методы испытаний, значительно повысить их точность
[2].
81
Средства измерений и их характеристика. Экспериментальные
исследования обычно связаны с прямыми, косвенными, совокупны-
ми или совместными измерениями большого числа однородных па-
раметров различными средствами измерения (механическими, эле-
ктрическими, пневматическими и др.). Для этого применяют изме-
рительные установки, включающие в себя совокупность
измерительных мер, приборов, преобразователей и других уст-
ройств, обеспечивающих получение измерительной информации в
требуемой форме [40, 41]. При исследовании систем охлаждения
тепловозов главным образом регистрируют температуру, давление,
скорость и расход теплоносителей.
Для измерения температуры твердых тел, газов и жидкостей
широко применяют жидкостно-стеклянные термометры (лабора-
торные, технические, образцовые и специальные), термоэлектриче-
ские термометры по ГОСТ 6616—74* (термопары), электрические
термометры сопротивления по ГОСТ 6651—78 и терморезисторы.
При измерении температуры потока газа или жидкости с высоким
давлением термометры устанавливают в специальных гильзах,
заполняемых для повышения чувствительности термометра
компрессорным маслом (Т<;473 К) или медными опилками
(Т>>473 К). Выступающую часть термометра обычно изо-
лируют. Чувствительная часть термометра должна рас-
полагаться в середине потока. Скорость движения теплоносителей
в системах охлаждения, как правило, не превышает 70 м/с. Поэто-
му измеряют полную температуру потока, которая в этом случае
отличается от статической не более чем на 0,5%. Термометры пе-
ред использованием подвергают градуировке; они в зависимости
от условий эксперимента должны обеспечивать точность измерения
от 0,01 до 0,5 К. При применении термометров сопротивления и
терморезисторов погрешность измерения составляет примерно
+ 0,1%, а при использовании термопар она может достигать 0,5%.
Для автоматизации эксперимента целесообразно использовать ав-
томатические потенциометры (ГОСТ 9865—76), имеющие унифи-
цированные выходные электрические и пневматические сигналы,
класса точности 0,25 и 0,5.
Для измерения давления среды в системах охлаждения исполь-
зуют: жидкостные приборы с видимым уровнем (u-образные и ча-
шечные), грузопоршневые манометры, приборы с упругими чувст-
вительными элементами (трубкой Бурдона, гофрированными мем-
бранами, сильфонами) и др. Жидкостные приборы с видимым
уровнем (u-образные и чашечные) по ГОСТ 11161—84 применяют
в качестве дифференциальных манометров, манометров и вакуум-
метров для измерения избыточного давления газов до 0,1 МПа и
разряжения до 10 Па. Для измерения небольших разностей дав-
лений (до 1 кПа) служат микроманометры (ГОСТ 11161—84).
Погрешность в определении давления по шкале u-образных и
чашечных приборов не превышает соответственно ±2 и ±1 мм, а
класс точности микроманометров составляет 0,5 и 1,0.
Приборы с упругими чувствительными элементами (ГОСТ
82
8625—77*) выполняют в виде манометров избыточного и абсолют-
ного давлений, вакуумметров, мановакуумметров и дифференци-
альных манометров. Классы точности таких приборов не должны
превышать 2,5. Целесообразно применять образцовые манометры
(ГОСТ 6521—72*) класса точности 0,15; 0,25 и 0,4 и самопишущие
манометры (ГОСТ 7919—80*) класса точности 0,6; 1,0 и 1,5.
Для одновременного измерения давления в большом числе то-
чек целесообразно применять групповые регистрирующие мано-
метры. Грузопоршневые манометры отличаются высокой точно-
стью измерения давления (класс точности 0,02...0,05 при темпера-
туре окружающей среды 288...298 К) и поэтому служат в основном
для проверки манометров других типов.
Для измерения статического и полного давлений в потоке ис-
пользуют приемники давления различных конструкций (рис. 51).
Для измерения статического давления в дозвуковом потоке исполь-
зуют насадки Прандтля (рис. 51, е), а в качестве приемника пол-
ного давления — трубки Пито (рис. 51,6). В них давление регист-
рируется с высокой точностью при отклонении направления пото-
ка от оси трубки Прандтля до ±8°, а оси трубки Пито — до ±40°.
Для уменьшения погрешности при измерениях насадками тако-
го типа необходимо строго соблюдать следующие условия:
^о/^?тр=О,1; ZiMtP=3 ... 8; /2/^тр —8 ... 20 (dQ и dTP— диаметры от-
верстия и трубки; Zi и /2 — длины трубки от конца до отверстия и
от отверстия до изгиба).
Для измерения статического давления в каналах (воздухово-
дах) рекомендуется делать в стенках отверстия диаметром 0,2...
0,5 мм при отношении толщины стенки к диаметру отверстия более
трех.
Для измерения скорости газов и жидкостей широко применяют
чашечные и крыльчатые анемометры, вертушки (для грубых изме-
рений), разнообразные пневматические насадки (трубки Пито-
Прандтля и др.), цилиндрические и шаровые зонды, термоанемо-
метры (погрешность измерения не превышает +1%). Комбиниро-
ванные трубки Пито-Прандтля (рис. 51, в) предназначены для
измерения скоростей ^5 м/с. При этом допускается отклонение
носика трубки от направления потока до +5°. При скорости пото-
ка менее 5 м/с следует применять термоанемометры с вольфрамо-
вой или платиновой проволокой диаметром 0,005...0,2 мм, длиной
3...10 мм, температура которой должна поддерживаться в пределах
473...673 К.
Расход теплоносителей (жидкостей и газов) измеряют расхо-
домерами переменного перепада давления — стандартными плос-
кими диафрагмами (рис. 51, д), нормализованными соплами и соп-
лами Вентури (рис. 51, г), расходомерами пневматического типа
(с насадками статического и полного давлений), расходомерами
постоянного перепада давления (ротаметры, поплавковые и порш-
невые расходомеры), тахометрическими расходомерами (с гори-
зонтальной и вертикальной вертушкой-турбинкой) и др.
83
е)
Рис. 51. Приборы для измерения давления и расхода жидкостей и газов:
а — трубка для измерения среднего значения полного давления; б — трубка для измерения полного давления; в — комбинированная трубка
Пито-Прандтля; г — стандартное сопло Вентури; д — стандартные диафрагмы; е — трубка для измерения статического давления; ж — трубки для
измерения статического давления перед и за секциями радиатора
При установке диафрагм, сужающихся сопл и сопл Вентури в
трубопроводах диаметром менее 50 мм необходимо учитывать по-
правки на шероховатость канала и вязкость вещества. При пнев-
мометрическом методе определения расхода вещества рекоменду-
ется разбивать сечение канала на равновеликие площади, число
которых зависит от диаметра канала d в соответствии, приведен-
ном ниже.
d, мм . . 300 350 400 500 600 700 800 1000
п . . . 5 6 7 9 10 12 14 16
Ротаметры рекомендуется использовать для измерения неболь-
ших объемных расходов: жидкостей до 0,0025 м3/с и газов до
0,006 м3/ч при давлениях не более 0,5 МПа.
Тахометрическими расходомерами измеряют расход различных
жидкостей (от 0,04 до 150 м3/ч) при давлениях до 1,6 МПа.
В последние годы промышленностью разработаны скоростные
турбинные и шариковые счетчики-расходомеры с бесконтактным
преобразованием частоты вращения чувствительных элементов в
электрические импульсы для измерения небольших (до 0,015 м3/ч)
и больших (до 2500 м3/ч) объемных расходов жидкостей.
При автоматизации экспериментальных исследований необходи-
мо применять приборы с унифицированным сигналом. Для этих
целей промышленностью выпускаются электрические и пневмати-
ческие измерительные датчики унифицированной системы в комп-
лекте с регуляторами и другими устройствами автоматики. Такие
датчики предназначены для непрерывного преобразования темпе-
ратуры, давления, расхода и других параметров в стандартный
пневматический или электрический выходной сигнал для его дис-
танционной передачи (до 800 м) и обычно являются частью общей
системы автоматизации экспериментальных исследований (САЭИ).
САЭИ наиболее высокого уровня представляет собой замкнутую
систему, работающую по единой программе. Она кроме ЭВМ и
первичных измерительных преобразователей включает в себя уст-
ройства сопряжения, блок средств представления информации и
устройства управления [39].
Для автоматизации экспериментальных исследований сложных
объектов рекомендуется применять выпускаемые серийно инфор-
мационно-вычислительные комплексы ИВК-2, ИВК-8 и др.
Погрешности измерений. При проведении исследований на ос-
нове эксперимента или математического моделирования в резуль-
тате несовершенства методов, средств измерений и других причин
результаты имеют определенную погрешность. Погрешность оце-
нивают величиной абсолютной погрешности (разностью между из-
меренным х и истинным X) Д=х—X или относительной погреш-
ностью 6 = А/Х. Однако погрешности измерений могут быть не
только систематическими, в том числе грубыми, которые в резуль-
тате изучения причин могут быть исключены, но и случайными, ко-
торые при повторных измерениях изменяются под действием раз-
85
личных факторов. В результате повторения опытов на основе тео-
рии вероятностей и математической статистики можно определить
интервал изменения случайной составляющей погрешности [28].
ГОСТ 8.011—72 «Показатели точности измерений и формы пред-
ставления результатов измерений» устанавливает способы выраже-
ния точности и соответствующие формы представления результа-
тов экспериментов с использованием основных характеристических
параметров случайной величины (погрешности).
Если случайная величина х при проведении п независимых опытов опреде-
лена пх раз, то предел, к которому стремится отношение пх/п при бесконечном
увеличении числа опытов, характеризует вероятность события Р(х)= Игл (пх/п).
П-^-оо
При этом совокупность всех возможных наблюдений над случайной величиной
является генеральной совокупностью, а часть их — выборкой. Количество резуль-
татов наблюдений, входящих в выборку, называют ее объемом.
Свойства случайной величины х, в том числе случайной составляющей по-
грешности эксперимента, описываются интегральной функцией распределения
F(x)=P(x—х0), которая определяет вероятность выполнения условия х<х0
(х0 — некоторое фиксированное значение случайной величины), и дифференциаль-
ной функцией f(x) = dF(x)/dx, характеризующей плотность распределения случай-
ной величины.
Важнейшим параметром, характеризующим случайную величину х, являет-
ся ее математическое ожидание (среднее значение)
оо
М (х) = J xf(x)dx
--00
для непрерывной случайной величины и
п
М (х) == 2 xip
/ = 1
для дискретной величины при объеме выборки п. Степень рассеяния случайной
СО
величины около ее среднего значения характеризует дисперсия D {х} = J (х—
—- оо
П
— -*)2 f(x)dx —для непрерывной случайной величины и D (х) =2 (х/ —
_ 1
— х)2 Р (х/)— для дискретной случайной величины и среднее квадратическое
отклонение (погрешность) а {х} — V D {х}.
В теории вероятностей и математической статистике наиболее часто исполь-
зуется нормальный закон распределения случайной величины Гаусса, при кото-
ром по отношению к абсолютной погрешности измерения случайной величины А
ОО
1 (* / А2 \
^(д)= -.ЛЧ- ехр —_ р(д);
У 2ла {A} J \ 2D {А} )
— оо
1 / А2 \
/2ла{Д} ехр\ 2D {А})’
Другие законы распределения погрешностей аппроксимируются другими, в том
числе стандартными, функциями плотности распределения f(x) [28, 40]. Рассмот-
ренные выше характеристики справедливы и по отношению к систематическим по-
грешностям, несмотря на их неслучайный характер, так как их реализацию в
каждом конкретном случае можно рассматривать как случайное явление. При
этом следует выбирать соответствующие законы распределения систематических
86
погрешностей. Способы выражения точности и соответствующие формы представ-
ления результатов экспериментальных исследований устанавливает ГОСТ
8.011—72.
Рекомендуется выражать точность результатов абсолютной погрешностью А
(с ее нижней Ан и верхней Ав границами); доверительной вероятностью Р; ин-
тервалом, в котором находится систематическая составляющая погрешности Ас
(с ее нижней Асн и верхней Лев границами); реальными функциями плотности
распределения систематической /Дс (А) и случайной /д(Д), составляющих по-
грешности, или стандартными аппроксимациями функций /Дс.ст и -^дст
и численными значениями средних квадратических отклонений о{Ас} и о{А}.
Способы представления результатов:
1 А, Д от Дн до Дв; Р;
2...........А, дс от дсн до дсв; рс; а {Д}; /дст(Д);
3...........А, с(Ле); /4„Т(Д); о(Д); 7Д„(*);
4 А, /дс(Д); /4(д).
Статистический анализ результатов измерений предусматривает не только
расчет статистических характеристик, но и проверку статистических гипотез. Про-
верка сводится к сравнению значений статистических показателей, определенных
по выборке, с теоретическими (табличными) значениями, полученными для вы-
бранной гипотезы (например, о нормальном законе распределения Гаусса). В ре-
зультате сравнения статистической характеристики, полученной по выборке, с ее
табличным значением делается вывод: справедлива гипотеза или нет. Вероятность
принятия гипотезы зависит от выбранного уровня значимости а=1—Р (Р—
доверительная вероятность выполнения гипотезы); например, при а=0,05 веро-
ятность правильности принятия гипотезы составляет 95%. На практике обычно
принимают а=0,05 и а=0,02. Для оценки правильности выбранной гипотезы
используются критерии: Стьюдента (/-критерий), Фишера (F-критерий), Кохрена
(G-критерий), Пирсона (%-критерий) и т-критерий. Критерий Стьюдента применя-
ют, когда необходимо сделать вывод о равенстве математического ожидания
Л4{х} интегральной совокупности некоторому заданному значению С или при
оценке доверительного интервала М{х}-.
где S — корень квадратный из выборочной дисперсии; X — нормально распреде-
ленная случайная величина; р, — некоторое предполагаемое значение М{х}=с.
Этот критерий используется для определения числа опытов при заданной точно-
сти и в некоторых других случаях. Если /</т (/т—табличное значение), то де-
лается вывод: гипотеза о том, что М{х} = с (с — некоторое предполагаемое зна-
чение), не противоречит результатам опытов при принятом уровне значимости а.
Критерий Фишера используется для проверки воспроизводимости результа-
тов измерений:
где Si и S2 — большая и меньшая выборочные дисперсии.
Если Е<ЕТ (Ет—табличное значение), принимается гипотеза о равенстве гене-
ральных дисперсий «Ji {х} и Iх} ПРИ принятом уровне значимости а. Крите-
рий Кохрена используется при проверке однородности дисперсий, определенных
по одним и тем же выборкам:
G=S'il^ Si
I i = l
где Sj — наибольшая выборочная дисперсия.
87
При G<GT сравниваемые дисперсии считаются однородными и относятся к од-
ной совокупности.
Если число измерений в различных сериях разное, для проверки однородности
дисперсий используют критерий Бортлета [40].
Критерий Пирсона (%2-критерий) позволяет по известной выборочной диспер-
сии S2 судить о генеральной дисперсии а2:
%2-критерий позволяет рассчитать доверительные границы для генеральной дис-
персии:
(П- 1)S2(X) (В- 1)32 [х
------------- < »2 (х) < ------j-----,
Л.2 Л-1
где Xi и %2 находятся из таблиц по f=n—1 степеням свободы и уровням значи-
мости.
т-критерий используется для выявления грубых ошибок:
т = \х — x\[S,
где х — подозрительный элемент выборки.
Если определенное по таблицам значение т1_а>т, то выпадение х слу-
чайно и исключать его нельзя, в противном случае — это грубая ошибка: значе-
ние х нужно исключить. Табличные значения рассмотренных критериев приводят-
ся в специальной литературе.
Математическое планирование эксперимента. При традицион-
ном планировании физического эксперимента, в котором измеряет-
ся п параметров с одинаковыми интервалами Н, число опытов
N=Hn. Поэтому, если область изменения, например, четырех гео-
метрических параметров охлаждающего устройства разбить на
пять одинаковых интервалов, то потребуется испытать 625 вариан-
тов устройства, т. е. эксперимент, если его даже проводить на
моделях, потребует больших затрат средств и времени. Поэтому
в последние годы в практике научных исследований применяются
математические методы планирования эксперимента [1, 28, 40],
которые позволяют решать поставленную задачу с минимальными
затратами и получать результаты в виде зависимостей, учитываю-
щих влияние отдельных переменных и их совокупность.
В результате эксперимента необходимо получить представление
об искомой функции Xi — независимых переменных (факторов):
y = f(xlt х2, х3,..., хп).
Исследования показывают, что зависимости основных энерге-
тических характеристик систем охлаждения (коэффициентов гид-
равлического сопротивления, теплоотдачи, теплопередачи и др.)
от параметров, характеризующих конструкцию и режим работы
промышленных аппаратов, при значениях числа Майевского
=С0,3, представляют собой непрерывную функцию. Это позволяет
предположить, что и искомая обобщенная зависимость является
действительной непрерывной функцией, вид которой обычно неиз-
88
вестей. Поэтому ее разлагают в ряд Тейлора в окрестности точки
с нулевыми координатами и представляют в виде полинома
п п п
1=1 Zj = l Z=1
где Xi и Xj — переменные факторы;
dxidxj ’
₽„.=0,5^р^.
Полином на практике заменяют уравнением
^=Л + 2 ^ + 2 + ’ (59)
Z = 1 Z/=l Z = 1
Полином (59) является функцией отклика — моделью регрес-
сионного анализа. В нем коэффициенты регрессии (60, bi, bij, Ьц),
определяемые экспериментально, служат статистическими оценка-
ми теоретических коэффициентов (6о^Ро, &z->0z, ^z/->Pz/, Ьц-^$ц),
а члены второй степени характеризуют кривизну поверхности
отклика. Первая или вторая степень полинома (59), как показы-
вает опыт, в большинстве практических случаев позволяет удов-
летворительно аппроксимировать искомую зависимость. Коэффи-
циенты регрессии аппроксимирующего полинома (59) чаще всего
определяют по способу наименьших квадратических отклонений,
в соответствии с которым условие минимума суммы квадратов
отклонений измеренных значений от расчетных можно записать:
п
£ = 2 —/(xz)]2==min-
Z = 1
Это позволяет получить систему нормальных уравнений для опре-
деления на основании эксперимента коэффициентов регрессии
[28, 40].
Для упрощения решения системы этих уравнений обычно про-
водят нормирование переменных Xi,..., хп, для чего исследуемую
область изменения параметров делят на k участков: Дхг=
— (%тах—и вводят относительные параметры (кодирован-
ные значения факторов) Zi= (Xi—xi0)/Axi (i — номер фактора;
Xi0 — центральное значение параметра в натуральных единицах;
Xi min <Xi0<Xi max) •
Число экспериментальных точек должно удовлетворять усло-
вию 1 (К — число коэффициентов регрессии аппроксими-
рующего полинома).
89
Целесообразно значение К принимать таким, чтобы изменение
нормированного параметра Zt осуществлялось целыми числами
(г/ = 0; +1; +2). В результате функция y=f(xi, х2, х3,хп) за-
меняется зависимостью y=F(zi, г2, z3,...,zn), а переход к дейст-
вительным параметрам осуществляется при помощи уравнения
Xi = Xi0 + \XiZi.
Применение в экспериментальных исследованиях диагональной матрицы ко-
эффициентов нормальных уравнений для нормированных параметров позволяет
упростить систему нормальных уравнений и придать ортогональному плану свой-
ство композиционности [40]. В этом случае каждый коэффициент регрессии оп-
ределяется по результатам всех У опытов. Так как результаты опытов носят слу-
чайный характер, в каждой точке плана проводят 2<т<5 параллельных опы-
тов. Это позволяет уменьшить погрешность в оценке истинного значения отклика
в )Лпраз.
При проведении каждой серии экспериментов их последовательность целесо-
образно определять с помощью таблиц случайных чисел, что дает возможность
свести эффект случайного фактора к случайной погрешности.
При применении полного факторного эксперимента (ПФЭ) число комбинаций
уровней независимых факторов равно 2N. Условия эксперимента представляют в
виде матрицы планирования. Ниже приведен пример матрицы планирования для
трех факторов.
Номер опыта Xo Xi x2 X3 Xl%2 X1X3 X2X3 X1X2X3 У
1 + — — — + + + 1
2 + + — — — — + + 2
3 + — + — — + — + 3
4 + + + — + — — —. 4
5 + — — + + — — + 5
6 + + — + — + — — 6
7 + — + + — — + — 7
8 + + + + + + + + 8
Столбцами Xi, хг и х3 определяются условия опыта — это матрица плана. После-
дующие столбцы получаются перемножением соответствующих значений факто-
ров Xi, х2, х3. В матрицу целесообразно добавлять фиктивную переменную х0 для
определения коэффициента Ьо в регрессионном уравнении. Во всех точках всегда
Хо — + 1.
При построении матриц ПФЭ часто пользуются правилом чередования зна-
ков: в первом столбце знаки чередуются поочередно, во втором — через 2, в треть-
ем— через 4, в четвертом—через 8, в пятом — через 16 и т. д. Матрица плана
позволяет определить значения коэффициентов bi регрессионной модели — ап-
проксимирующего полинома второго порядка для двухфакторного процесса:
У — 60 + Ь\Х\ + ^2х2 + + ^22х2 "Ь &12X1X2', (60)
для трехфакторного процесса:
У — ^0 Н- + 6гХ2 + 63Х3 + ЬцХ1 + ^22х2 + ^33х3 +
+ &12Х1Х2 + 613X3X3 + #23X3X3; (61)
для четырехфакторного процесса
у = b0 + b]XX + btx<2 + b3x3 + 64х4 + Ьцх^ + b 22X2 + b3xl + 64x4 +
+ 612X1X2 + 613X1X3 + 6i4XiX4 + 62jx2x3 4- 624x2x4 + 634x3x4. (62)
90
Коэффициенты регрессии для любого числа факторов в соответствии со свойст-
вами матрицы вычисляют независимо один от другого по формула i =
к _ т
2 xivUv 2 uvi
==------—----- (XiV — фактор t-ro номера в точке v матрицы; yv — -------—
средний отклик по числу опытов т в точке v матрицы; / — номер параллельного
опыта в точке v матрицы; N — число опытов в матрице).
В процессе экспериментальных исследований допускаются погрешности. Для
их уменьшения опыты повторяют для каждой строки таблицы плана, и определя-
т
^2 (yvj yv)2
ют построчные дисперсии S; = , а диспеРсию °тклика полУча-
ют как среднеарифметическое дисперсий К вариантов опытов
N т _
2 2 0/®/ yv)2
09 /.А _ р = 1 7 = 1________
Значимость каждого коэффициента уравнения регрессии проверяют по кри-
терию Стьюдента. Для этого находят дисперсию коэффициентов регрессии при
равномерном дублировании во всех точках плана с т повторяющимися экспери-
ментами S2(bi) =S2(y) /Nm и экспериментальное значение критерия Стьюдента
// = \bi\!V$4^) • При условии коэффициент регрессии признается
значимым, в противном случае 6г = 0. По результатам проверки значимости коэф-
фициентов bi уточняют регрессионную модель исследуемого процесса и проверяют
его пригодность (адекватность). Для этого определяют дисперсию адекватности
уравнения регрессии при одинаковом числе повторяющихся опытов:
N
^ад — [m/(N — г)] 2 (.Uv — yv)2 (r — число членов аппроксимирующего поли-
v = l
нома), а затем подсчитывают критерий Фишера F — S2JS2 (у).
Если полученное значение F меньше критического Ет (для выбранного уровня
значимости и числа степеней свободы), полученная математическая модель мо-
жет быть признана адекватной реальному процессу. Критические значения стати-
стических критериев Стьюдента и Фишера приводятся в специальной литературе.
При увеличении числа факторов, влияющих на процесс, для сокращения числа
экспериментов (при п>5) применяют дробный факторный эксперимент, план ко-
торого представляет собою часть (’/г, ’А и т. д.) комбинации ПЭФ [40]. На
первой стадии исследований часто используют полиномы первой степени. По
результатам эксперимента при необходимости их распространения за пределы
области исследования применяют метод экстраполяции, а при отыскании проме-
жуточных значений функции — метод интерполяции, основанный на использова-
нии интерполяционной формулы Лагранжа.
Для вычисления дополнительно необходимых характеристик объектов иссле-
дования целесообразно проводить дифференцирование или интегрирование ре-
зультатов (дискретных данных) проведенного эксперимента. При интегрировании
используют приближенные методы прямоугольников, трапеций (метод Симпсона)
и др. При дифференцировании после операции графического «сглаживания» экс-
периментальных данных может быть использована интерполяционная формула
Лагранжа [40].
Степень влияния отдельных факторов хь х2, ..., хп на исследуемую величи-
ну у выявляют дисперсионным анализом, при котором определяют дисперсию,
характеризующую вклад того или иного фактора х, и на основе сравнения зна-
чений критерия Фишера (вычисленного и табличного) при выбранном уровне
значимости делают вывод о степени влияния Xi на у.
91
При планировании экстремальных экспериментов используют методы поиска
экстремального значения функции отклика: метод сечений (метод Зайделя —Га-
усса), метод градиента, метод крутого восхождения и др. [40].
Описание исследуемых процессов полиномами является первым приближени-
ем к математической модели процесса. Поэтому, как правило, производится вто-
ричная обработка результатов эксперимента на основе анализа полинома и физи-
ческих представлений об исследуемом процессе, что позволяет получить искомую
математическую модель.
Математическое планирование эксперимента позволяет значительно сокра-
тить затраты на проведение исследований за счет сокращения числа опытов
(в 2,5 раза для двухфакторного, в 8 раз для трехфакторного и примерно в 40 раз
для четырехфакторного анализа процессов) и времени на обработку результатов
эксперимента.
9. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ИСПЫТАНИЯ ОХЛАЖДАЮЩИХ
УСТРОЙСТВ
Испытания теплообменников на стендах. Методы исследований
моделей и натурных теплообменников различных типов не имеют
принципиальных различий. Поэтому ниже рассматриваются основ-
ные положения методики энергетических испытаний теплообмен-
ника рекуперативного типа на примере испытаний секций радиато-
ров дизелей [44].
На рис. 52 приводится схема стенда для испытания секций
радиаторов, в котором из основного бака 3 насосом 16 подогретая
электрическими нагревателями 4 вода прокачивается через сек-
Рис. 52. Схема стенда для испытаний секций радиаторов:
1— мерный бак; 2 — запорный клапан; 3 — основной бак; 4 — нагревательные элементы; 5 —
термопары; 5 и 10 — термометры сопротивления; 7 — секция радиатора; 8— пневмометри-
ческие трубки; 9— участок аэродинамической трубы; 11 — диафрагма; 12—вентилятор; 13—
дроссельное устройство; 14 — U-образные манометры; 15 — дифференциальный манометр;
16 — насос; 17 — вентили; 18 — термометр с магнитной перестановкой контакта
92
цию 7. Температура воды на входе и выходе из секций измеряется
термопарами 5. В баке 3 температура воды постоянно поддержи-
вается на уровне 85°С — термометр 18 с магнитной перестановкой
контакта управляет электрической цепью нагревательных эле-
ментов 4.
Расход воды регулируется вентилями 17 и контролируется по
времени заполнения мерного бака 1 известного объема. Клапан 2
на время замера плотно запирает мерный бак. Гидравлическое
сопротивление при прохождении воды через опытную секцию из-
меряется при помощи дифференциального манометра 15. Атмос-
ферный воздух через секцию просасывается осевым вентилято-
ром 12. Температура воздуха на входе в секцию и выходе из нее
измеряется термометрами сопротивления 6 и 10.
При выходе из конфузора воздух попадает в цилиндрический
участок аэродинамической трубы 9 с диафрагмой 11. Изменение
расхода воздуха через секцию осуществляется дроссельным уст-
ройством 13. Расход воздуха измеряется при помощи диафрагмы 11
и U-образного манометра 14. Аэродинамическое сопротивление
секции измеряется пневмометрическими трубками 8, подсоединен-
ными к U-образным водяным манометрам 14.
Секции радиатора или их модели испытывают на режимах, при-
веденных ниже.
Температура воды на входе в секцию 7V, К........................ 358±2
Температура воздуха на входе в секцию Т2', К.................... 293 ... 303
Скорость воды в трубках секций Vi, м/с.......................... 0,2 ... 1,5
Массовая скорость воздуха в секции перед фронтом секции и2ф,
кг/(м2-с)....................................................... 4 ... 15
Опыт начинается после установления стационарного теплового
режима с возможными отклонениями в пределах 5%, который
обычно наступал через 0,5 ... 1 ч работы. При таком режиме с ин-
тервалом 10... 15 мин снимают 3... 5 показаний со всех приборов.
При обработке опытных данных искомые величины определяют
в последовательности, приведенной ниже.
1. Средний логарифмический температурный напор [27]
АТЛ = ([(У! - Т'г) - (П - 7Д]/1п [(У! - Тг)1(Т[ - ТJ)]),
где вдт— поправка к среднему логарифмическому температурному
напору при перекрестном течении теплоносителей, вычисляемая по
мот 1 ln[(l-P)/(l-РР)]
зависимости [48] в А_=---------------—----------- ,
L J Ат 1-Р 1п[1 -(1/Р) In 1/(1 -РР)]
Р и Р— безразмерные температурные параметры;
р=(т;-г;)/(г;-г0 ;
R = (T'i-T[)/(T'2-T'2). (63)
93
2. Коэффициент теплопередачи, определяемый по среднему ло-
гарифмическому температурному напору,
^л=(2/(/?2ДЛ),
где F2 — поверхность теплообмена со стороны воздуха.
3. Скорость воды в трубках опытных секций
^1 = 1^/(3600/!),
где fi — живое сечение канала для прохода воды, м2.
4. Массовая скорость воздуха в сечении перед фронтом поверх-
ности теплообмена
И2ф==Ь/’2Р2ср/(3600/2ф),
где f2$ = bplp (bp и Zp — соответственно ширина и длина рабочей ча-
сти поверхности теплообмена, м).
5. Линейная скорость воздуха в узком сечении поверхности
теплообмена
^27=^2/(3600/2у),
где f2y — узкое сечение поверхности теплообмена для прохода воз-
духа, м2.
6. Коэффициент теплоотдачи от стенки к воздуху
«2=а1Ма1 —(64)
где он — коэффициент теплоотдачи от жидкости к стенке,
Вт/(м2-К); кл — коэффициент теплопередачи, определяемый по
среднему логарифмическому температурному напору, Вт/(м2-К);
Z = F2/Fi— степень оребрения секции (отношение поверхности,
омываемой воздухом, к поверхности, омываемой жидкостью).
Среднее значение коэффициента теплоотдачи он от воды к
стенке определяют по критериальному уравнению, полученному
П. М. Егуновым для тепловозных секций радиаторов трубчато-
пластинчатой конструкции:
Nil!=0,0037 Re?’936 Pr?’4. (65)
Анализ показывает, что значения щ, определяемые по выраже-
нию (65), меньше значений, получаемых по широко применяемому
уравнению (77), рекомендуемому для определения ои при течении
жидкостей в каналах с сечением различных формы и размера [27].
За определяющую температуру в уравнении (65) принята средняя
температура жидкости, а за определяющий размер — эквивалент-
ный диаметр d3.
На основании теории подобия и размерностей различными
исследователями получены необходимые критериальные уравнения
рабочих процессов, происходящих в пучках оребренных труб. Они
позволяют выявить необходимые функциональные связи между
критериями подобия и симплексами, описывающими влияние
94
геометрических параметров поверхности теплообмена (см. рис. 65):
Nu2=/i(Re; a/S^ b/S2, 8Р//Р; h^d32, Lfd32)\
Eu2=/2(Re; a/Sf, b/S2; 8p//p; hp/da2, L/da2). (66)
Следует отметить, что эквивалентный диаметр в случае внеш-
него обтекания пучка трубок, оребренных коллективными ребра-
ми, рассчитывают, исходя из размеров сечений непрерывной части
канала, по уравнениям (57) или (58).
Гидравлическое сопротивление секций радиаторов может быть
определено в виде параметрических зависимостей Api = /i (t>i, Лер);
Лр2=/2(^2Ф, Лер) и критериальных уравнений Eu1 = C1ReErtM;
Eu2=C2Rer”2, в которых за определяющую температуру прини-
мают среднюю температуру теплоносителей, а за характерные раз-
меры— эквивалентные диаметры каналов.
Мощность, затрачиваемую на прохождение воздуха через сек-
цию радиатора, вычисляют по формуле
N 2= Д/М^гф/ф/Рг’
где Дрг — аэродинамическое сопротивление секций радиатора,
Н/м2; ц2ф—массовая скорость воздуха в сечении перед фронтом
секции радиатора, кг/(м2-с); /ф— сечение перед фронтом секции
радиатора для прохождения через нее воздуха, м2; р2— плотность
воздуха при средней температуре в секции радиатора, кг/м3.
Для оценки эффективности работы секций радиатора применя-
ют коэффициенты К/ф, Вт/(м2-К); Kg, Вт/(кг-К) и Kn2 1/К, вы-
числяемые по следующим соотношениям [10]:
Kf$ = kF2]fl3ll', KQ = kF
KN=kF2)N2.
КПД охлаждения секции радиатора определяется по формуле
1Х^(Г;-Г2)/(Л’-П) ,
где 7'ip=0,5 (7'14-7'1)— средняя температура охлаждаемой в сек-
ЦИИ ВОДЫ, К.
Для окончательной оценки результатов исследований опреде-
ляют следующие характеристики секций радиаторов:
а) теплорассеивающую способность секции в зависимости от
массовой скорости воздуха в сечении перед фронтом секций при
постоянных значениях скорости воды ф = /з(^2ф);
б) мощность, затрачиваемую на просасывание воздуха через
секцию, в зависимости от массовой скорости воздушного потока в
сечении перед фронтом секции при постоянных значениях скоро-
сти воды, 7V2=f4(M2$);
в) теплорассеивающую способность секции в зависимости от
мощности, затрачиваемой на просасывание теплоносителей, Q =
=f5(^i,^2);
95
г) теплорассеивающую способность секции, отнесенную к еди-
нице массы цветных металлов (1 кг), в зависимости от мощности,
затрачиваемой на просасывание теплоносителей, <2/бц.м=/:б(Лг1,
М>).
Подобным образом исследуют и модели теплообменных аппа-
ратов.
Окончательно рациональность значений исследуемых парамет-
ров поверхности теплообмена или вариантов секций оценивают по
результатам энергетического и технико-экономического расчетов
по отношению к охлаждающему устройству дизеля в целом.
Испытание охлаждающих устройств на тепловозе. Теплообмен-
ники (радиаторы, маслоохладители и др.) подвергают испытаниям
в процессе контрольных реостатных теплотехнических испытаний
тепловозов. При этом устанавливают эффективность работы тепло-
обменников и систем охлаждения в целом, уровень теплового ре-
жима дизеля по температурам теплоносителей и его соответствие
требованиям технических условий (ТУ), определяют основные теп-
ловые, гидравлические и аэродинамические характеристики тепло-
обменных устройств.
В процессе проведения испытаний измеряют:
температуру теплоносителей на входе и выходе из дизеля;
температуру теплоносителей на входе и выходе из теплообмен-
ников;
температуру охлаждающего воздуха на входе (термометр 5) в
секции радиатора и на выходе (термометры 7 и 9) из них
(рис. 53);
подачу насосов (воды и масла);
гидравлическое сопротивление основных элементов систем (ди-
зеля, теплообменников и др.);
аэродинамическое сопротивление основных элементов систем
(секций радиаторов, шахты и др.) воздушного тракта (рис. 53, по-
зиции 5—12);
полный напор, развиваемый вентилятором (вентиляторами)
(рис. 53, позиции 7—10);
частоту вращения и мощность, потребляемую приводом венти-
лятора;
параметры атмосферного воздуха (давление, влажность и др.);
основные параметры дизеля, характеризующие режим его ра-
боты, в том числе мощность и экономичность.
Для измерения этих параметров следует применять приборы,
обеспечивающие максимальную автоматизацию и допустимую по-
грешность измерения.
При испытаниях охлаждающих устройств тепловозов расход
воздуха определяют по аэродинамическому сопротивлению секций
радиатора, которое измеряют специальными пневмометрическими
трубками (см. рис. 51), аэродинамическое сопротивление шахты—
по величине статического и полного давлений в шахте в сечениях
перед Б—Б и за А—А вентилятора (см. рис. 53) с помощью
специальных пневмометрических трубок (см. рис. 51), а мощность,
96
Рис. 53. Схема расположения приборов в охлаждающем устройстве дизеля теп-
ловоза:
/ — боковые жалюзи; 2 — мотор-вентилятор (МВ); 3 — датчик частоты вращения МВ; 4 —
верхние жалюзи; 5 — термометры сопротивления для определения температуры воздуха пе-
ред радиатором; 6—панели радиатора; 7 и 9— термометры сопротивления и трубки полного
давления соответственно над МВ-1 и МВ-2; 8 и 10— трубки полного давления соответствен-
но перед МВ-1 и МВ-2; 11 — схема расположения зондов 12 для измерения аэродинамичес-
кого сопротивления секций радиаторов
затрачиваемую на привод вентиляторов,— тензометрированием
вертикального карданного вала привода вентилятора при гидро-
механическом приводе и электрическим методом при электро-
приводе.
Перед началом испытаний обычно проводят подготовительные
работы:
изготовляют участки трубопроводов систем циркуляции воды
и масла с расходомерными диафрагмами, которые градуируют на
специальных стендах;
секции радиатора предварительно испытывают на стенде для
получения их энергетических характеристик (теплорассеивающей
способности, гидравлического и аэродинамического сопротив-
лений) ;
системы охлаждения оборудуют контрольно-измерительными
приборами, которые предварительно подвергают поверке и специ-
альной градуировке;
проверяют соответствие внешней характеристики дизель-гене-
ратора требованиям ТУ.
4—1627 97
Контрольные реостатные теплотехнические испытания тепло-
воза проводят, используя позиции контроллера 0, 1, 3, 5, 7, 9, 11,
13 и 15.
Показания с контрольно-измерительных приборов снимают при
установившемся тепловом режиме работы силовой установки теп-
ловоза не реже чем через 1 ч после пуска или 0,5 ч после перехода
с одной позиции на другую. Режим считается установившимся, если
в течение 15 мин температуры теплоносителей дизеля и перепады
температур в теплообменниках остаются постоянными.
В результате испытаний получают зависимости температур
теплоносителей на выходе дизеля, на входе и выходе теплообмен-
ников в зависимости от температуры атмосферного воздуха при
работе тепловоза на номинальном режиме при полностью откры-
тых жалюзи, закрытых перепусках теплоносителей (мимо тепло-
обменников, из одних систем в другие), перекрытых вентилях
подачи воды к топливоподогревателю, отопительно-вентиляцион-
ному агрегату кабины машиниста, резервуару противопожарной
установки, бачку санузла, при номинальном режиме работы венти-
ляторов и отключенной системе автоматического регулирования
температуры (САРТ). Определяют подачу воды и масла насосами
и воздуха вентиляторами в зависимости от режима работы дизеля
(частоты вращения коленчатого вала).
Устанавливают зависимости количества теплоты, выделяемой
дизелем в воду и масло и отводимой от наддувочного воздуха, от
температуры атмосферного воздуха. Подсчитывают расход топли-
ва и воздуха, потребляемых дизелем, а также мощность, потреб-
ляемую вентиляторами, в зависимости от частоты вращения ко-
ленчатого вала. Определяют полные напоры, развиваемые насо-
сами, и гидравлическое сопротивление основных элементов систем
в зависимости от частоты вращения коленчатого вала дизеля.
Устанавливают зависимость полного напора вентилятора (венти-
ляторов) и аэродинамического сопротивления основных элементов
(радиаторов, шахты и др.) воздушного тракта от частоты враще-
ния вала вентилятора.
После проведения контрольных реостатных испытаний, в ре-
зультате которых силовую установку и вспомогательное оборудо-
вание тепловоза, в том числе теплообменные аппараты, системы
охлаждения, настраивают и приводят в соответствие с требования-
ми ТУ, проводят тягово-теплотехнические испытания тепловоза.
Эти испытания предусматривают определение теплорассеивающей
способности охлаждающих устройств, их основных энергетических
характеристик и тепловыделения дизеля при движении тепловоза
с составом. Для этого используют специальные вагоны-лаборато-
рии с контрольно-измерительной аппаратурой, а в последние го-
ды— с автоматизированными измерительными и вычислительными
комплексами на базе ЭВМ.
Такие испытания проводят в летний, а затем в зимний период
для всесторонней проверки надежности работы охлаждающих уст-
ройств и САРТ теплоносителей.
98
10. МЕТОДЫ АЭРОДИНАМИЧЕСКИХ ИСПЫТАНИЙ
ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
В тепловозостроении широко применяют физический экспери-
мент, проводимый на стендах. При этом часто используют метод
моделей, полученные результаты затем уточняют по данным испы-
таний натурных образцов и систем в целом как на стендах, так и
на тепловозах.
Метод моделей позволяет проводить эксперимент в лаборатор-
ных условиях. В качестве лабораторной установки для испытания
моделей вентиляторных установок используют камеру всасывания
с наддувом, имеющую измерительный коллектор (рис. 54, а). При
работе установки вентилятор 2 всасывает воздух через измери-
тельный коллектор 4, камеру 7 и нагнетает его опять в окружаю-
щую среду. Вращение модели вентилятора осуществляется элект-
родвигателем постоянного тока с качающимся статором для изме-
рения мощности, затрачиваемой на привод вентилятора. Для
плавного измерения режима работы стенда вентилятор наддува 2
приводится во вращение электродвигателем постоянного тока. Для
выравнивания поля скорости воздушного потока в камере 7 уста-
навливают сетки 6.
Работа вентилятора в сети камеры с наддувом характеризуется
уравнениями
Psi+0,5pw^+Яви=PS2+0,5р-ау 2 -% Як; (67)
Л2 + 0’5Р^2 4-/?г, = ^з + 0,5Р®3, (68)
где psi, pS2 и р8з — соответственно статическое давление в сечениях
/—I, II—II и III—III, Па-, 7/вн — полное давление, создаваемое
вентилятором наддува, Па; Нк — сопротивление камеры на участке
I—II, Па; pv — полное давление, развиваемое вентилятором, Па.
Размеры камеры определяют из условия 0,5р®г~0, при кото-
ром, используя выражения (67) и (68), можно записать: pv = pz —
— A2~hO»Sp,ffi,3=P5V-|-/7d®’ т. е- полное давление, развиваемое
вентилятором, складывается из статического psv, измеренного в
камере, и динамического pdv давлений.
В установке для аэродинамических испытаний вентиляторов
используются: расходомер (коллектор или др.) с коэффициентом
расхода а=0,98... 0,99, дифференциальные манометры класса
точности 1 по ГОСТ 11161—84, термометры с ценой деления 1К
(ГОСТ 9177—74*), психрометры, тахометры класса точности 0,5
(ГОСТ 21339—82*), балансирное устройство с минимальным мо-
ментом при холостом ходе, составляющем не более 0,5% крутяще-
го момента, соответствующего режиму максимального КПД венти-
лятора, приводной электродвигатель с рабочей характеристикой,
соответствующей требованиям ГОСТ 7217—79** или ГОСТ
10159—79 * в зависимости от типа электрической машины. Для
измерения статического давления в камере всасывания устанавли-
вают не менее четырех приемников в виде круглых отверстий
4* 99
Рис. 54. Схема стенда для аэродинамических испытаний моделей охлаждающих
устройств:
а — моделей вентиляторных установок; б — шахт; в — блока охлаждающего устройства дизе-
ля тепловозов; / — электропривод вентилятора наддува; 2— вентилятор наддува; 3 — спрям-
ляющая решетка; 4 — измерительный коллектор; 5— диффузор; 6 — сетки; 7—камера; 3 —
входной коллектор; 9— обечайка; 10 — жалюзи; 11 — модель испытуемого вентилятора; 12—
балансирный станок; 13 и 14 — микроманометры; 15 — шахта охлаждающего устройства;
16 — колонки секций радиатора
диаметром 2... 5 мм, расположенных равномерно по периметру
камеры в сечении //—II (рис. 54, а). Приемники соединяют между
собой трубкой, диаметр которой превышает диаметр отверстий
более чем в 2 раза.
При испытаниях вентиляторов измеряют: избыточное статиче-
ское давление воздуха перед вентилятором (при испытании на вса-
100
сывание) или полное за ним (при испытании на нагнетание);
перепад давлений в расходомере Др; крутящий момент на валу
балансирного устройства или мощность, подведенную к электро-
двигателю; давление атмосферного воздуха ра; температуру окру-
жающего воздуха по сухому и влажному термометрам; частоту
вращения рабочего колеса вентилятора. Все величины, определяю-
щие аэродинамическую характеристику, измеряют в диапазоне
изменения производительности от нуля до требуемого значения.
При этом число опытных точек, соответствующих различным
режимам, должно быть не менее десяти.
По результатам испытаний для построения аэродинамической
характеристики вентилятора определяют: производительность Q;
полное pv, статическое psv и динамическое pdv давления, развивае-
мые вентилятором; потребляемую мощность N; полный ti и стати-
ческий T|s КПД вентилятора; плотность перемещаемого воздуха р
и частоту вращения рабочего колеса п.
При построении аэродинамической характеристики за нормаль-
ные атмосферные условия принимают: атмосферное давление рн =
= 101,5 кПа; температуру 7^=293 К; относительную влажность
(рн = 50%; плотность воздуха рн= 1,2 кг/м3; газовую постоянную
Лн = 288 Дж/(кг-К). Производительность Q вентилятора подсчи-
тывают по показаниям расходомера (коллектора) в сечении I—I
(2 V/2
— Дрк по формуле
Pi /
Q=Qi (pi/p),
где 8 — коэффициент, учитывающий расширение измеряемой сре-
ды; FK — площадь суженного сечения расходомера (коллектора),
м2; Арк — перепад давления в расходомере (коллекторе), Па;
' Д Z? cl н
Р1 = Рн—----—-------— плотность воздуха при входе в расхо-
Рн 1
домер, кг/м3 (Apsi — избыточное статическое разряжение в сече-
нии I—I, кПа; Т\ — температура воздуха в сечении I—I, К; Ra—
газовая постоянная атмосферного воздуха, Дж/(кг-К)).
Полное давление, создаваемое вентилятором, определяют разно-
стью абсолютных полей давлений потока за вентилятором р02 и пе-
ред ним poi: pv=po2—Роь Оно равно сумме статического psv и ди-
намического pdv давлений, развиваемых вентилятором, или сумме
статического давления ps2, измеренного на камере всасывания в
сечении II—II (рис. 54, а), за вычетом динамического давления
потока pd2 в сечении II—II камеры и расчетного динамического
давления pdv
Статическое давление вентилятора psv = pv—pdv. Оно равно
разности абсолютных статических давлений потока за вентилято-
ром р2 и перед вентилятором за вычетом динамического давления
потока Pd2— (ps/2) (Q2/F2)2, в сечении II—II перед вентилятором
PSv=P2 — Р\— Pd2
101
Давление psv может быть измерено в камере всасывания не
полностью, а за вычетом расчетного динамического давления pd2
в сечении камеры.
Динамическое давление вентилятора pdv= (рг/2) (Q2/F2)2, если
статическое давление pSv не превышает 2% абсолютного статиче-
ского давления потока pi перед вентилятором и осредненная ско-
рость потока в выходном отверстии вентилятора не превышает
50 м/с.
Мощность, потребляемая вентилятором,
ДТ—(М — М 0) 2лп,
где М — крутящий момент, измеренный с помощью балансирного
станка; Мо — нулевой крутящий момент балансирного устройства.
Если известна мощность электродвигателя N3, то
N=N3^3 — Nm,
где т]э — КПД электродвигателя; Nm— потери мощности в механи-
ческой передаче и подшипниках.
Полезная мощность, отдаваемая вентилятором потоку в процес-
се идеального адиабатного сжатия (показатель адиабаты для
атмосферного воздуха &=1,4), Nv=(kjk—l)poiQ[(po2/Poi)ft-1/ft—1].
Мощность может быть определена по статическому давлению psv’.
N=Nsv=PsvQfis,
где ps=[l—(1/&) (psv/poi)] — коэффициент сжимаемости воздуха
в вентиляторе.
Если вентилятор повышает абсолютное полное р01 (статиче-
ское pi) давление потока не более чем на 3%, то Nv = pvQ и NSv=
—PsvQ, при этом могут быть определены полный и статический
КПД вентилятора: xi — Nv/N; T]s=Mst>/M.
Для получения безразмерных аэродинамических характеристик
вентилятора подсчитывают следующие коэффициенты:
производительности <p = Q/Ew;
полного, статического и динамического давлений ф =
=po/(0,5p2w2); ^s=pso/(0,5p2w2); xKz=/W(0,5p2w2);
мощности 102M/(0,5p2Fw2) (где F—nD2№ и w=nDn/60).
Аэродинамические характеристики вентилятора могут быть
пересчитаны для других частоты вращения п', диаметра рабочего
колеса D' и плотности перемещаемого воздуха р2' без поправок,
учитывающих изменение Re и влияние сжимаемости воздуха, по
формулам:
Pv=Pv (п'/пУ (D']D)2 (р'/р);
Psv=Psv (D'fD)2 (p'/p);
Pdv—Pdv VW (D']D)2 (p'/p);
102
Nf=N{nfln^ (D'/D? (p'/p);
7]' = ^; 7js = TQs.
Испытание моделей охлаждающих устройств с целью опреде-
ления аэродинамического сопротивления шахт и влияния на него
основных параметров и элементов конструкции проводят на стенде
(рис. 54, б). Это позволяет упростить стендовую установку и ме-
тодику проведения эксперимента. Справедливость такого метода
была подтверждена специальными испытаниями моделей охлаж-
дающих устройств тепловозов М62, ТГ106 и 2ТЭ10Л, которые
показали, что в диапазоне изменения производительности, харак-
теризующемся ср = О,1 ... 0,3, вентилятор УК-2М практически не
изменяет структуры поля полного давления и аэродинамического
сопротивления шахт, а также испытаниями моделей шахты и вен-
тиляторной установки тепловоза 2ТЭ121. Исследования могут
быть проведены в комплексе (рис. 54, в).
Уравнение Бернулли, составленное для сечений I—I и II—II
(рис. 54, б), позволяет определить потери в модели охлаждающего
устройства:
Ра = Ps2 + 0,5pW2 + Дроу;
АРОУ == (Ра “ Ps2> — 0,5р®2.
Основные параметры аэродинамической камеры, аппаратура
и методика испытаний должны соответствовать требованиям
ГОСТ 10921—74*.
Для исследования влияния на аэродинамические характери-
стики шахт, вентиляторных установок и жалюзи скорости воздуш-
ного потока, омывающего кузов при движении тепловоза, исполь-
зуют комплексную экспериментальную установку, состоящую из
аэродинамической трубы, аэродинамической камеры и других
вспомогательных устройств (рис. 55).
Аэродинамическая труба замкнутого типа с открытой рабочей
частью состоит из сопла 1, диффузора 9, вентиляторной установ-
ки 7, поворотных колен 2 и обратного канала 4.
При исследовании полей скорости в характерных сечениях
рабочей части трубы (рис. 56) применяют трубку Пито-Прандтля,
которую при помощи координатника устанавливают в любой точке
воздушного потока. На рис. 57 приведен пример распределения
скорости в рабочей части трубы вдоль осей X и Y в сечении Z2.
Исследование влияния скорости воздушного потока на харак-
теристики вентиляторной установки проводят на стенде, собранном
по схеме, приведенной на рис. 55. Вентилятор 10, установленный
в аэродинамической камере, приводится во вращение с помощью
мотор-весов 11, изготовленных на базе электродвигателя постоян-
ного тока. Кузов тепловоза имитирует специальный экран. Произ-
водительность вентилятора измеряют с помощью расходомерного
коллектора 13. Необходимое сопротивление камеры задается из-
юз
Рис. 55. Схема стенда для испытания моделей вентиляторов:
А — аэродинамическая труба; Б — аэродинамическая камера с наддувом; 1 — сопло; 2—по-
воротные колена; 3— направляющие лопатки; 4 — обратный канал; 5 — электродвигатель;
6 — коробка передач; 7 — вентиляторная установка; 8 — направляющий аппарат; 9 — диф-
фузор; 10 — модель вентилятора; 11 — мотор-весы; 12 — заслонка; 13 — расходомерный кол-
лектор; 14 — вентилятор наддува; 15 — электродвигатель; 16 — грузопоршневой манометр;
17 — датчик частоты вращения вентилятора йст и hK — места измерения соответственно
статического напора и напора коллектора
Рис. 56. Схема расположения точек измерения скорости воздушного потока в ра-
бочей части трубы
104
менением положения дрос-
сельной заслонки 12. Вспо-
могательный центробежный
вентилятор 14 создает до-
полнительный наддув в ка-
мере и тем самым дает воз-
можность получить харак-
теристику вентиляторной ус-
тановки в более широком
диапазоне изменения расхо-
дов. Частота вращения вен-
Рис. 57. Изменение скорости воздуха в се-
чении Z2 (см. рис. 56) воздушного потока:
О — вдоль оси У1—Ус А — вдоль оси Уг—Y2; X —
вдоль оси Уз—Уз
тилятора измеряется специ-
альным тахометром индук-
ционного типа. Нагрузка на
мотор-весах определяется с
помощью образцового грузо-
поршневого манометра 16 типа МП-60.
В соответствии с размерами рабочей части аэродинамической
трубы выбирают диаметр колеса модели осевого вентилятора и
аэродинамической камеры. Привод вентилятора должен обеспечи-
вать угловую скорость, соответствующую ReKp= 150-103.
При испытаниях в камере с наддувом режим работы вентиля-
тора определяется давлением, рассчитанным по уравнению (68).
При этом статическое давление в сечении II—II в данном случае
отличается от атмосферного на величину Hv, обусловленную взаи-
модействием в рабочей части трубы двух воздушных потоков.
Поэтому полное давление, развиваемое вентилятором, p& = pa±
± Hv—ps2-\-015pwl=psv-]-pav ± Н„ т. е. в присутствии проходя-
щего потока может изменяться на величину ±HV.
А-А повернуто
10
7
в
Рис. 58. Схема стенда для испытания моделей
шахт охлаждающих устройств:
1 — аэродинамическая камера; 2 — аэродинамическая
труба; 3 — сопло; 4—модель охлаждающего устрой-
ства с экраном; 5 — диффузор; 6 — расходомерный
коллектор; 7 — патрубок; 8 — заслонка; 9 — вентиля-
тор наддува; 10 — электродвигатель
6
105
При испытаниях моделей охлаждающих устройств в условиях
набегающего потока воздуха стенку кузова имитирует специальный
экран (рис. 58). Воздушный поток через модель создается с по-
мощью вспомогательного вентилятора. В этом случае уравнение
давлений, составленное для сечений I—I и II—II, позволяет опре-
делить потери давления в шахте
Д Ап=(А — Аг) — 0,5pW2 ± ДА» (69)
где Да — давление, обусловленное наличием набегающего потока
воздуха, Па.
Из уравнения (69) следует, что аэродинамические потери в мо-
дели шахты в присутствии набегающего потока изменяются на
величину Да-
В процессе проведения исследований измерение необходимых
параметров проводят при помощи соответствующих приборов и
приспособлений с учетом требований ГОСТ 10921—74*.
Измеряемые параметры
Приборы и приспособления
для измерения
Статическое давление в измерительном
коллекторе (рис. 58) psKi=(psi — Ра)к
Статическое давление в камере
(рис. 58) Psk= (Ps2—Ра)ст
Статическое давление в успокоительной
зоне сопла 3 (рис. 58) аэродинамической
трубы
Динамическое давление воздушного
потока в рабочей части аэродинамиче-
ской трубы
Параметры воздушного потока за па-
нелью радиатора в модели
Температура воздуха Т2'
Атмосферное давление ра
Частота вращения пв вала вентилятора
10 (см. рис. 55)
Нагрузка на мотор-весах Р для опреде-
ления момента на валу вентилятора 10
(см. рис. 55)
Приемник давления в виде шести
отверстий диаметром 1 ... 2 мм на
стенке коллектора, микроманометр
Приемник давления в виде восьми
отверстий диаметром 1 ... 2 мм в се-
чении II—II камеры (рис. 58) и мик-
романометр
Приемник давления в виде 12 от-
верстий диаметром 1 ... 2 мм, микро-
манометр
Трубка Пито, микроманометр
Шаровой зонд, микроманометр
Лабораторные термометры с преде-
лами измерения 0 ... 50°С, ценой деле-
ния 0,ГС
Барометр-анероид
Датчик индукционного типа, им-
пульсный счетчик
Грузопоршневой манометр типа
МП-60 класса 0,05
При этом опытные параметры измеряют дважды: при увеличе-
нии и уменьшении расхода воздуха через аэродинамическую
камеру. Все измеренные в процессе испытаний параметры и полу-
ченные при обработке результаты заносят в протоколы испытаний.
Обработку результатов испытаний проводят по соответствующим
зависимостям.
106
Расход воздуха через измерительный коллектор
Q=4,04aK (nD2/4) ]/AZ /(psl — рл)к, (70)
где Д=760 7У/(ра273)—поправка для приведения плотности воз-
духа к нормальным (ра = 0,10132 МПа; 7У=293 К) атмосферным
условиям; i—синус угла наклона трубки микроманометра.
Критерий Рейнольдса воздушного потока в сечении, ометаемом
лопастями вентилятора,
Re=_L^_ds=J------------
V2 Лш v2 л£>2(1 — d2)zB
где zB — число вентиляторных установок.
Динамическое давление в сечении, ометаемом лопастями венти-
лятора,
и — Р / У— °’396 ]2
d~ 2 \F0M ) zfr [D2(l-d2) J ’
Коэффициент аэродинамического сопротивления шахты
_ __ (Ps2~ Pa)si ~ &Р2_1(Рд2 ~ Pa)s * ~
Ш~ Hd “ 0,396 {Q/[Z>2(1 —52)]} ’
где Дрз — аэродинамическое сопротивление модели радиатора.
Коэффициенты производительности ф, статического фз, динамиче-
ского фй, полного ф давлений и мощности К вентилятора, которые
определяют для построения аэродинамических характеристик,
<Р=77,15 (<Й/£>3) aK Кд/ 1/(/>л~ Ра)к ;
г п
<^=5964 [(Pa — pJsIn?}-,
^=^a[Q2/(i-^2)];
Ф—Фз+Ф^;
k= 15,18 [/A (p — pQ)/D5n] ,
где ca — осевая скорость вентилятора; p и po — показания мотор-ве-
сов при испытании вентилятора и при определении потерь на режи-
ме холостого хода; I — плечо рычага мотор-весов.
КПД вентилятора т| = фф/Х. Относительные скорости —
(где w — Q/F$ = Q/ (2АВ) и vu=v/u, и— —-------окружная ско-
6 • 103
рость концов лопастей вентилятора, м/с).
По результатам испытаний строят аэродинамические характе-
ристики вентиляторов (зависимости давления ф, развиваемого
вентилятором, потребляемой мощности X, коэффициента полезного
действия т| от его производительности ф) для различных аэроди-
намических схем вентиляторных установок и значений скорости v
воздушного потока, омывающего кузов при движении тепловоза.
107
Результаты испытаний с целью определения обобщенных зави-
симостей для коэффициентов сопротивления шахт и жалюзи обра-
батывают, используя уравнения (60) ... (62).
По результатам модельных испытаний разрабатывают конст-
рукции элементов систем охлаждения (вентиляторов, воздухово-
дов, шахт и др.). Натурные образцы этих элементов и системы в
целом испытывают на специальных стендах и на тепловозах. Ниже
рассмотрены особенности методики подобных испытаний на при-
мере испытания вентилятора и системы централизованного возду-
хоснабжения в целом для новых тепловозов большой секционной
мощности.
Испытания вновь создаваемого вентилятора проводят с целью
уточнения аэродинамических характеристик, полученных в процес-
се отработки его аэродинамической схемы на моделях. При этом
определяют давление (полное и статическое), развиваемое венти-
лятором; КПД и мощность, потребляемую вентилятором, в зависи-
мости от его производительности. Уточняют влияние отдельных
элементов, прилегающих к вентилятору, на его аэродинамическую
характеристику, разрабатывают мероприятия по дальнейшему
совершенствованию энергетических характеристик и конструкции
вентилятора.
Стенды для испытаний вентиляторов хотя и могут конструк-
тивно различаться, имеют одинаковую принципиальную схему. На
рис. 59 приведена схема стенда для испытания высоконапорного
осевого вентилятора для ЦСВ тепловозов мощностью 2206...
4412 кВт, созданного в ПО ВТЗ.
В процессе испытаний измеряют:
статическое разрежение pSK в коллекторе;
Рис. 59. Схема стенда для испытания вентилятора системы централизованного
воздухоснабжения тепловоза 2ТЭ121:
/_ коллектор; 2 и 9— участки труб со спрямляющими решетками; 3, 12, /3 — микромано-
метры; 4 — штуцер статического давления; 5 — вентилятор; 6— редуктор; 7 —диффузор с
дросселем; 8 — трубка, усредняющая полное давление; 10 — спрямляющая решетка: 11 — пе-
реходник; 14, 16 — U-образные манометры; 15 — электродвигатель привода вентилятора
108
полное давление рв и рр в сечениях перед лопастями направ-
ляющего аппарата (НА) и за лопастями спрямляющего аппарата
(СА), в редукторе;
скоростное давление pdp в сечении после СА, в редукторе;
температуру воздуха в местах измерения давлений;
частоту вращения колеса вентилятора;
мощность, затрачиваемую на привод вентилятора;
полное давление рт в аэродинамической трубе;
атмосферное давление ра.
По результатам испытаний определяют расчетные зависимости.
Расход воздуха определяют с помощью коллектора 1 (рис. 59) по
уравнению (70).
Производительность вентилятора, равная расходу воздуха че-
рез коллектор, обычно приводят к постоянной (номинальной) час-
тоте вращения вентилятора. Измеренные значения давлений рв,
Рар, Рр приводят к нормальным условиям. Полное давление, раз-
виваемое вентилятором, Pv=Pt+&р (Др — потери давления в воз-
духоводах до и после вентилятора, Па). В результате определяют
КПД вентилятора:
где т]р —КПД редуктора.
После всесторонних испытаний основных элементов систем
охлаждения тяговых электрических машин и аппаратов испытыва-
ют систему в целом с целью доводки, определения расходов воз-
духа потребителями (генератором, электродвигателями и др.) и их
соответствия требованиям ТУ, а также получения основных харак-
теристик, необходимых для технико-экономической оценки степени
совершенства.
Ниже рассмотрены особенности методики проведения таких
испытаний ЦСВ, разработанной для тепловоза 2ТЭ121.
Расход воздуха через потребители регулируют за счет измене-
ния аэродинамического сопротивления отдельных участков систе-
мы и режима работы вентилятора (частоты вращения вентилято-
ра, угла установки лопаток НА и др.). В процессе испытаний уточ-
няют такие важные характеристики системы, как производитель-
ность вентилятора и затраты мощности на его привод.
Схема стенда приведена на рис. 60. Для измерения расхода
воздуха через потребители (тяговый агрегат, электродвигатели
и др.) применяют специальные измерительные устройства — на-
садки 1, 3, 5, 27 и 29, которые предварительно тарируют на стенде
с измерительным коллектором для получения их аэродинамических
характеристик — зависимостей расхода воздуха от сопротивления.
Перед началом испытаний проводят контрольный осмотр стен-
довой установки, уточняют размеры сечений каналов, устраняют
неплотности в местах соединения воздуховодов, проверяют пра-
вильность подключения приборов. В процессе испытаний запись
всех показаний приборов проводят одновременно при установив-
шемся режиме работы вентилятора. При этом измеряют:
109
о
Рис. 60. Схема стенда для испытания системы централизованного воздухоснабжения (СЦВ) тепловоза 2ТЭ121:
1 3 5 27 и 29 — устройства (насадки), имитирующие соответственно ТЭД. кондиционер, КУА-10, тяговый агрегат, аккумуляторные отсеки;
2*—рукав ТЭД- 4 — электродвигатель привода вентилятора; 6, 15, 23, 24, 25, 30 и 31 — U-образные манометры; 7 и 14 — кассеты воздухоочи-
стителя- « — вентилятор; 9 — всасывающий канал — измерительный коллектор; 10 — крыша кузова; //—нагнетательный канал; 12 и /3 —жа-
люзи- 16 17 и 18 — микроманометры; /9 —патрубки; 20 — передний отсек рамы; 21 — воздухорасширитель; 22 — ребра жесткости; 26 — воздухо-
’ ’ воды к заднему отсеку рамы; 28 — задний отсек рамы
полное давление рв во всасывающем канале перед вентиля-
тором;
скоростное Рйта и полное ртд давления в патрубке тягового
агрегата;
скоростное pdp и полное рр давления после вентилятора (в ре-
дукторе) ;
скоростное давление pdT в аэродинамической трубе тягового
агрегата;
полное давление ртэд в насадках тяговых электродвигателей;
скоростное давление в насадках аккумуляторных отсеков pd\o,
конденсатора кондиционера р<жон, комплекса управления автома-
тики (КУА-10) Рйкуа ;
температуру воздуха Т в местах измерения давлений;
напряжение U и силу тока I на выводах электродвигателя при-
вода вентилятора;
частоту вращения вала электродвигателя (вентилятора).
По результатам испытаний определяют:
производительность вентилятора (расход воздуха через изме-
рительный коллектор 9), расход воздуха через тяговый агрегат
(аэродинамическую трубу 27) по формуле (70);
значения давлений (разряжений) в характерных сечениях, ко-
торые приводят к нормальным атмосферным условиям,
Pin=Pi [ра(273+/)/(р-293)];
частоту вращения колеса вентилятора;
расходы воздуха через потребители (тяговые электродвигатели,
КУА-10 и др.) по тарировочным зависимостям полного (или ско-
ростного) напора от расхода воздуха, полученным для соответст-
вующих насадков;
мощность, потребляемую вентилятором, Л/’в — 0,00Ш/[ра(273 +
+1)/(р • 293)]т]эт]р.
Результаты таких испытаний позволяют всесторонне оценить
совершенство системы охлаждения, степень соответствия ее требо-
ваниям ТУ и внести соответствующие корректировки в чертежно-
техническую документацию на изготовление.
В процессе реостатных и тягово-теплотехнических испытаний
тепловоза проводят контрольную проверку соответствия расходов
воздуха потребителями требованиям ТУ на их эксплуатацию.
Глава 4
ТЕПЛООБМЕННИКИ
11. ТИПЫ ТЕПЛООБМЕННИКОВ И ХАРАКТЕРИСТИКИ
РАБОЧИХ СРЕД
В системах охлаждения тепловозов применяют теплообменники
рекуперативного типа, в которых теплоносители постоянно омыва-
ют разделяющие их стенки. Такие теплообменники характеризуют-
ся достаточной надежностью и долговечностью работы. К ним
относятся прежде всего секции радиаторов, представляющие собою
трубчато-пластинчатые конструкции, в которых, как правило, вода
охлаждается окружающим воздухом.
Охладители масла, иначе называемые маслоохладителями,
представляют собою в основном кожухотрубные теплообменники,
в которых масло дизеля или гидропередачи охлаждается водой,
протекающей по трубкам. Такие теплообменники обычно включа-
ются в контуры циркуляции воды, охлаждающей дизель или над-
дувочный воздух.
Теплообменники наддувочного воздуха, или воздухоохладите-
ли, применяемые на тепловозах, характеризуются большим много-
образием конструктивных исполнений: пластинчатые, пластинчато-
ребристые, трубчато-пластинчатые и др. В последние годы широ-
кое применение находят теплообменники из ребристых труб
[33, 45]. Они превосходят использовавшиеся ранее пластинчатые,
трубчато-пластинчатые и другие конструкции теплообменников по
эффективности, долговечности работы и затратам на изготовление.
Более подробное описание конструкций теплообменников, приме-
няемых в системах охлаждения тепловозов, их основных технико-
экономических характеристик приведено в разд. 13 и 14.
В системах охлаждения силовой установки тепловозов в каче-
стве теплоносителей используют воду и масло, охлаждающие
дизель, а также наддувочный воздух и атмосферный воздух, ох-
лаждающий эти теплоносители и нагреваемые элементы систем
охлаждения тяговых электрических машин и электрических аппа-
ратов.
При проведении тепловых расчетов очень важно правильно
определить теплофизические характеристики теплоносителей, а
при использовании машинных методов — их аналитические зависи-
мости от других параметров.
Теплофизические характеристики воды, масел, воздуха чаще
всего приводятся в специальной литературе в виде таблиц [27, 29],
реже — в виде отдельных аналитических зависимостей [2]. В табл. 5
112
5. Теплофизические характеристики теплоносителей
Теплоносители Теплоемкость ср, Дж/(кг.К) Коэффициент тепло- проводности X, Вт/(м-К) Плотность р, кг/м3 Вязкость V, м2/с
Сухой воздух (7 = = 283 ...433 К и р= = 98 ...980 кПа) Влажный воздух Дизельные масла: М12В и М14В (7= = 283 ...373 К и р= = 98,07 кПа) М12В МРТУ12М № 3-62 (8% присадки ВНИИНП-360 и 0,003% присадки МПС-200А) Пресная вода при (Т — = 278 ...363 К) 1,0005 + 1,1904-10-4 х X (Г —273,15) 1,013+ I,967rf f Pit \ \d = 0,622——^— \ В-Рп J 1,77 + 0,00355 X X (Т- 273,15) 1,782 + 0,046 X X (7 — 273,15) 4,1797 — 2,17-10-4 х X (Г-273,15) + + 2,894-10-6 х X (Г —273,15)2 0,37-10—37'°-748 0,37-10—ЗГ0,748 0,1267 — 0,0000674 X X (Т -273,15) 0,12 (р/844)1,333 0,02867 (p.!0-3)2>15cJ>55 3,4839/7/7’ 1,3168рп РвЛ Рсух 908,4-0,629 (7- -293) 844-0,647 (Г — 373) 999,7 0,544-10—бТ'°’62р—1 0,544-1О-6Г0’62 р-1 10—6[ юю(10’338-4,01UgT)_ -0,8] 76-10-6(1 + 0,00002р)Х Г 5 12,47 Х [(7 — 273,15) 1,78-Ю-з/{р [1 + + 0,0337 (7—273,15) + + 0,000221 (7 — -273,15)2]}
^0,12 0,99534 + 0,466 X X 10-3(7-283,15)
Примечание, d—влагосодержание; В и рп— соответственно атмосферное и парциальное давления.
они приведены в виде аналитических выражений, аппроксимирую-
щих табличные данные с точностью до 5%.
По известным значениям р, ср, % динамическая вязкость и чис-
ло Прандтля могут быть определены по известным зависимостям
| (72)
Рг= 1000vpcp/k. j
Для определения теплофизических характеристик теплоносите-
лей в соответствии с РТМ 24.040.22-85 можно использовать более
простую зависимость в виде полинома
Фп=а0+(Г - 273) [а, (Т - 273)+«2], (73)
где Т — температура теплоносителя, К; Яо, Яь ^2 — эмпирические
коэффициенты для разных теплоносителей, приведенные ниже.
Параметр ... р*, кг/м3 ср, %, Вт/(м-К) v, м2/с Рг
Дж/(кг*К)
Сухой воздух
Go ai . . а2 . . . 1004,8 0 0 0,02442 0 0,0000768 13,28 0,000102 0,0883 0,707 0 —0,00017
Дизельное масло М14В
а0 . . , а\ . . , а2 . . . . . 919,64 . . 0 . . —0,6214 1754,7 0 3,768 0,1291 0 —0,00007 214,7 0,0183 —3,85 2422 0,185 —40,85
Вода
а0 . . «1 . . . а2 . . . . . 1019,66 . . 0 . . —0,606 4118,6 0 1,0048 0,5611 —0,00001 0,00221 1,032 0,000048 —0,012 7,351 0,00042 —0,0977
* Для воздуха р=р/(ЯГ); R— газовая постоянная, кДж/(кг-К).
В процессе эксплуатации теплообменников на поверхностях
теплообмена (трубы, пластины) происходит отложение загрязне-
ний, увеличивающих термическое сопротивление теплопередачи.
На этот процесс значительное влияние оказывает скорость движе-
ния теплоносителя и его температура. Существующие данные по-
зволяют рекомендовать приближенные значения термических
сопротивлений 7? (м2-К/Вт) отложений на поверхностях охлади-
телей дизелей при соблюдении требований технических условий
на их эксплуатацию для воздуха — 0,000344; для дизельного мас-
ла— 0,00085; для трансформаторного масла — 0,000172; для во-
ды— 0,000172 ... 0,000344; для масла — воды (суммарное) —
0,000688... 0,0012.
Толщина отложений на поверхности, омываемой маслом, в
маслоохладителях может достигать 1,0 мм, а на трубках, омывае-
мых водой, 0,5 мм. Эти данные могут быть полезными при уточне-
нии проходных сечений, определяющих скорости течения теплоно-
114
сителей, а следовательно, теплоотдачу и гидравлические сопротив-
ления в теплообменниках.
Применяемую в качестве теплоносителя пресную воду подвер-
гают специальной обработке, с тем чтобы выполнялись условия:
РН<6,5, жесткость менее 200 мг-экв/кг, содержание хлоридов и
сульфидов не более 300 мг/кг, общее количество растворимых со-
лей не более 500 мг/кг.
12. ОСНОВНЫЕ ЗАКОНОМЕРНОСТИ, ОПИСЫВАЮЩИЕ ПРОЦЕССЫ,
ПРОИСХОДЯЩИЕ в теплообменниках
Теплообменники, применяемые в локомотивостроении, по ха-
рактеру работы могут быть отнесены к теплообменникам рекупе-
ративного типа, т. е. разные теплоносители в них протекают
одновременно и постоянно омывают разделяющую их стенку, че-
рез которую теплота передается от одной жидкости к другой. Дви-
жение теплоносителей (воды, масла, воздуха) при этом носит
вынужденный характер, при этом режим течения может быть лами-
нарным, переходным и турбулентным.
Теплообменники трубчатого, трубчато-пластинчатого и других
типов имеют в основе такие элементы конструкции, как пластины
или плоские ребра и трубки, в том числе обтекаемого профиля, к
которым могут быть применены теоретические положения, касаю-
щиеся обтекания и теплоотдачи гладких плоских каналов и пла-
стин, а также зависимости, учитывающие взаимную компоновку
этих элементов конструкции.
Конвективный перенос теплоты неразрывно связан с переносом
самой среды и зависит от многих факторов: режима течения, фор-
мы и размеров омываемых поверхностей, ряда физических свойств
жидкостей и др. Этот процесс очень сложен и требует учета влия-
ния отдельных факторов на сам процесс теплообмена. Законы
теплообмена при ламинарном и турбулентном режимах течения
теплоносителей различны, и знание их имеет важное значение.
Опыты показывают, что переход от ламинарного к турбулентному
режиму течения наступает при ReKp = ^XKp/v; ReKP может изменять-
ся в пределах от ReKPi до ReKp2 в зависимости от степени началь-
ной турбулентности набегающего потока, шероховатости поверх-
ности, интенсивности теплообмена и других факторов.
При обтекании плоской поверхности (пластин и др.), как
показывают исследования гидродинамики процессов, переходный
режим течения жидкости характеризуется ReKPi = ^xKpi/v^ 104
и ReKp2== ayxKP2/v^4« 106 [27]. При этом толщина ламинарного по-
граничного слоя 8JI=5x/(wx/v)1/2=5x/Rei/2, а турбулентного 8Т=
=0,37jc/Re£’2.
Существует определенная связь между Rex, составленным для
длины х, и Ree, составленным для толщины пограничного
слоя 6 [50].
При течении жидкости в трубках (каналах) переходный режим
течения жидкости характеризуется изменением Re= 2-103... 104.
115
При ламинарном режиме распределение скоростей по сечению
трубы носит параболический характер. В этом случае на расстоя-
нии у от оси трубы 10=г0о(1—У2!?2) (где г^0 — скорость на оси
трубы).
В практических расчетах обычно пользуются средними значе-
ниями скоростей движения теплоносителей
w=(l//) J wdf = Vlf,
V — объемный расход теплоносителя.
Для ламинарного режима течения w = 0,5wq.
При турбулентном режиме течения жидкости характеристика
распределения скоростей по сечению трубы имеет вид усеченной
параболы. При таком режиме wlwQ—f (Re).
Рассмотренные зависимости справедливы для так называемого
стабилизированного движения жидкости, которое наступает после
смыкания пограничных слоев, толщина которых на участке гидро-
динамической стабилизации изменяется от 0 до 0,5d.
При ламинарном режиме длина участка гидродинамической
стабилизации Z=0,05cZRe. При турбулентном течении длина на-
чального участка значительно короче и составляет примерно 5CkZ.
На участке стабилизации толщина пограничного слоя постепенно
возрастает от 6 = 0 до предельного значения
8=64,2rf/ReV8. (74)
Абсолютное значение толщины пограничного слоя обычно неве-
лико и с увеличением Re, как видно из формулы (74), умень-
шается.
В практике используют естественную и искусственную турбу-
лентность, которая может быть создана при применении различно-
го рода турбулизирующих устройств. Непосредственно измерить
такую турбулентность трудно. О ней, как правило, судят по гид-
равлическому сопротивлению и теплоотдаче.
Рассмотренные закономерности строго справедливы только для
изотермических режимов движения. При наличии теплообмена
вследствие изменения температуры жидкости как по сечению, так
и по длине канала происходит изменение вязкости, а следователь-
но, и профиля скоростного поля.
Аналогично гидродинамической стабилизации при наличии
теплообмена происходит тепловая стабилизация. Она обусловли-
вается относительно низким коэффициентом теплопроводности
жидкости и выравниванием температурного поля. По мере продви-
жения жидкости вдоль канала и ее прогрева температурный гра-
диент убывает быстрее, чем температурный напор, чем и объяс-
няется резкое падение коэффициента теплоотдачи. Если обозна-
чить отношение толщины теплового пограничного слоя к толщине
3 -
гидродинамического слоя ф=8т/8, то ф= 1/у Рг.
116
Для вязких жидкостей (различных
масел и др.) обычно Pr^lOOO. В этом
случае толщина ламинарного погранич-
ного слоя составляет (1/10)6. Для га-
зов Рг^1, и поэтому ф^1, а при
Ргщ1п=0,6 ф^1, 18.
Использование уравнений теплово-
го баланса дает зависимость для ло-
кального значения коэффициента теп-
лоотдачи при ламинарном течении
жидкости вдоль плиты (пластины)
Рис. 61. Изменение локаль-
ного значения коэффициента
теплоотдачи ах по длине х
пластины (трубы)
ах=0,33k y^PrV twj(yx) (75)
или в безразмерной форме
2
ax/k==Nuc==0,33 У Рг ]/Re7.
Как видно из графика (рис. 61), локальный коэффициент теплоот-
дачи у края плиты бесконечно большой и уменьшается вдоль участ-
ка Хет стабилизации.
Так как коэффициент теплоотдачи а = к/8т(8т=2/38т— условная
толщина пограничного слоя), безразмерный комплекс критерия
Нуссельта может быть выражен отношением длины к условной
толщине пограничного слоя:
Nux=ax/k=x/8j.
Толщина теплового пограничного слоя уменьшается с возрастани-
ем Re и Рг, что приводит к увеличению Nu.
При расчете теплообменников обычно важно знать среднее
значение коэффициента теплообмена [27]
ат = — [adx=— С =2—]/х^2а,
X J X J X X
о о
где с — включает в себя все величины, не зависящие от х. Таким
образом, среднее значение коэффициента теплообмена равно удво-
енному значению локального коэффициента ах в конечном сечении.
Обобщение многочисленных экспериментальных данных позво-
ляет рекомендовать для определения средних значений коэффици-
ентов теплоотдачи при обтекании плиты (пластины) следующие
зависимости [27]:
для ламинарного режима
Ки/ж=0,66Ке?жРГж33 (Ргж/Ргс)0,25;
для турбулентного режима
Ыи(ж=0,037 Ке?Й^1’<(Ргж/РгсУ>-». (76)
117
Индексы ж и с показывают, что физические свойства теплоноси-
телей относятся к средней температуре соответственно жидкости
или стенки, а сомножитель (Ргж/Ргс)0,25 учитывает влияние направ-
ления и интенсивности теплового потока.
При ламинарном течении жидкости в трубе на участке тепло-
вой стабилизации локальный коэффициент теплоотдачи постепенно
уменьшается и далее остается постоянным.
Для определения среднего значения коэффициента теплоотдачи
необходимо знать средние значения температур жидкости 7\к и
стенки 7С:
a=Q/[^'(r3K—Гс)].
По обобщенным результатам экспериментальных исследований
теплоотдачи при вязкостно-гравитационном режиме может быть ре-
комендовано следующее критериальное уравнение:
Nua[J=0,15 RelfPri’33 (Oxi Рг»)».1 (Рг»/Ргс)».и
За определяющую температуру здесь принята средняя темпера-
тура жидкости, а за характерный размер — диаметр трубы. Коэф-
фициент 8/учитывает влияние длины трубы: при Z/d>>50 8z=l,
а при l/d^.50 &i— 1,9(Z/d)-0’17.
Теплоотдача при турбулетном режиме хорошо описывается за-
висимостью, предложенной М. А. Михеевым [27]:
Nu»^=0,021 Re»’?Pri43 (Pr»/Prc)«.25 е,. (77)
Здесь за определяющую температуру принята средняя температу-
ра жидкости, а за характерный размер — эквивалентный диаметр
канала йэ = ЩП (f и П — соответственно площадь поперечного се-
2
чения и периметр канала). При Z/d<50 1-|-----.
l[d
Зависимость (77) справедлива для каналов, имеющих попереч-
ное сечение любой формы, в том числе кольцевого (d2/di = l ...5,6),
для всех упругих и капельных жидкостей при Кеж = 1 • 104... 5-106
и Ргж — 0,6... 2500. Из этого следует, что при турбулентном течении
на коэффициент теплоотдачи основное влияние оказывают скорость
движения и плотность теплоносителя: а~ (wp)0,8, а влияние раз-
»—-0,2
мера канала мало: а~аа •
При поперечном омывании трубы потоком жидкости условия
омывания передней и задней ее половины различны (рис. 62). На-
личие трения жидкости о поверхность приводит к образованию по-
граничного слоя. За пределами пограничного слоя отдельные ча-
стицы жидкости движутся, преодолевая возрастающее за задней
половиной давление, благодаря переходу кинетической энергии в
потенциальную энергию (повышение давления). Жидкость в обла-
сти пограничного слоя не обладает такой энергией и способна дви-
гаться в области возрастающего давления только на определенное
расстояние, обусловливаемое скоростью движения частиц. Эта ско-
рость постепенно снижается до нуля, и частицы начинают дви-
118
гаться в обратном направлении. Этим и
объясняется образование вихрей и их пе-
риодический отрыв, который изменяет
картину распределения давления. Отрыв
ламинарного пограничного слоя происхо-
дит примерно при ср=70°. Кинетическая
энергия турбулентного слоя, большая по
сравнению с энергией ламинарного слоя,
смещает зону отрыва до углового расстоя-
ния ср= 110°. Давление со стороны задней
половины меньше, чем с передней. Этим
Рис. 62. Движение жидкости
при поперечном обтекании
трубы
объясняется возникновение силы сопротивления движению, назы-
ваемой обычно сопротивлением формы. Нужно учитывать также
сопротивление трения как результат напряжения сдвига, действу-
ющего у поверхности.
При омывании потоком пучка труб движение частиц, подобное
рассмотренному, наблюдается только в первом ряду; в последую-
щих— картина меняется. Это объясняется влиянием соседних труб.
Однако теплоотдача первого ряда для каждого пучка труб различ-
на. Она определяется начальной турбулентностью потока жидко-
сти. Для уменьшения сопротивления формы применяют трубки об-
текаемой формы (овальные, плоские и др.). Условия обтекания
жидкостью одиночных труб и пучков подобной формы несколько
отличны от условий обтекания круглых труб, но физические про-
цессы явления остаются примерно прежними [18, 50].
Процесс теплоотдачи обычно описывают системой дифференци-
альных уравнений, справедливой для определенного класса явле-
ний. Задание условий однозначности для единичных явлений обыч-
но сводится к определению ряда параметров, характеризующих
геометрические и физические свойства системы, а также начальные
и граничные условия. Поэтому полностью математически процесс
может быть определен системой дифференциальных уравнений
(40) ...(43) с соответствующими условиями однозначности.
В теплообменниках наибольшее распространение получили два
вида расположения труб в пучках — коридорное и шахматное. Ос-
новными геометрическими характеристиками пучков труб являют-
Рис. 63. Схемы расположения труб в пучках:
а — коридорное; б — шахматное
119
Рис. 64. Влияние угла
атаки на теплоотдачу в
пучках труб
ся: диаметр труб d и относительные раз-
меры расположения труб в пучке S\/d и
S2/d— поперечный и продольный шаги
(рис. 63).
Экспериментально установлено, что
теплоотдача труб от первого до третьего
рядов возрастает, а затем стабилизирует-
ся в результате стабилизации режима
движения теплоносителя. Средний коэф-
фициент теплоотдачи для смешанного ре-
жима (Re= 103... 105) может быть опре-
делен по уравнению [23, 37]
Киж</=СКе"^(Ргж/Ргс)о>25е^£ф, (78)
где ел 8s и — коэффициенты, учитывающие соответственно номер
ряда, влияние шагов расположения труб в пучке и угла атаки по-
тока ф.
Коэффициенты, входящие в уравнение (78), имеют значения,
приведенные ниже.
Пучки Коридорные Шахматные
Коэффициенты С п т С п т
Ламинарный режим (Re»d<103) Смешанный режим (Re»d = 103... 0,56 0,5 0,33 0,56 0,5 0,33
105) Турбулентный режим (Re»d> 0,25 0,65 0,33 0,41 0,021 0,6 0,84 0,33 0,36
>2-105) 0,021 0,84 0,36
Если за 100% принять теплоотдачу трубок третьего ряда пуч-
ков (8з=1), то теплоотдача первого ряда труб характеризуется 81 =
= 0,6, второго ряда коридорных пучков 82 = 0,9, а шахматных 82=
= 0,7.
Влияние размеров относительного расположения труб в пучке
может быть приближенно оценено следующими соотношениями:
для коридорных пучков 8S = (S2/d) -°’15;
для шахматных пучков es = (Si/S2)1/6 при Sl/S2<2 и es= 1,12 при
1/^2 ^2.
На рис. 64 показано влияние угла набегания (атаки) потока на
трубы на теплоотдачу пучков труб.
В турбулентной области теплоотдача шахматных и коридорных
пучков практически одинакова, при Re>2-105
Nu1Ki=0,021 Re”;?Pri3s(Prx/Prc)»’25. (79)
Для определения среднего значения коэффициента теплоотдачи
пучков следует пользоваться уравнением
1=п
—
а==~^—»
2 ъ
/-1
120
6. Критериальные уравнения
Условия течения теплоносителя Критериальное уравнение Характерный размер Примечание
Ламинарный режим тече- ния Re=10... 2,3-103 Течение теплоносителя в прямых каналах (круглых, пло Nui = 1,4 (Perf9/Z)°’4Pr0’33 (Ргж/Ргс)0’25 NUl = 4 (Ргж/Ргс)0’25 5* = Л/[Re (ржМсГЛ где п = с (Ре d3ll)m (Рж/М0’062, с = 2,3 и ш = —0,3 при Ped3!l < 1500, с = 0,535 и ш— —0,1 при Ptd3[l> 1500 ских) [13, 23, 27] rfa^V/П При 7/с?э> 10 При l/dz>0,067-RePr5'6 Л = 64 для круглого сече- ния, Л = 73 для плоско- овального сечения
Переходный режим тече- ния Re=2,3-103... 104: при естественной шеро- ховатости в гладких каналах кт zfcT шт -,5 72 кг 0,62In(Ntl_/Nu ) Ntix (Nu4/NuT)0,/zNuTRe 1 311 e=l/(21grf3M+ 1,14)2 $ == I/[l,82 Ig (Re р-ж/Н-с) ~ 1»64]2 NuT при Re=104, Nib при Re=2,3-103 При 2A/d3^5/Re°-s, где Д — высота микроне- ровностей При 2A/J3<5Re°>5
Турбулентный режим те- чения Re^lO4: при естественной шеро- ховатости в гладких каналах Nui = 0,021 Re0,8Pr0,43 (Ргж/Ргс)°’2\ 6= 1/(2 Igrfa/Д 4-1,14)2 e= 1/[1,821g (Re Рж/Рс)~1,64]2 d3 > Рг=0,6 ... 2500, при Z/rf9^50 8z=14-2d9//; при Z/cf>50 8z=l При 2A/d3^5Re°'5 При 2A/J0<5Re°’s
Продолжение табл. 6
Условия течения теплоносителя Критериальное уравнение Характерный размер Примечание
Шахматное расположе- ние труб: Re< 103 Re= 103... 2- 10s Re>2-105 Re< 100 Re=102... 103 Re>103 1 оперенное омывание теплоносителем пучков гладких тру Nu2 =0,6 Re°’5Pr°’36 (Ргж/Ргс)0’25 Nu2 = с Re0,6Pr°’36 (Ргж/Ргс)°’2Ч Nu2 = 0,21 Re0,84Pr0,36 (Ргж/Ргс)0’25 Cl = 157 Re“0’99 (Ргж/Ргс)-0’14 Ci = 15,3 Re“°’432 (Ргж/Ргс)-0’14 Ci = 2,68 Re-0,182 (Ргж/Ргс)-0’14 б [13, 23, 27], zp = Диаметр трубы d » » » » » 6 Расчетная скорость — скорость в сжатом сече- нии При Si/S2<2 с=0,4; 8s=(S1/S2)0-2 При Si/S2>2 с=0,35; es = 1 Расчетная скорость — в сжатом сечении пучка труб
Коридорное расположе- ние труб: Red О3 Re= 103... 2-105 Re>2-105 Nu2 = 0,52 Re°’5Pr°>36 (PrxZPrc)0’25 Nu2 = 0,27 Re°>63Pr°’3 (Pr«/Prc)0’25 Nu2 = 0,02 Re0,84Pr0’36 (Ргж/Ргс)0,25 Ci — 2сДр ^0,136 1g + 0,057^(р-ж/Р-с) » d » » Расчетная скорость — скорость в сжатом сече- нии
/75000 S2
где^=(^г1г^т)
Поперечное омывание теплоносителем пучков труб, оребренных цилиндрическими ребрами постоянной толщины или винтовой
накаткой [2, 11, 27], zp = 6
Шахматное расположе- ние труб (рис. 65, о): Re<2-103 Re=2-103... 3,7-105 Nu2 = 2,81 Re°’454Pr0’33 (Ргж/Ргс)0’25 V’5 Nu2 = 0,36 Re”Pr°’33 (Ргж/Ргс)°’25р° V’5, l ^TP d + X При [3 = 0,46... 2,2, ф = = 1 ... 22 — коэффициент оребрения Z* тр и Fp — площадь по- верхности соответственно труб и ребер
^TP + + F₽
Z7Tp 4- Fp
где n = 0,6<p0,07; £ = ($!- d)/(S2 - d); S2 = ]/o,25S2 +
X У 0,785(D2- -d*)
Для газов: Re=(2,2... 180) -103 (д = 5,4 (////g^^Re--0’25 При //б?э=0,15...6,5, /=
Re> 180-103 Для жидкостей (масла) : Re=2... 100 (д = 0,26 (Z/rf9)0,3 Ci = 142 Re”0’1 (Z/d3)0’49 (Ргж/Ргс)-°’25 » = (12... 178)-103 м 2 рр (Si - d) - 28А] da= 2Л 4- Zp - 8 h, 6 и Zp — высота, тол-
Re=100... 4-103 Ci = 13,5 Re“°’46 (Z/rf3)0’49 (Ргж/РгсГ0,25 » щина и шаг расположе- ния ребер
Коридорное расположе- ние труб: Re=103... 3,7-105 Nu2 = 0,2 Re”Pr°’33 (Ргж/Ргс)0’25 » Расчетная скорость —
g Re=(4... 160)-IO3 Ci = где n — 0,65<p0’07; cs = [ 1 4- <2S\ld — — 3) (I — 0,5S2/af)3]-2 ° ,52 (- (Z/rf3)°-3Re-°-08 (Ргж/Ргс)°-25 \ oj — a J I » скорость в сжатом сече- нии пучка S2 — d При „ -0,5 ...2; di — d l/dn = Q,85 ...11,5
Продолжение табл. 6
to
Условия течения теплоносителя Критериальное уравнение Характерный размер Примечание
Поперечное омывание теплоносителем пучков плоских труб, оребренных коллективными пластинами (сердцевины радиа- торов) [2, 11]
Коридорное расположе- ние труб (рис. 6, б): а При S2/a=4,5 ...9, а//р = 0,55 ...1,2,
Re=4-102... 2-104 Nu2 = 0,0512 Re0,73Pr0,33 (аДр)“0’54(-^—°’М X (S2—b)/tp= 1,3 ... 1,85
Х(1 + 1,9М/52) ₽
/р щ/2 w—скорость потока в сжатом сечении сердце- вины
АР‘2-С2 200{) Р
Re=4* 102... 2-103 = 5,51(а/й?э)0,3 (-^2~а-У’68Ке-°’7еХ; \ — а / ,х = (1 4- 1,9M/S2) 1 »65lg Re“2,53 При о/(/э = 0,847, So — а — = 2,96; Si — а
Re = 2-103... 104 П о / So — Л \о,68 = 0,0845 (a/rf9)0’3 Re~0-15 «х ; \ — л 1 ех = 1,47(1 4- 1,9Лге/£2) » zP<4
(где hr — см. рис. 91)
Некоридорное располо- жение труб:
Re = 4 • 102 ... 2 • Ю4 Nu2 = 0,072 (аЯрГ0’54( Л °’14Re0’695 X X Рг°’33 (1 + 1,9Лге/52) » При Si/a = 4... 7, a/fp=0,9... 2,15,
Re=4-102 ...2-Ю3 С2 = 8,35 Re~0,627 (a/rf3)0,3 sx > (Sr-a)/fP = 3... 12
Re = 2-103... 104 & = 0,513 Re-0,26 (a/d3)°’\ » При a/d8=0,6 ...0,72
Течение воздуха в водовоздушных секциях тепловозных радиаторов [31, 44, 52]
Секции трубчато-пла- стинчатой конструкции: изготовлены методом спекания Re=2,3X ХЮ3... 6-103 Nu2 — 0,473Re0,7 (L/rf3)~0,55 Eu2 = 2,78 Re-0,3 (L/rf3)0,68 fif3 > При L/d8=39... 66, L — глубина секции в на- правлении потока
изготовлены методом Nu2 = 1,1 Re0-7 (L/rf3)“°’78 » При L/da=39... 66
погружения Re=2,3X ХЮ3... 6-103 Eu2 = l,5Re“0,31 (£/й?э)0’95
Секции трубчато-ленточ- Nu2 = 0,0586 Re0’67 —
ной конструкции, изготов- ленные методом спекания »
Eu2 = 58 Re-0’34
(рис. 65, в), Re=2X ХЮ3... 6-Ю3
Течение воздуха в каналах охладителей из профильных листов со сфероидальными выступами (рис. 65, г) [2, 11]
Зигзагообразные каналы
и шахматное расположе-
ние выступов, Re=9X
ХЮ2...7-Ю3
Nu2 = 0,066 (Лсф/^сф)0,9 Re“0-875
12,9^- (Лсф/^сф)0,7Re“0,25
^сф
При йСф//сф=0,25... 0,65
Я —длина пути воздуха
S3 Продолжение табл. 6
Условия течения теплоносителя Критериальное уравнение Характерный размер Примечание
Волнообразные каналы, Re = 8-102... 1Ы03 , , / «с* \0’2 п Nu2= 0,138 (Лсф/^ф)111 , Re0-78 \«сф + «сф/ Асф Пр] hc$/tc<b = 0,25... 0,65,
Зигзагообразные каналы и коридорное располо- жение выступов: Re = 3-102... 1,5-103 Re=l,5-103... 1,2-104 Re = 3 -102... 1,2 -103 Н 1 7 С2 = И (Лсф/^сф) ’ X *сф / х—0,75 X ( * 'l Re-o,3re \ Лсф -f" Исф / Nu2 = 0,0075 Re1-13 (ЛСф/*сф)0,7 Nu2 = 0,00487 Re0-875 (АСф/*сф)°’7 С2 = 0,952 Re-0,1 (ЛСф/^сф)~0’5 > » » Исф/^сф—0,4... 0,73 При Лсф//Сф = 0,175 ...0,39
Примечание. Определяющая температура — средняя арифметическая температура Тж жидкости.
Определяющая температура — температура Т'ж
жидкости на входе в канал.
где аг — средний коэффициент теплоотдачи труб Z-го ряда,
Вт/(м2-К); Fi — суммарная поверхность теплообмена труб Z-го ря-
да в пучке, м2; п — число рядов труб в пучке.
В теплообменниках одновременно происходят процессы тепло-
отдачи и теплопроводности, которые составляют сложный процесс
теплопередачи. Он количественно описывается уравнением тепло-
передачи
(?=^ДГЛ, (80)
где k — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2-К); F— поверхность
теплообмена, м2, ДТл — средний логарифмический температурный
напор,К.
Коэффициент теплопередачи может быть определен различны-
ми аналитическими выражениями в зависимости от геометрических
особенностей поверхности теплообмена [15, 27]. Наиболее простой
вид имеет выражение для плоской поверхности теплообмена (теп-
лообменники пластинчатой конструкции, из пучков труб плоско-
овального сечения и др.) неоребренной k=---------------или оре-
1 /CCi -J- S/A + 1/Ct2
бренной
k=------------!-----------, (81)
l/«i+ Ь/Х -Ь (1/ад) (7г1/7г,2)
где Fi и F2— площади поверхности со стороны соответственно го-
рячего и холодного теплоносителей, м2.
Коэффициенты теплоотдачи щ и а2 определяют соответствую-
щими критериальными зависимостями, полученными на основе экс-
периментальных исследований теплообменников (секций радиато-
ров, масло- и воздухоохладителей) различных конструкций. При-
меры таких зависимостей рассмотрены выше, а некоторые зависи-
мости, представляющие практический интерес при создании охлаж-
дающих устройств новых тепловозов, приведены в табл. 6 и разд. 13
и 14.
В практике локомотивостроения часто применяют теплообмен-
ники с перекрестным током теплоносителей, для которых обычно
температурный напор определяется согласно решению Нуссельта
введением поправочного коэффициента едГ=/(Р, /?) в выражение
среднего логарифмического температурного напора для противо-
тока:
(г; — т’А — (г: — т'л
2,31g[(г;-71)/(г;-г;)] • (82)
где 7\ и Т\— температура горячего теплоносителя соответствен-
но на входе в теплообменник и на выходе из него, К; Тг и Тъ—
то же, холодного теплоносителя, К; Р и R — безразмерные темпера-
турные параметры, определяемые по выражениям (63).
Зависимость /?)для основных схем течения теплоно-
сителей представлена на рис. 66.
127
Рис. 65. Схемы элементов поверхности теплообмена:
а — трубка, оребренная винтовой накаткой; б — плоские трубки, оребренные коллективными
пластинами; в — плоские трубки, оребренные гладкими гофрированными лентами; г — про-
фильные листы со сфероидальными выштамповками
Известную трудность при проведении энергетического расчета
представляет определение поправочного коэффициента едГ к сред-
нему логарифмическому температурному напору АТЛ. Необходи-
мость использования графических зависимостей едт=/(Р, R) нару-
шает непрерывность процесса расчета на ЭВМ, снижает его точ-
ность и приводит к значительному увеличению машинного времени.
Аналитическая зависимость для поправочного множителя едГ
может быть определена из выражения эффективности Смита
»=Q/[* F2 (7-; - г;)]=ДГЛ/(Л- Тз)
и решения задачи Нуссельта для случаев определения среднего
температурного напора для теплообменника в случае противотока
и перекрестного течения. С учетом принятых обозначений эффек-
тивность противоточного теплообменника сопр= (PR—Р)/1п[(1—
—Р)/(1—PR)]=P(R—1)/1п[(1—Р)/(Д—PR)], а эффективность теп-
лообменника с перекрестным течением теплоносителей
<oneD=---------------------. Эти уравнения позволяют полу-
еР In {1 -(1//?) In [1/(1 -РЯ)]} J
чить аналитическое выражение для поправочного коэффициента [48]
к среднему логарифмическому температурному напору АТЛ, которое
128
Рис. 66. Изменение e.LT~f(P, R) при перекрестном течении теплоносителей:
а — с одним ходом нагреваемого теплоносителя; б — с двумя ходами нагреваемого теплоно-
сителя; в — с тремя ходами нагреваемого теплоносителя
целесообразно использовать в алгоритме
1 —Р
ыпер _ 1_______1П 1 — РЯ
едГ“ “пр “ 1 —/?1П / 1 1 \*
\ R 1 - PR )
(83)
Для других широко применяемых, но более сложных схем тече-
ния теплоносителей в кожухотрубных теплообменниках зависимо-
сти для поправочного коэффициента 8дт приведены ниже.
Двукратный перекрестный ток с общим противотоком
I — Р
In ——rr-
1 — PR
2(1—Р) In £7 ’
где
U=\-A
In
1 —Р
1 —PR
А) — 1п(1 —А) ;
A = Wi/W2 — отношение водяных эквивалентов соответственно горя-
чего и холодного теплоносителей.
5—1627
129
То же, но с общим прямотоком,
1 —Р
In 1 -RP
6дг— 2(1 *
где ^=1-Л[1п(Р4-Р/?)-1п(РЦ-Р/? /1—P-Pj?)] .
Многократный перекрестный ток с общим противотоком тепло-
носителей (кожухотрубные теплообменники с одним трубным хо-
дом)
1 -Р
1П \ — PR
SiT~ и, (I -Л) In У ’
где и= 1+Л In-------;
«1 — число ходов горячего теплоносителя.
То же, но с общим прямотоком,
«1(1 — ’
,, , , 1 + Л(1-Р-РЛ)пГ1
где /7= 14-Л In--------------- .
1 1+/?
Часто в практических расчетах используют среднее арифметиче-
ское значение напора
ДГа=0,5[(Г1' + 7';)-(7'2-ГЭ] . (84)
Для сравнительно небольших температур теплоносителей, когда
ЛТм/ЛТб^Дб (ДТб и ДТм — соответственно больший и меньший
температурные напоры теплоносителей), среднее арифметическое
значение напора близко к среднему логарифмическому (несовпа-
дение менее 4%).
При проектировании теплообменников новых типов рассчиты-
вают обычно поверхность охлаждения, но если она известна, то
расчетом устанавливают режимы течения теплоносителей и опре-
деляют их конечную температуру.
При условии изменения разности температур теплоносителей по
логарифмическому закону и при постоянстве расходов и теплоем-
костей жидкостей конечная температура для противотока
r;=r;+(r;-r;)exp[-[-±—<85>
L \ Мк1 W 2/ J
130
для прямотока
г;=г;+(г;-г;)ехР [-(-±-+А-)^],
где V^2=G2Cp2 и Wi = GiCPi — водяные эквиваленты соответственно
холодного и горячего теплоносителей; Gj и G2— расходы соответст-
венно горячего и холодного теплоносителей, кг/ч; ср1 и ср2— теп-
лоемкость соответственно горячего и холодного теплоносителей,
кДж/(кг-К).
Для повышения эффективности процесса теплопередачи целесо-
образно применять оребрение поверхностей теплообмена со сторо-
ны теплоносителя с меньшим коэффициентом теплоотдачи или со
стороны обоих теплоносителей. В этом случае коэффициент тепло-
передачи определяют с учетом степени оребрения теплопередающей
поверхности по уравнению (81). Необходимо выбирать такую реб-
ристую поверхность теплообмена, которая обеспечила бы макси-
мальную эффективность работы, минимальные массу и раз-
меры, сопротивление потоку теплоносителя, достаточную техноло-
гичность и прочность, минимальную стоимость материалов теплооб-
менника.
Основным оценочным показателем оребренной поверхности яв-
ляется эффективность оребрения — отношение полного количества
теплоты, рассеиваемой ребром, к теплоте, которая рассеивалась бы
им в случае, если вся поверхность ребра имела температуру стенки
Тс (рис. 67).
Если обозначить тепловую эффективность оребрения через Е,
то для прямого ребра
Е — —-— th /иАпр,
(86)
где zn=]/a/(k8)— параметр ребра; /гпр = ^ + 6 — приведенная высо-
та ребра.
Рис. 67. Прямоугольное ребро
Рис. 68. Эффективность прямых ребер
с одинаковой высотой и площадью
сечения
5*
131
Если ввести значение площади поперечного сечения ребра
/ 2 \
fp=26/inp, ТО Е = —-U- th К2И$ = ^пр]/Ла/(/рк)у). Если £=1, то Е =
V 2$
= 63% (рис. 68); увеличение коэффициента теплопроводности реб-
ра вдвое повышает эффективность оребрения до 76%.
Таким образом, применение для оребрения металла с большей
теплопроводностью равносильно увеличению площади теплоотда-
чи оребренной поверхности. В свою очередь, уменьшение высоты
ребра h, увеличение его толщины 6, уменьшение коэффициента
теплоотдачи а способствуют повышению эффективности ребра.
Оптимальную толщину ребра 6 можно определить, исходя из
его минимальной массы, по формуле [27]
8..,=[А/(4^,Х)]1/3, (87)
где ^„=(/„/2)8 ^(а/Х)^ 1,419.
При этом оптимальная высота ребра h
Рис. 69. Графики для расчета ребер
трапециевидного и треугольного се-
чения и круглых ребер постоянного
сечения
______ /р
пр.опт
^°ОП'Г
Теплорассеивающая способ-
ность прямых ребер постоянной
толщины
(Л-]-8), (88)
где f=26L; 64 = Тс—Т0', То— тем-
пература среды, К.
Для расчета теплорассеива-
ющей способности Q прямых ре-
бер переменной толщины форму-
лы сложны, поэтому расчет прово-
дят, пользуясь вспомогательными
кривыми (рис. 69) и формулой
(88): Q = Q'8' [где
62/6i)].
Отношение -ОгЛЬ определяют
по формуле
&2/а1== l/[ch (А-]-8)т]. (89)
Основные зависимости для
круглых ребер постоянной толщи-
ны еще более сложны. В техниче-
ских расчетах круглых ребер по-
правочный коэффициент г" для
расчета Q принимают по рис. 69, а отношение 'Qs/'O’i определяют по
формуле (89). Влияние сужения круглого ребра приближенно оце-
нивают при помощи графических зависимостей (рис. 69). Более
точно коэффициент эффективности цилиндрических ребер постоян-
ной толщины может быть определен по следующему выраже-
нию [2]:
132
Е 2' Лцв — Зор^1цв ~1 фО)
Ив [1 (йс/^в)2] . JО^в “Ь Рор-^Оав J
где u.K = mhdl(Dd); uc = usD/d; рор = 71Мс/(К1«с); Jo, Ji— функции
Бесселя мнимого аргумента первого рода и первого порядка; Ко,
Ki — то же, второго рода и второго порядка.
Коэффициент эффективности винтовых ребер может быть при-
ближенно определен по уравнению (90).
Для инженерных расчетов может быть рекомендована зависи-
мость [2], которая позволяет с точностью до 3% в диапазоне
т/гпр = 0... 1 определить коэффициент эффективности цилиндриче-
ских и винтовых ребер:
Е— 1 -0,2 (лгАпр)2-(0,06+-^Апр.
Коэффициент эффективности позволяет установить связь между
приведенным и конвективным коэффициентами теплоотдачи:
«пр=(-— £>'Фор+«к» (91)
где р/ — коэффициент расширения ребра к основанию (для трапе-
цеидальных ребер р/=1-|—1 ~~з^502^5~ "^р) ’» /7п=77р + 77Тр — полная
поверхность (труб и ребер); фОр — поправочный коэффициент, учи-
тывающий неравномерность теплоотдачи по поверхности ребра (в
диапазоне тЛпр = 0,1... 3,7 ,фор= 1—0,058m/Znp[2]).
Для труб, оребренных винтовой накаткой (см. рис. 65, а),
^=^-[!*+2 ; (92)
Здесь yD=Vл2£ЯУл—Ул2б/2-]-/₽.
Для радиаторов трубчато-пластинчатых конструкций (рис. 65,6)
апр=О,9-^-[£(5Р-1)+1], (93)
где (Fe!', — внутренняя поверхность труб); Е=-тН (т=
mH \
= /-g-; /„-глубина радиатора по
ходу воздуха; %=0,8м—0,16м2—0,12 [2]).
При S2/(Z>—<2)^1 w=/p/[zp(Z>—а)], а при S2/(b—а)<1 м=
= Zpfo(b-a)]+[(zp-l)/Zp][l-S2/(b-a)].
Анализ ребер различных профилей при рассеянии одинакового
количества теплоты показывает, что параболические ребра имеют
наименьшее поперечное сечение. Для заданного Q оптимальное
прямоугольное ребро при изготовлении требует почти на 51%,
133
а треугольное ребро на 4% больше металла, чем оптимальное па-
раболическое ребро. Масса ребра пропорциональна плотности и
обратно пропорциональна коэффициенту теплопроводности мате-
риала, т. е. G^pl'k. Такая связь позволяет определить экономию
при замене материала ребер. Объем материала растет пропорцио-
нально кубу количества теплоты, проводимой через основание реб-
ра. Принимая во внимание, что для увеличения теплового потока
вдвое вместо двух ребер той же величины потребовалось бы одно
ребро в 8 раз больших размеров, целесообразно делать ребра воз-
можно меньшими. Но расстояние между ребрами беспредельно
уменьшать нельзя. Существует предел, обусловленный допустимым
гидравлическим сопротивлением и изменением коэффициента теп-
лоотдачи, что связано с взаимодействием пограничных слоев, име-
ющихся на поверхности соседних ребер.
13. РАДИАТОРЫ
Секции радиаторов, применяемые на тепловозах. В системах ох-
лаждения силовых установок тепловозов используют секции радиа-
торов масла и воды.
Масловоздушная секция представляет собою пучек коридорно
расположенных бесшовных плоских гладких труб (ЛТ-96), ореб-
ренных тонкими (0,1 мм) медными (М3) пластинами, припаянными
в результате погружения секции в ванну с расплавленным припоем
(ПОС-18) методом погружения (рис. 70, а) [37].
Разработанная ВНИТИ конструкция секции с турбулизаторами
масла имеет пучок шахматно расположенных труб, состоящих из
двух половин и установленных внутри турбулизаторов — решеток,
соединенных между собой пайкой медью в нейтральной среде. Тру-
бы оребрены коллективными медными пластинами толщиной 0,1 мм
(рис. 70, б). Ниже приведены геометрические характеристики сек-
ций.
Гладкотрубная С турбулизато- рами
Рабочая длина труб /р, мм Размеры сечения (осевые): 1206 535
наружные 4X17,5 4,5X27,4
внутренние 2,9X16,4 3,5X25,4
Ширина фронта секции Ье, мм 154 154
Глубина секции LQ, мм Эквивалентный диаметр труб для прохода во- 197 200
ДЫ С?э1, м Число труб в секции zT . 5,08-10-3 1,94-10-3
80 58
Число рядов труб по глубине гр 8 6
Тип расположения труб в пучке Шаг расположения труб, мм: Коридорный Шахматный
по фронту 51 по глубине S2 14 14
24 31
Общее сечение труб в секции fi, м2 Число охлаждающих пластин-ребер 0,00366 0,00325
364X2 159X2
134
Толщина ребер 6Р, мм 0,1 0,1
Шаг расположения ребер /р, мм ..... . 3,28 3,28
Эквивалентный диаметр канала для прохода воздуха ЙЭ2, м 6,56-10-3 6,56-10-3
Живое сечение для прохода воздуха f2, м2 . . 0,1135 0,0488
Поверхность, омываемая воздухом Fi, м2 . . 19,3 8,66
Поверхность, омываемая жидкостью F\, м2 3,76 3,83
Масса цветного металла Оц, кг 37,0 22,1
Общая масса G, кг 48,0 32,5
Энергетические характеристики гладкотрубной секции описыва-
ются критериальными зависимостями, приведенными ниже.
По данным.............
Теплоотдача от рабочей
поверхности к воздуху
Nll2»da...............
Аэродинамическое сопро-
тивление £2...........
Теплоотдача от масла к
стенке труб Nui . . . .
МИИТ
0,078 Rei'X
( d4\ —о.ззз
0,875|Рер1(ДТ/Г)
внити
1,315 Re-®’244
f ds\0,25
4,6751 Pe-^j X
Х(Ргж/Ргс)0-25
Гидравлическое сопро-
тивление £i............
34 Re^e 158,5 Re"»;94
1.5 Rej£»
Секция с турбулизаторами значительно превосходит гладко-
трубную секцию по теплорассеивающей способности благодаря бо-
лее высокому коэффициенту теплопередачи.
Энергетические характеристики этой секции описываются сле-
дующими критериальными зависимостями:
теплоотдача от масла к стенкам труб Ни1ж</э= 1,18(Реж<<эб/э/
М)0’5 (РГж/РГс)0’25;
теплоотдача от поверхности к воздуху Ки2ж</Э=0,0346 Иеж^э;
гидравлическое сопротивление £1=53,2 Re^’f4;
аэродинамическое сопротивление С2=0,675 Reж^55.
При получении этих зависимостей определяющей температурой
являлась средняя температура 7Ж теплоносителей, а характерными
размерами — эквивалентный диаметр трубы и удвоенное рас-
стояние с?э2—2/р между пластинами-ребрами.
Водовоздушные секции, изготовленные методом погружения,
состоят из шахматных пучков плоских томпаковых труб, оребрен-
ных коллективными медными пластинками (рис. 71) [10]. Основ-
ные конструктивные характеристики этих секций приведены ниже.
135
а)
Рис. 70. Масловоздушные секции радиатора:
а — гладкотрубная; б — с турбулизаторами; 1 — коллектор; 2 — трубная коробка; 3 —
усилительная доска; 4 — концевая пластина; 5 — бо-
ковой щиток; 6 — охлаждающая пластина; 7 — трубка
136
Рис. 71. Водовоздушная секция радиатора
Рабочая длина труб, мм 1206 710 535
Размеры сечения (осевые) труб, мм: наружные внутренние Ширина фронта секции, мм Глубина секции, мм Число труб в секции Эквивалентный диаметр труб для прохода воды, м Число рядов труб в глубину Шаг расположения труб по фронту, мм Шаг расположения труб по глубине, мм Общее сечение труб в секции, м2 Число охлаждающих пластин-ребер 422X2 2,2Х ХЮ,5 1,1Х XI 7,9 154 187 68 2,4Х хю-3 8 16 22 0,00132 247X2 187X2
Шаг расположения ребер, мм Толщина охлаждающих пластин, мм Эквивалентный диаметр канала для прохода возду- ха, м Живое сечение для прохода воздуха, м2 0,1361 2,83 0,1 4,6Х хю-3 0,0792 0,0604
Поверхность охлаждения, омываемая воздухом, м2 21,0 12,24 9,32
Коэффициент оребрения Масса цветных металлов, кг 37,0 5,38 24,0 19,0
Масса секции, кг 48,0 33,0 28
Технология изготовления этих секций аналогична технологии
изготовления масловоздушной секции.
Проведенные ВНИИЖТ исследования позволили установить
первые закономерности изменения коэффициента теплопередачи
[в Вт/(м2*К)] Д=16,1 ау0,7 и аэродинамического сопротивления
(в Па) Др2=8,1ш1>63. Коэффициент теплоотдачи от воды к стенке
определяют по зависимости (65).
Для определения гидравлического сопротивления гладких пло-
ских труб можно пользоваться формулой Блазиуса
Ci=0,3164/Re0’25.
Исследования ВНИТИ и ПО ВТЗ позволили получить критери-
альные зависимости для определения теплоотдачи от поверхности
к воздуху и аэродинамического сопротивления водовоздушной сек-
ции, изготовленной методом погружения:
Nu2«d3= 1,103 Кей.С/./о!»)-0-’8;
Eu2atis=l,5Re^?(W)’95.
ПО ВТЗ и ВНИТИ исследован ряд масло- и водовоздушных
секций холодильников с пучками плоскоовальных труб, располо-
женных в шахматном порядке и оребренных коллективными мед-
ными пластинами толщиной 0,1 мм. Пластины насаживали на тру-
бы на автоматах для изготовления типовых секций радиаторов, а
припаивали методом спекания в специальной газовой печи с приме-
чанием оловянно-свинцового припоя (ПОС-40). Для этого трубы
предварительно покрывались тонким слоем припоя (35 ... 40 мкм)
138
гальваническим способом. Для предохранения поверхности ребер
от атмосферной коррозии наружная поверхность секций пассивиро-
валась хромпиком.
В отличие от серийных экспериментальные секции имели пло-
ские боковые щитки, увеличивающие живое сечение для прохода
воздуха и улучшающие омывание воздухом рабочей поверхности,
расположенной вблизи боковых щитков.
Для определения коэффициента теплоотдачи и аэродинамиче-
ского сопротивления секций, изготовленных методом спекания, по-
лучены следующие критериальные зависимости:
для водовоздушных секций
Nu21I<(9=0,473 ReS, (Z/d9)-»>55; (94)
Eu211I1(9=2,78 Re»^1 (£/о!9)°.«8; (95)
для масловоздушных секций
Nu21Id9=0,0347ReS9;
Eu2xi9=0,0328 RejJ1,9 (L/d)1-05.
Все рассмотренные выше критериальные зависимости, характе-
ризующие теплоотдачу и аэродинамику в секциях, справедливы для
следующих условий:
для водовоздушных секций 800<I 100 и Lld;j=39... 66;
для масловоздушных секций 800 Ёеж</Э 10000 и Lfd3=
= 35 ...60.
За определяющую температуру принимают среднюю температу-
ру воздуха, а за геометрический размер — эквивалентный диаметр
аэродинамического канала d32.
Как показал опыт изготовления секций методом спекания, для
образования требуемого контакта ребер с трубами достаточно по-
крывать поверхность труб слоем припоя 35 ...40 мкм гальваниче-
ским способом. Общие затраты припоя при изготовлении секций
методом спекания в 2...3 раза меньше, чем при применении метода
погружения. Целесообразность применения метода спекания при
изготовлении секций подтверждается результатами сравнения сек-
ций по теплорассеивающей способности при постоянном значении
мощности, затрачиваемой на просасывание через них воздушного
потока. В рабочем диапазоне изменения скоростей теплоносителей
теплорассеивающая способность водо- и масловоздушной секций,
изготовленных методом спекания, при одинаковой мощности, затра-
чиваемой на просасывание воздушного потока, соответственно на 8
и 16% выше, чем у секций, выполненных методом погружения.
Рациональные значения шага расположения ребер были опре-
делены с учетом энергетического показателя секций и затрат в них
цветных металлов. Для серийной масловоздушной секции при ис-
пользовании ее в качестве водовоздушной секции рациональными
являются значения шага оребрения 2,6... 2,7 мм. Теплоотдача и
139
аэродинамическое сопротивление такой секции описываются зави-
симостями
^и2жйэ=0,0477
Еи2ж</э==31э1 Иеж^э •
Оптимальный вариант масловоздушной секции с турбулизатора-
ми при изготовлении методом спекания характеризуется шагом рас-
положения ребер /р = 2,7 мм, что позволяет уменьшить эквивалент-
ный диаметр канала для прохода воздуха до d32 = 4,21 • 10~3 м. В ре-
зультате поверхность охлаждения, омываемая воздухом, увеличи-
вается до F2= 11,75 м2, а масса секции уменьшается до 30,5 кг.
Для водовоздушных секций, изготовленных методом спекания,
рациональным является значение /р = 2,3 мм. Геометрические харак-
теристики таких секций с различной рабочей длиной приведены
в табл. 7.
Ниже приведены энергетические характеристики таких водовоз-
душных секций (на примере секции с рабочей длиной /р=1206 мм)
и масловоздушной секции с турбулизаторами, изготовленными ме-
тодом спекания.
Теплоотдача от жидкости
к стенкам труб NuuKda
Теплоотдача от поверх-
ности к воздуху Nu2Htd3
Аэродинамическое сопро-
тивление Еигжаэ ....
Гидравлическое сопро-
тивление Еитйэ . . .
Водовоздушная Масловоздушная
0,00387 Re°^Pr°’4 l,18(Rerf3/Z°>5 X X (Ргж/PrJ0’25
0,0582 Re 0,017 Re
37 Re 16,75 Re^'9
0.54 Re 26.6 Re^(i/rf9)
В водовоздушной секции, несмотря на увеличение степени (ко-
эффициента) оребрения, термическое сопротивление со стороны
воды значительно ниже. Поэтому повышение эффективности этой
секции должно вестись в направлении уменьшения термического со-
противления со стороны воздуха. Однако дальнейшее увеличение
степени оребрения при существующей конструкции ребер вряд ли
окажется целесообразным, так как это может привести к сравни-
тельно частой засоряемости секций при эксплуатации тепловозов
в районах с повышенной запыленностью воздуха. Поэтому дальней-
шие работы по повышению эффективности водовоздушной секции
должны вестись в направлении выбора более целесообразной кон-
струкции оребрения и введения элемента рациональной турбулиза-
ции воздушного потока.
ВНИТИ и ПО ВТЗ была исследована целесообразность при-
менения в охлаждающих устройствах тепловозов широко распро-
страненной в автомобилестроении трубчато-ленточной конструкции
140
радиаторов, имеющих значительные технологические преимущест-
ва. При этом в радиаторах было применено оребрение из гладкой
или профильной ленты, аналогичное применяемому в радиаторах
автомобиля ЗИЛ-431410. Опытные секции радиаторов имели пучок
коридорно расположенных труб (см. рис. 65, в).
При использовании гладкого гофрированного оребрения рацио-
нальна степень оребрения секций 10,5 (шаг гофрирования 3,1 мм),
при использовании профилированных лент — 5,65 (шаг гофрирова-
ния — 7 мм).
Исследования показали, что при применении в качестве оребре-
ния гладких лент повышение эффективности секций достигается в
результате увеличения степени их оребрения. Использование про-
филированных лент позволяет интенсифицировать процесс тепло-
обмена в результате турбулизации воздушного потока. Однако ис-
кусственная турбулизация потока приводит к большим затратам
энергии на просасывание воздуха. Недостатки конструкций ленточ-
ного оребрения не позволили получить энергетические и конструк-
тивные преимущества секций трубчато-ленточного типа перед при-
меняемыми секциями трубчато-пластинчатой конструкции. Это
создает необходимость продолжения исследований с целью получе-
ния более рациональных форм профилирования поверхности ореб-
рения, которые позволят повысить теплоотдачу при минимальном
увеличении аэродинамического сопротивления.
В последние годы на отечественных тепловозах применяют толь-
ко системы охлаждения масла дизеля водой в охладителях, кото-
рые, как показал многолетний опыт, характеризуются большей экс-
плуатационной надежностью. Поэтому в охлаждающих устройст-
вах применяются радиаторы с водовоздушными секциями, изготов-
ленными методом спекания.
ГОСТ 20556—75 * «Тепловозы. Секции водовоздушного радиа-
тора» регламентирует типы, основные параметры и размеры водо-
воздушных секций, изготовленных методами спекания (типа ВС) и
погружения в ванну с расплавленным припоем (типа ВП) (табл. 7).
В последнее десятилетие проведены многочисленные экспери-
ментальные исследования секций, изготовленных методом спекания,
как наиболее совершенных. При этом исследовались также секции
глубиной L = 0,091 м из одной колонки и глубиной L = 0,283 м из
трех колонок, применение которых целесообразно в охлаждающих
устройствах тепловозов большой секционной мощности.
Основные геометрические характеристики таких секций приве-
дены в табл. 7, а аналитические зависимости, полученные ПО ВТЗ
на основе результатов экспериментальных исследований, для про-
ведения энергетических расчетов охлаждающих устройств с исполь-
зованием ЭВМ — в табл. 8. Они справедливы для условий: Ui =
= 0,4... 1,6 м/с; ы2ф = 2... 14 кг/(м2-с); 7Y = 323...368 К; 7У = 283...
318 К. Значения коэффициентов теплопередачи, получаемые по этим
зависимостям, превышают значения, приведенные в ГОСТ 20556—75
для скорости воды Uj = 0,9 м/с, на 4... 5%.
141
7. Геометрические характеристики секций радиатора
Основные параметры Типоразмеры секций
ВС-1,2 ВС-0,7 ВС-0,5 ВП-1,2 ВП-0,8 ВП-0,7 ВП-0,5
Установочная длина Zy, мм Рабочая длина труб Zp, мм Ширина секции 6ф, м Глубина секции L, м Поверхность охлаждения, омываемая 0,187 29 1,356 1,204 0,283 37,6 0,091 14,75 0,860 0,710 17 0,686 0,535 ),154 13 1,356 1,204 0, 21 1,000 0,850 187 14 0,860 0,710 12 0,686 0,535 9
воздухом, F2, м2 Сечение фронта для прохода возду- ха /2ф, м2 Шаг расположения оребряющих пла- стин на трубах 1р, мм Эквивалентный диаметр воздушного канала d32, мм Число труб в секции гт Живое сечение для прохода жидко- сти fi, м2 Масса цветного металла в секции 6Ц, 2,3 3,8 68 0,00132 35 0,1854 3,0 4,8 102 0,00198 52 34 0,00066 16,75 0,1093 2 3 23 0,0824 ,3 ,8 18 0,1854 6 0,0С 37 0,1309 2, 4, 8 1132 28 0,1093 83 6 24 0,824 19
кг Общая масса секции G, кг 45 62 25 32 27 48 37 33 28
8. Энергетические характеристики секций радиатора
Типоразмер секции Число коло- нок Коэффициент теплопередачи k, Вт/(м2.К) Аэродинамическое сопротивление Лр2, Па Гидравлическое сопротивление Api, Па
ВС-1,2 1 21,16 + 18,60t4—20,10у!2+ 6,620^+ 5,05w2— 0,16и22+ + 2,92у!Ц2— 0,71 u2Vi2— 0,01ui«22 11,95ц2+ 1,60м22 2628,8у]+ 11 540У12
ВС-1,2; ВС-0,7; ВС-0,5 2 20,75 + 13,05^1— 15,30щ2+ 5,36У13+ 6,50w2—0,25w22+ 3,39urWi — — 1,24ц2У12+ 0,04гч«22 24,0u2+ 2,62w22 2100^ +15 729у t2
ВС-1,2 3 16,2w2°>69 (для = 0,9 м/с) 1,11«21Т
Теплоотдача и аэродинамическое сопротивление секций типа
ВС могут быть описаны критериальными зависимостями.
Для секции глубиной £ = 0,187 м (две колонки)
Nu2=0,16 Re°>69; 1
Eu2=227Re-o’4650°>74. J < '
Для секции глубиной £ = 0,091 м (одна колонка)
Nu2=0,24Re0’523; |
Eu2= 130Re-°’4659°’74, J ' *
где Re=a^92/v2; 9=(7\ —Т^/СЛ' —273).
Теплоотдача в секции глубиной £ = 0,291 м может быть опреде-
лена по уравнениям (96). Коэффициент теплоотдачи можно опре-
делить, используя критерий Кирпичева, а аэродинамическое со-
противление секции — параметрические зависимости.
Для секций глубиной £ = 0,091 (одна колонка)
К1=^э2/Х2= 10,95 Re?0’379 Re®’095 Re°’175;
Др2=0,9«^в°’74.
Для секций глубиной £ = 0,187 (две колонки) и более
К1=296 Ref0’792 Re9’0437 Re?,276;
Др2= 1,52«2ф9°>74.
Приведенные зависимости справедливы при 2300^Rei^ 14 000;
500<zRe2:C2000; Т/=323... 368 К; 7У=293 ... 323 К. При их опре-
делении за определяющую температуру принималась средняя тем-
пература теплоносителей, а за характерные размеры — эквивалент-
ные диаметры d3i и ds2.
Исследование и выбор оптимальных параметров конструкции
радиатора. Анализ составляющих общего термического сопротивле-
ния теплопередачи в радиаторе (рис. 72, а) с целью его дальней-
шего уменьшения может быть проведен с помощью уравнения
коэффициента теплопередачи для ребристых поверхностей теплооб-
мена, предложенного Н. И. Белоконем. Это уравнение наиболее
точно учитывает влияние основных факторов на термическое со-
противление
k= [£'/а1+£’ф5т/Хт+ l/(ct2^T 4-7jpea2p7%)]—(98)
где F—FzIFi — коэффициент оребрения (Fx и F2 — соответственно
площадь поверхности охлаждения со стороны жидкости и воздуха,
м2); cti — коэффициент теплоотдачи со стороны жидкости,
Вт/(м2-К); ф— коэффициент, учитывающий увеличение термиче-
ского сопротивления стенки трубы по фронту пучка вследствие кон-
центрации теплового потока у основания ребра; 6Т, Хт — соответст-
143
Рис. 72. Схема контакта ре-
бер с трубками в секции ра-
диатора трубчато-пластин-
чатого типа
венно толщина (в м) и коэффициент теплопроводности [в Вт/(мХ
ХК)] материала стенки трубы, м; а2т, а2р— коэффициенты тепло-
отдачи к воздуху соответственно от труб и от ребер, Вт/(м2-К);
FT, Fp— отношения поверхностей соответственно труб и ребер к
полной поверхности, омываемой воздухом; т]Р— КПД ребер; е —
коэффициент, учитывающий уменьшение КПД ребер вследствие не-
постоянства коэффициента теплоотдачи по его поверхности.
Как видно из уравнения (98), коэффициент теплопередачи за-
висит от многих параметров, определяемых конструкцией поверх-
ности теплообмена, режимами течения, свойствами теплоносителей
и др. Однако применительно к ребристым поверхностям с тонко-
стенными трубками радиаторов уравнение может быть упрощено:
ь —________!______ /ОСП
F/ai+ l/(Tjpa2) ’ ( '
Термическое сопротивление теплоотдачи от воды к стенкам труб,
определяемое выражением F2/(aiFl), оказывает влияния на сопро-
тивление, однако значительно меньшее, чем термическое сопротив-
ление теплоотдачи от поверхности к воздуху 1/(г|рСС2), так как ai^>a2
и Fi<^F2. Это позволяет сделать вывод: основные направления в
работах по дальнейшему улучшению энергетических характеристик
поверхности теплообмена типовой секции по-прежнему связаны с
возможностью увеличения аг, F2 (за счет F2t и F2i>) и КПД ребер в
результате оптимизации параметров поверхности оребрения (тол-
щины 6Р, высоты hp и шага расположения ребер /р), определяющих
размеры относительного расположения труб в пучке, число труб и
их степень оребрения.
Проведенный анализ справедлив для случая, когда можно пре-
небречь влиянием качества соединения ребер с трубами в секции
на общее термическое сопротивление теплопередачи. Как показы-
вают исследования поверхностей теплообмена трубчато-пластинча-
той и трубчато-ленточной конструкций, получивших преимущест-
венное распространение в транспортных машинах, в том числе теп-
ловозах, контакт ребер со стенками труб оказывается не полным,
144
а прерывистым с наличием воздушных зазоров [31]. На рис. 72,5
изображена схема контакта ребер с трубами поверхности трубча-
то-пластинчатой конструкции, на которой сплошной контакт услов-
но приведенного ребра ABCD представлен участком АЕ периметра
/к, а воздушные зазоры в контакте — участком ED.
Согласно теории контактного теплообмена касание двух твердых
поверхностей вследствие их шероховатости и волнистости происхо-
дит отдельными пятнами, число и размеры которых зависят от чи-
стоты обработки сопрягаемых поверхностей, от силы их сжатия,
а также от наличия между ними мягкого металла или сплава.
В теории контактного теплообмена принято допущение — непо-
средственный контакт микровыступа одного контактирующего эле-
мента с поверхностью другого осуществляется в виде круглого пят-
на касания. В этом случае элементарная точка контакта двух со-
прягаемых элементов может быть представлена в виде площади
круга радиусом гэ с пятном непосредственного касания в центре
радиуса гк- Выделим элементарный цилиндр с одним пятном каса-
ния и рассмотрим для него в цилиндрической системе координат
температурное поле при г^О. Принятую систему координат рас-
положим таким образом, чтобы положительная ось z была направ-
лена от центра касания в сторону движения теплового потока.
Температурное поле для стационарного теплового процесса при
отсутствии внутренних источников теплоты описывается дифферен-
циальным уравнением теплопроводности [23, 27]
._1_ _^L = 0
dr2 г дг "Г dz2 ~ 1
где О— текущая избыточная температура; $=Т—Т2 (Т — текущая
температура в направлении оси z и радиуса г; Т2— температура
окружающей среды).
Для решения задачи следует задаться следующими граничными
условиями: при г=0 и гэ^гк О=ОС=const; при z=0 и гэ>гк
-^- = 0; при любом г9 и z—oo 0=0; при любом z и гэ=оо 0=0.
дг
Решения позволяют получить общее решение для температурно-
го поля на рассматриваемом участке контакта
со
0=J /(/n)exp(—mz)JQ(mf) dm, (100)
о
где — произвольная функция; JQ(mr)— функция Бесселя пер-
вого рода нулевого порядка.
В качестве произвольной выбирается функция f(m) =
= (2/л) [Ос sin(mrK)/m], которая, входя под знак интеграла в урав-
нении (100), в соответствии с граничными условиями придает ему
свойство внезапного изменения. Тогда
оо
$=& — С sin (/Кгк)_ j (Wr)exp(—mz}dm.
л J m
о
145
Тепловая проводимость зоны контакта
!/;?,<= !//?„+1//?„ (101)
где 7?м, 7?в — соответственно сопротивление при прохождении теп-
лового потока через поверхностные слои металлов в местах непо-
средственного касания сопрягаемых элементов и при прохождении
теплового потока через воздушные прослойки между этими эле-
ментами; RK — термическое сопротивление.
Общее количество проходящей через контакт теплоты Q =
=/н(АТк/7?к)т можно представить в виде суммы количества тепло-
ты, проходящей через места фактического контакта, Qi =
=/ф(АТк//?м)т и воздушную прослойку Р2=/в(А^к/^в)т (где АТК —
изменение температуры в контакте), тогда уравнение (101) прини-
мает вид
/н/R* — fnl Rm + fdR&
где fH — номинальная площадь контакта, состоящая из площади
фактического контакта /ф и площади /в соприкосновения с воздуш-
ной средой.
При условии, что относительная площадь фактического контак-
та ф=Мн,
(102)
После ряда преобразований уравнение (102) принимает такой
вид:
о =--------------!----------=—L— (ЮЗ)
Г М , Х2(1—aKF2
L мо-?0,5)2 J к
где ак — коэффициент проводимости контакта; FK— площадь кон-
такта; FK == 0,5 (Ьц—~~Цт) Цт^т^р-
На основании выражения (ЮЗ) можно получить уравнение для
коэффициента теплопередачи:
/ 1 _______________________________1_________________
К) Л + Хкф/[/к<Р(1 - Ф)0,52] + Ml - Ф)/*2 Рк
___________!---------- . (104)
+-----=---------==—
а2т-^'т + 7]реа2р^Г р
По отношению к поверхности теплообмена трубчато-пластинчатой
конструкции с большой степенью оребрения тонкостенных труб
[20]
k==__________________!_______________.
+ (1 /ак) (Fi/Fd 4- 1 /«2
Проведенный анализ позволяет установить основные направле-
ния дальнейшего улучшения энергетических и конструктивных ха-
рактеристик поверхности теплообмена секции радиатора.
146
1. Оптимизация основных параметров поверхности теплообмена
(рис. 72):
а) размеров сечения трубы ат, Ь^, бт:
б) параметров ребра 6Р и /гр и глубины поверхности L/da2, опре-
деляющих относительные размеры расположения труб в пучке, чис-
ло труб, степень их оребрения и поверхность теплообмена F2;
в) режимов работы поверхности (w2, y]p и т|х).
2. Улучшение и стабилизация качества соединения ребер с тру-
бами в секциях радиатора.
Оптимизация основных параметров поверхности теплообмена.
Температурный режим работы охлаждающего устройства характе-
ризует коэффициент нагрева воздуха в охлаждающем устройстве,
определяемый известным уравнением (34), из которого может быть
получена зависимость поверхности теплообмена от режима ее ра-
боты:
F ЗбООм/ф^ 1п 1 (105)
1 ’lx
Уравнение (105) позволяет определить экономически оправдан-
ное значение поверхности теплообмена F2, которое отвечает усло-
вию ц2ф = «2Фэ (см. разд. 5), так как в соответствии с выражением
(34) т|х=/:(и2ф) значение F2 также должно характеризоваться ра-
циональным соотношением значений поверхностей трубок F2t и ре-
бер F2p определяющим, в свою очередь, относительные размеры
расположения труб в пучке.
Существующие решения по оптимизации высоты и толщины реб-
ра не дают положительных результатов, так как проведены для
других условий, например для получения максимальной теплоот-
дачи ребра при его минимальных размерах, массе [27] или затра-
те мощности на перемещение теплоносителей. Поэтому появилась
необходимость в оптимизации параметров (высоты и толщины)
ребра на основе экономического анализа.
Совместное решение уравнений (99) для коэффициента тепло-
передачи и (105) для поверхности теплообмена позволяет получить
связь между т|Р, м2ф и г)х:
^ = «2
ЗбООСр/фМзф 1п -
1 — Tix
(106)
В соответствии с этим уравнением экономически выгодное зна-
чение КПД ребра определяется значениями ц2фЭ и T|x.3=f(«2фэ).
Исследования типовых секций радиатора воды тепловозов с
учетом их основных технико-экономических характеристик произ-
водства и эксплуатации показывают, например, что при примене-
нии в охлаждающих устройствах тепловозов таких секций экономиче-
ски целесообразным является среднеэксплуатационный режим ра-
боты охлаждающего устройства, характеризующийся значениями
т|хэ = 0,75 ... 0,8 и ц2фЭ = 3,5... 4,5 кг/(м2-с). Этим значениям т]х и ц2ф
147
соответствует среднее значение КПД приведенного ребра т]рОпт=
=0,975 и характеристика прямого ребра высотой /гр (на рис. 72
обозначено штриховой линией):
(^Р)опт=(1/' ту-
\ J ЛрОр
/ опт
(107)
В результате решения трансцендентного уравнения для КПД пря-
мого прямоугольного ребра получены следующие значения:
Пр............................ 0,75 0,80 0,85 0,90 0,95 0,975
m/ip.......................... 1,03 0,888 0,740 0,584 0,399 0,3
Уравнение (107) позволяет получить оптимальное соотношение
искомых параметров ребра:
(М^р)опт=2а2^р/[(^^р)опт хр]. (108)
Высота цилиндрического участка приведенного ребра опреде-
ляется в результате решения трансцендентного уравнения
7]p = 2r^//n (Г2 —Г1),
где Ф —- J1 ~11 Ki (тг2) .
/0 (mri) Ki (тг2) — Jj (mr2) Kq <тг$
J и К — бесселевы функции мнимого аргумента; г\ и г2— соответ-
ственно внутренний и наружный радиусы ребра, м (рис. 72).
Анализ уравнения (108) свидетельствует о зависимости опти-
мального соотношения высоты и толщины ребра от высоты ребра,
поэтому необходимо проведение специального анализа влияния /гр
на площадь F2 поверхности теплообмена, ее массу G, коэффициент
теплопередачи k и аэродинамическое сопротивление Др2.
Поверхность теплообмена трубчато-пластинчатой конструкции
может быть представлена в виде суммы поверхностей ребер и труб
(рис. 72), которая с достаточной степенью точности может быть
описана уравнением
г* 2ZT Г, , , Г ОА / / \ 1
2—------ Ьп1п — С1~Ь-г---------- -----' -r~ 2ЬT I------) —— ,
2 /pl” (2ЛР 4-aT) S-2 ' т Ч2Ар + ят ,/ S2J
(109)
где ZT — рабочая длина трубы, м; Zp— шаг расположения ребер на
трубах, м; &р, /р — соответственно ширина и длина ребра-пластины,
приходящиеся на все трубы, м2; S2 — шаг расположения труб в на-
правлении движения воздуха, м.
Анализ уравнения (109) показывает, что при условии /р^ат
(это имеет место в конструкции типовой секции: Zp = 0,00023 миат =
= 0,0022 м) площадь поверхности теплообмена практически не зави-
сит от Лр.
Масса поверхности теплообмена с достаточной точностью опре-
деляется уравнением
g = Pp
где рр, рт — соответственно плотность материала ребер и труб.
(ЦО)
148
С учетом уравнения (108)
**р । 26Т + Вт
/р (ттгЛр) опт Хр/(2а2) ^2 (2Ар + дт)
Анализ этого уравнения позволяет получить закономерность из-
менения массы поверхности теплообмена в зависимости от высоты
ребра rip и в каждом конкретном случае установить оптимальное
значение hp, соответствующее минимальной массе Gmm секции ра-
dG Рр*$2
диатора, в результате решения уравнения---------=-------——— X
dhp (м^рг Ар
tp 2а2
X Лр(2ЛР4-ат)2 —2рт£>тЗт==0,
которое приводит к обычному уравнению третьей степени
ahp+bhp — г=0, (111)
, ат PT6T8T
где а=ат; Ь=------; с—------------- ------------.
4 /Г И
2 Рр52 / ip (nihpyz — I
/ L I
Однако экстремумы функции G = f(h^) могут соответствовать
значениям толщины ребра, недопустимым из условий технологии
его изготовления и эксплуатации. Ограничение величины бр мини-
мально допустимым значением позволяет, используя уравнение
(ИО), получить
^P8min== /(^i^p)oiiT ^рт1п^р/(2®2)==(^^р)опт/^8рт1п*
Из уравнения (111) следует, что оптимальное значение высоты
ребра опт зависит от толщины стенки трубы 6Т. При этом с умень-
шением толщины стенки трубы /грОпт уменьшается.
Аэродинамическое сопротивление секции Др2 в области измене-
ния Si от 0,012 до 0,016 м изменяется незначительно, так как трубы
имеют хорошо обтекаемый профиль, и сопротивление секции в ос-
новном определяет степень оребрения поверхности труб. При этом
суммарные аэродинамические потери воздушного тракта охлажда-
ющего устройства дизеля увеличиваются не более чем на 5%. Такое
влияние /гр на Др2 секции определяет практическое постоянство
мощности затрачиваемой на привод вентиляторов охлаждаю-
щего устройства.
Результаты исследования показывают, что при уменьшении вы-
соты ребра в типовой секции с 0,007 м до 0,003 м в диапазоне из-
менения он — 3000 ... 5000 Вт/(м2-К) и а2=40... 80 Вт/(м2-К) толь-
ко за счет изменения степени оребрения F2/Fi коэффициент тепло-
передачи увеличивается на 6 ... 15%.
Все это позволяет упростить рекомендуемое для подобных ис-
следований уравнение Q/ (G&T) =f[Q/(NAT)].
149
Тогда задача сводится к исследованию зависимости QI(G&T) =
= kF2fG = f (hp), которая при использовании выражений (99), (109)
и (110) принимает вид
kF2!Q2
2ZT 1 ОД 1 к
*р *р*р ,СЦ. 1 ч с (2 Ар + aT)S2 —Г~ Z/U-rl Т fT(2Ap + aT)S2
F2 1 \ Pp^pZpZTAp 6TZrST6pZp
С^р / _ ^р («Лр)опт ^р/(^«2) <^2 (2Лр + Лт)
(112)
Из уравнения (112) можно получить аналитическую зависи-
мость (111) для определения оптимального значения hp.
Анализ графической формы уравнения (112) наглядно показы-
вает, что рациональные значения высоты ребра для типовой секции
hp = 0,004... 0,005 м (рис. 73).
Рис. 73. Комплексный показатель, характеризующий водяной эквивалент поверх-
ности теплообмена и массу секции радиатора в зависимости от высоты ребра
(/Р = 0,152 м; £р = 0,091 м; рр = рт=8930 кг/м3; S2 = 0,022 м; /т = 1,206 м; ат=
= 0,0022 м; &т = 0,019 м; Т)р = 0,975):
/_а1=5.10з Вт/(м2-К); 2 — ai=4403 Вт/(м2-К); 3 — ai=3403 Вт/(м2-К)
Рис. 74. Зависимость приведенных расходов на охлаждающее устройство дизеля
от относительной глубины секции радиатора Хъ при различных значениях коэф-
фициента сопротивления шахты:
+-Ешф"8; Х-Сф-30
150
Оптимальное значение высоты ребра /гропт позволяет получить
соответствующее значение шага расположения труб по фронту
пучка SionT = 2Ар опт Н-
При работе всего ребра-пластины с т|р=г)рЭ может быть опре-
делен шаг расположения труб по глубине пучка с учетом опти-
мального значения высоты ребра /грг (радиуса г2) радиусной части
условно приведенного ребра:
‘-^2опт — $1?"2опт/S^ | (^т ~~ Лт).
Однако условия 'Пр==г1рэ при определении S2 недостаточно. Не-
обходимо, чтобы воздушный поток омывал поверхность теплообме-
на с минимальным сопротивлением. Для этого нужно, чтобы сече-
ние для прохода воздуха в секции изменялось минимально возмож-
но, что соответствует условию 0,5 (Sj—aF)H = (L—ат)Н (см.
рис. 72). В этом случае S2=(ftT—aT)-}-0,5]/^aT(2Si-|-aT).
Анализ уравнения (109) позволяет сделать вывод: при извест-
ных параметрах конструкции радиатора (Ар, 6р, Si и S2) остаются
неопределенными параметры tp и F2, так как размеры сечения труб
(«т, Ьт и дт) находят в результате экспериментальных исследова-
ний, а рабочую длину труб (ZT) определяют компоновкой охлаж-
дающего устройства в кузове тепловоза. Однако, если учесть, что
конструкция секции, применяемая в радиаторах охлаждающих уст-
ройств отечественных тепловозов, основные технико-экономические
характеристики которой использовались при определении экономи-
чески целесообразных значений скорости воздуха м2фЭ и КПД
охлаждения т]Хэ, характеризуется величиной F2, можно установить
определенную связь между глубиной и шагом расположения ребер
секции радиатора или определить глубину секции:
ь , Г1 _---Mz------+-------------1
L S2 (2Лр + лт) (2Лр + ат) J
Шаг tp расположения ребер может быть выбран минимально допу-
стимым из условий засоряемости аэродинамических каналов в про-
цессе эксплуатации [44].
При условии tzT~/p уравнение может быть упрощено: Ljtp=
= /72/ (^pZT).
Используя уравнение (21), с учетом выражений (22) и (34)
можно получить зависимость приведенных расходов на охлаждаю-
щее устройство от относительной глубины секции радиатора
(xl = x!L) :
/ «T«aftF»»A^£ X
Ся=ссгЛ+(/7/гЬ(!;^>+С^£)(1 - 10 ),
где L — глубина секции радиатора, характеризующаяся величина-
ми сс и £сф; СсФ=ССфР2/р2ср коэффициент аэродинамического со-
противления секции радиатора, приведенный к фронтальному се-
151
чению радиатора за секциями; £Шф— коэффициент аэродинамиче-
ского сопротивления охлаждающего устройства без радиатора, при-
веденный к фронтальному сечению радиатора (за секциями) и оп-
ределяемый по уравнению (22).
Исследование влияния относительной глубины xL на приведен-
ные расходы на охлаждающее устройство, проведенное с исполь-
зованием уравнения (56), свидетельствует о резком изменении ве-
личины Сп при хь=С1,0 и незначительном при хь^1,5 (рис. 74).
В связи с этим, а также учитывая важность оценки совершенства
поверхности теплообмена по затратам мощности на привод венти-
ляторов и размерам (массе) охлаждающего устройства, целесооб-
разно оптимизировать относительную глубину поверхности тепло-
обмена на основе энергетического и конструктивного анализов.
Уравнение для энергетического показателя эффективности ра-
боты поверхности теплообмена с учетом ее размеров может быть
получено на основе уравнений (15) и (34):
Q 150^BWcF2(3600p2cPAr)3(l_l/10^x)
it ~ •’ ~"" п —— / f —к } ( 1 10/
УгЛф (С2 + Сс*)
где x — Lld32 — относительная глубина поверхности теплообмена;
АТ — располагаемый температурный напор (Ti — Гг), ЛГ; рг— ко-
эффициент сопротивления охлаждающего устройства, не зависящий
от х\ Сс=(Сс — Cd)/*— составляющая коэффициента аэродинамиче-
ского сопротивления секции, зависящая от х; Cd — составляющая
коэффициента аэродинамического сопротивления секции, не зави-
сящая от х; со=Г2/ (/2фх);
С1=ете^(о&^/(2,303-3600ср2сра2ф); (114)
£2— коэффициент аэродинамического сопротивления секции радиа-
тора; для типовой секции он определяется по зависимости (96).
В соответствии с уравнением (113) функция E=f(x) име-
ет экстремальное значение при хОПт=0,25 (с — +
+ ПО,25 (с-ШР + с^ (c=0,868/d).
Рассмотренные энергетические основы оптимизации относитель-
ной глубины поверхности теплообмена учитывают экономические
требования по оптимизации основных параметров конструкции и
режимов работы охлаждающего устройства, так как в уравнение
(114) входит скорость воздуха м2ф, которая должна иметь экономи-
чески обоснованное значение м2фэ (см. разд. 5).
Проведенные исследования позволяют найти для каждого кон-
кретного случая рациональные значения основных параметров, ха-
рактеризующих конструкцию секции радиатора (Ар, бР, Sb S2, bp,
5’i; гт; x=L/tp)‘, при известных размерах трубок (ат, 6Т, бт, М в
соответствии с уравнением (109) однозначно определяют поверх-
ность F 2.
Экспериментальные исследования секций радиаторов. По основ-
ным энергетическим характеристикам поверхности теплообмена
152
секций — коэффициенту теплопередачи и аэродинамическому со-
противлению в зависимости от относительной глубины поверхности
и массовой скорости воздушного потока в узком сечении секций,
полученным экспериментально, в филиале ВНИТИ были проведены
расчеты охлаждающего устройства тепловоза 2ТЭ10Л при условии
установки в нем секций, имеющих различную глубину (L = 0,091;
0,187; 0,278 и 0,371 м) и различный эквивалентный диаметр воз-
душного канала (г/э2=0,0038; 0,0046; 0,0068 и 0,008 м). На рис. 75
представлены зависимости массового энергетического показателя
охлаждающего устройства от глубины секций для различных эк-
вивалентных диаметров аэродинамического канала. Кривые имеют
явно выраженные максимумы, определяющие оптимальные значе-
ния глубины секций. Так, для секций, имеющих d32=0,0038 м (Zp =
= 2,3-10-3 м), рациональной является глубина L = 0,18 ... 0,2 м, а для
секций, имеющих б/Э2=0,0046 м (fp=2,83-10-3 м),— глубина L—
= 0,22... 0,27 м.
Наибольшее значение показателя QI(N2G) имеет поверхность
теплообмена с шагом £р = 2,3-10—3 м и глубиной L = 0,180... 0,200 м;
этот вариант следует считать наилучшим. Однако во многих случа-
ях может оказаться целесообразным применение секций большей
глубины. Так, при создании тепловозов большой секционной мощ-
ности (3940... 4412 кВт) применение секций, имеющих увеличенную
в 1,5 раза глубину по сравнению с типовой секцией (L = 0,287 м),
позволяет решить проблему сокращения размеров (ширины фрон-
та) охлаждающего устройства или уменьшения затрат мощности
на привод вентилятора (вентиляторов).
Исследование рационального соотношения шага расположения
ребер на трубах и глубины поверхности теплообмена типовой сек-
ции на примере охлаждающего устройства тепловоза 2ТЭ116М по-
Рис. 75. Влияние глубины и эквива-
лентного диаметра аэродинамическо-
го канала радиатора на энергетиче-
ский показатель охлаждающего уст-
ройства:
1 — da=0,0038 м; 2 — =0,0046 м; 3 — Д,=
=0,0068 м; 4 — с?э=0,0068 м
Рис. 76. Влияние глубины секции ра-
диатора на энергетический показатель
охлаждающего устройства:
--------/р=2,3 мм;--------/р=2,83 мм;
153
казали, что с уменьшением коэффициента сопротивления шахты при
одинаковом шаге расположения охлаждающих пластин экстремаль-
ное значение энергетического показателя увеличивается и смеща-
ется в сторону меньшей глубины (рис. 76). Так, для секций с шагом
расположения ребер Zp = 2,3 мм при коэффициентах сопротивления
шахты £ш=1,5; 2,07; 2,5 оптимальные значения глубины соответст-
венно составляют 0,18; 0,21; 0,24 м.
Результаты исследований позволили определить оптимальное
значение относительной глубины поверхности теплообмена серий-
ной секции радиатора, которая для конкретного охлаждающего уст-
ройства (например, тепловозов 2ТЭ10Л и 2ТЭ116М) является ве-
личиной практически постоянной, независимой от глубины поверх-
ности теплообмена:
•^опт==(^'/^э2)опт= 53...55.
В результате испытаний секций, имеющих ребра-пластины раз-
личной толщины, были получены зависимости коэффициента теп-
лоотдачи и аэродинамического сопротивления секций от скорости
воздуха, которые в критериальной форме могут быть представлены
уравнениями
Nu2 = 257 Reg’62 (Sp/<p)0’3 при 8p/zp=0>02-0»04;
Nu2= 154 Reg’62 (Bp//p)0’15 при 8p//p=0,04...0,09;
Eu2= 100,4 Rer0,43(Vzp)0’13 при 8p//p=0,02...0,09.
Они справедливы при Re2= (1... 3) 103. За определяющую тем-
пературу принималась средняя температура воздуха; за характер-
ный размер — эквивалентный диаметр с1э2 аэродинамического ка-
нала, образованного соседними стенками труб и ребрами; за ха-
рактерную скорость воздушного потока — скорость в узком сечении
секции.
Анализ полученных характеристик показывает, что с увеличе-
нием толщины ребер коэффициенты теплопередачи и аэродинами-
ческого сопротивления возрастают. Так, при увеличении толщины
ребер с 0,5-10—4 до 2-10-4 м коэффициент теплопередачи возраста-
ет на 17%, а аэродинамическое сопротивление — на 15... 20%. Сле-
дует отметить, что при 6Р<1-10-4 м в секциях наблюдается неплот-
ная посадка пластин на трубы, а также смятие их краев, чем
и объясняется наиболее значительное ухудшение энергетических
характеристик секций с ребрами, имеющими толщину бр== (0,5 ...
0,7)10-4 м.
На рис. 77 приведено сопоставление зависимостей коэффициента
теплопередачи от толщины ребер, полученных теоретическим и экс-
периментальным путем. Расчетная зависимость была получена без
учета термического сопротивления соединения ребер с трубами.
Увеличение коэффициента теплопередачи объясняется только повы-
шением КПД ребра. Экспериментальная зависимость характеризует
влияние на эффективность работы секций качества соединения ре-
154
Рис. 77. Влияние толщины ребер на коэф-
фициент теплопередачи водовоздушной сек-
ции:
------ — расчетная зависимость;------— экс-
периментальная зависимость [и2=10 кг/(м2-с)]
Рис. 78. Влияние шага расположе-
ния труб по фронту пучка на ко-
эффициент теплопередачи и аэро-
динамическое сопротивление сек-
ции
бер с трубами. Такой анализ раскрывает смысл дефектов техноло-
гического характера (неплотное прилегание ребер к трубкам, не-
достаточная толщина слоя припоя на стенках трубок и др.), влия-
ющих на качество контакта ребер с трубами, и доказывает нецеле-
сообразность применения ребер, имеющих дР<0,1-10~3 м. Однако
с увеличением толщины ребер значительно возрастает масса цвет-
ных металлов. При этом с
увеличением толщины ребра
на 0,02-10—3 м масса возра-
стает на 2,66 кг. Например,
использование в секции ре-
бер толщиной 0,15-10-3 м
вместо 0,09 • 10-3 м увеличи-
вает ее массу на 7,98 кг.
В связи с этим применение
ребер толщиной более 6Р=
= 0,12Х10“3 м можно рас-
сматривать как нежелатель-
ное.
Из анализа уравнения
(107) можно заключить, что
более целесообразно увели-
чивать коэффициент теплопе-
редачи, изменяя высоту реб-
ра при постоянной толщине.
Экспериментальные ис-
следования секций радиато-
Рис. 79. Теплоаэродинамические
характеристики секций радиатора
(табл. 9):
О—секция № 1; Д, ч---секция № 2;
-------сеРийная секция (t<i=0,9 м/с;
Г'-348 ... 358 К; Г'—293 ... 303 К)
155
9. Геометрические характеристики секций
Наименование № 1 № 2 № 3
Рабочая длина труб Zp, мм Размеры труб: 1,206
наружные сХ6, мм 17X2,5 17X2,5 19X2,2
внутренние а'ХЬ', мм 16,5X2 16,5X2 17,9X1,1
Число труб zT, шт. 92 106 68
Расположение труб Шаг расположения труб, мм: Шахматное
по фронту Si 12,5 13,4 16,0
по глубине S2 22,7 19,0 22,0
Общее сечение труб м2 0,00296 0,00341 0,00132
Толщина ребер бр, мм 0,1
Шаг расположения ребер tp, мм 0,0036 2,3
Эквивалентный диаметр канала для про- хода воздуха с?э2, м 0,00363 0,00378
Сечение для прохода воздуха:
по фронту /2ф, м2 0,1838 0,1872 0,1836
узкое /г, м2 Ширина фронта секции Ь$, мм 0,1393 0,146 0,1519
15
Глубина секции L, мм 187 205 187
Поверхность, омываемая воздухом, F2, 29,05 32,4 29,5
Масса цветного металла бц, кг 26,2 30,34 34,0
Масса секции G, кг 37,2 33,84 44,5
ров, отличающихся шагом расположения труб по фронту 5Ь т. е.
с различной высотой ребра hp, при прочих неизменных параметрах
конструкции, подтверждают изложенное выше. Так, уменьшение S!
с 16,0-10—3 м до 12,5-10—3 м при 6р=0,1 • 10_3 м позволяет, имея
приемлемое качество контакта ребер с трубами, увеличить коэффи-
циент теплопередачи на 17... 19%. При этом аэродинамическое со-
противление увеличивается незначительно (рис. 78), а масса секций
радиатора возрастает всего на 5%.
Экспериментальные исследования секций, имеющих шаг распо-
ложения труб по фронту 12,5-10 3 и 13,4-10—3 м и различные зна-
чения шага tp расположения ребер на трубах, показали, что целе-
сообразно применять в секциях шаг расположения ребер tp =
= (2,1 ... 2,4) 10-3 м при использовании их в охлаждающих устрой-
ствах с шахтами, характеризующимися коэффициентом сопротив-
ления £ш= 1,8... 2,4.
Проведенные исследования дали возможность разработать два
рациональных варианта секций (№ 1 и 2), параметры конструкций
которых приведены в табл. 9 в сравнении с серийной секцией
(№ 3).
Энергетические характеристики этих секций (рис. 79) могут
быть представлены в критериальной форме:
для секции №1 Nu2=l,O4Re26\£/d92)-0’358;
Eu2= 0,53 Re-0»258 (ЛД/э2)0’893;
156
для секции №2 Nu2=l,05Re^63 (£/rf82)-°'358 (8Р//Р)»-14; Eu2=
= 14,6 РеГ°'зн (Z./rf8)0’893 (\/tr)O'K6°-5S.
Приведенные выражения справедливы для следующих условий:
500^Re2^3000; 34^L/J32^70 (при L = const); 0,02<6P/Zp^0,09;
0,1 < 0 < (Г; - Tii/T'i < 0,2.
При получении критериальных уравнений за характерный раз-
мер принимался эквивалентный диаметр Jg2, а за определяющую
температуру — средняя температуры воздуха Z2cp.
Сравнение характеристик разработанных секций (№ 1 и 2) с
аналогичными характеристиками серийной секции (№ 3) показы-
вает, что опытные секции имеют существенные преимущества: их
применение в охлаждающих устройствах дизелей тепловозов, в том
числе большой секционной мощности, позволяет уменьшать затра-
ты мощности на привод вентилятора на 20... 30% и массу радиа-
тора— на 10... 15%.
Обобщение результатов экспериментальных исследований ради-
аторов трубчато-пластинчатого типа различных конструкций с шах-
матным и коридорным расположением труб в пучке позволило по-
лучить критериальные зависимости [52], описывающие теплоотдачу
пучков неоребренных плоских труб Nu2t=0,16 Re??635 , теплоотдачу
ребер — пластин Nu2p —0,071 Re°’661 ~~ Л и аэродинамиче-
\ npS2 j
ское сопротивление радиаторов
Еи2 = с Re-0-43 (—------Ь*У’63 0Г°’351,
\ ip — 8р /
где Z = ZP4-/P—6Р; fT = zT[aT(6T—ат) + 0,25ла2т]; Zp и 6Р — рабочая
глубина и ширина радиатора, м; цт, 6Т — оси поперечного сечения
трубы, м (см. рис. 72); z— число рядов труб по глубине радиатора;
гт — общее число труб в пучке; 02=(711/— — 273) —без-
размерная температура; с=0,2— при шахматном и с=0,17— при
коридорном расположении труб в пучке.
Полученные зависимости справедливы при условии: 2,3-103^
=CRe<C104; 2,22-10-3 m^Zp^3,04-10~3 м; 8- IQ-3 M<St<24-10~3 м;
19-10 3 m^S2^26,9- 10~3 м. За определяющую температуру была
принята средняя температура воздуха. При определении Re2T ха-
рактерным размером считали &т, а при определении Re2 — d32=
= 2 (Si— ат) (ZP— 6P)/[(Si — ат) + (Zp — бР)]. За характерную ско-
рость приняли скорость воздуха в узком сечении.
Использование рассмотренных уравнений позволяет получить
величину приведенного коэффициента теплоотдачи
«2= (a2T^2T4-a2p^2p7lp)/(^2T+^2р),
где F2т = {[2(&т—&t) 4“л^т] (Zt—^р5р)}; -R2p = 22:p{&pZp—Zi[cZt(&t—~
—ат) +0,25лат]}; ZT — рабочая длина труб, м; zP— число ребер;
7jp—exp (—0,271Ap]/2a2p/Bpkp)— КПД ребра; Лр — коэффициент теп-
157
лопроводности материала ребра, Вт/(м-К); /гр — приведенная вы-
сота ребра, м;
при шахматном расположении труб /zp = 0,5('S1S2/&T—Ят), при
коридорном hp = Si—aT/2 + <Si (S2—bT) /Ьт.
Следует отметить, что уравнение для определения агт позволя-
ет получить коэффициент теплоотдачи для первого ряда труб, ко-
торый составляет примерно 60% его значения для третьего ряда
труб пучка.
14. ТЕПЛООБМЕННИКИ ДЛЯ ОХЛАЖДЕНИЯ МАСЛА
И НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА ДИЗЕЛЯ
Теплообменники для охлаждения масла. На современных отече-
ственных и зарубежных тепловозах в основном применяют системы
охлаждения масла водой в кожухотрубных теплообменниках (мас-
лоохладителях), которые отличаются конструктивными особенно-
стями: видом поверхности теплообмена (гладкотрубные, с оребрен-
ными трубками, с трубками, имеющими турбулизирующие вставки,
и др.), схемами течения теплоносителей (противоточные, противо-
точно-перекрестные и др.) и т. д. Их основные конструктивные и
энергетические характеристики достаточно полно описаны в специ-
альной литературе [2, 17, 30, 31, 44]. Ниже рассмотрены конструк-
ции и результаты расчетов и исследований маслоохладителей, ко-
торые нашли наиболее широкое распространение или находят при-
менение как наиболее совершенные.
На рис. 80 представлена конструкция маслоохладителя, создан-
ного на КТЗ в начале 60-х годов.
Проведенное исследование поверхностей охлаждения из гладких
круглых труб показало целесообразность применения теплообмен-
ников, имеющих сегментные перегородки, с трубами диаметром
10/8 мм, шагом 13 мм и с отношением внутреннего диаметра бара-
бана к расстоянию между перегородками не менее 3. В соответст-
вии с этими результатами спроектирован теплообменник, в котором
соотношение скоростей движения воды и масла составляет пример-
но 1,5 м/с.
В барабане 1 теплообменника установлен охлаждающий эле-
мент 2. Он набран из медных труб, закрепленных в передней 5 и
задней 7 трубных досках. Концы труб развальцованы и отборто-
ваны, а обе трубные доски с внутренней стороны залиты оловянно-
свинцовым припоем 6 (ПОС 30, ГОСТ 21930—76 *). По всей дли-
не трубного элемента установлены сегментные перегородки 3. Для
того чтобы свести к минимуму перетекание масла между бараба-
ном и перегородками, зазор между ними допускается в пределах
0,45 ... 0,9 мм. Позднее зазоры между перегородками и барабаном
были устранены постановкой резиновых колец. Как видно из кон-
струкции теплообменника, охлаждаемое масло через один из па-
трубков 4 попадает в межтрубное пространство, а из другого выте-
кает. Охлаждающая вода, протекающая по трубкам, подводится и
отводится со стороны передней крышки.
158
Рис. 80. Маслоохладитель из пучка гладких труб
Компенсация температурных удлинений охлаждающего элемен-
та осуществляется благодаря возможности перемещения его перед-
ней части. Здесь размещается сальниковый узел теплообменника.
Чтобы предотвратить перетекание воды между полостями перед-
ней и задней крышек, установлены уплотнения 8 из профильной
резины.
Для повышения коэффициента теплопередачи были установле-
ны между барабаном и перегородками резиновые уплотнения,
а между трубным пучком и барабаном — алюминиевые проставки.
Теплообменники рассмотренной конструкции нашли широкое при-
менение на тепловозах, создаваемых отечественными заводами.
Они просты в изготовлении, удобны в ремонте и надежны в эксплу-
атации. Теплообменники выполняют одно-, двух- или трехходовыми
по потоку воды и многоходовыми по потоку масла.
Охлаждающий элемент маслоохладителя представляет собой
трубный пучок из гладких медных труб (ГОСТ 617—72*):
159
Материал труб.................................................Медь
Диаметр трубы, мм:
наружный...................................................... 0,01
внутренний................................................ 0,008
Площадь внутреннего сечения трубы для прохода воды, м2 . . . 0,5-10~4
Площадь поверхности 1 м погонной длины трубы, м2:
наружной......................................................314-10-4
внутренней ............................................... 250-10“4
Могут быть применены трубы меньших диаметров и из другого
материала, например стальные или латунные.
Маслоохладители из таких трубок имеют следующие характе-
ристики:
Тепловоз ....................................
Число труб...................................
Расположение труб в пучке, м:
поперечный шаг разбивки......................
продольный шаг разбивки..................
Число ходов:
масла.................................... .
воды.....................................
Сечение для прохода жидкости, м2:
масла........................................
воды.....................................
Поверхность, м2:
омываемая маслом.............................
омываемая водой..........................
Масса, кг:
цветного металла ............................
общая....................................
2ТЭ10 ТЭП60, М62
955
0,013 0,011
14 10
3
0,0144 0,0131
0,016
60 44
48 35,2
500 356
725 596
Трубы в пучке должны располагаться «по треугольнику»
(рис. 81) с соответствующими поперечным и продольным шагами.
Центральный угол сегмента ср
Рис. 81. Расположение труб в пучке
должен находиться в пределах
80... 110°.
Поперечное омывание маслом
гладкотрубных пучков в теплооб-
менниках рассмотренного типа не
позволяет обеспечить рациональ-
ного соотношения термических со-
противлений теплоотдачи от мас-
ла к поверхности труб и от нее к
охлаждающей воде. Поэтому в
последние годы в отечественном
тепловозостроении нашли приме-
нение теплообменники из пучков
труб с оребрением, накатанным
по технологии ВНИИМЕТМАШа
на специальных поперечно-винто-
вых станах. Ниже приведены ха-
рактеристики теплообменников,
используемых на новых тепло-
возах.
160
1627
о
Тепловоз Число труб . . . ТЭП70, 2ТЭ121 ... 148 ТЭП75 244
Размеры труб, м: диаметр наружный (ребра) . . . 0,026 0,010 0,024
диаметр внутренний 0,0015
толщина стенки . . . 0,0025
Число ходов: масла ... 10 8
воды 2
Сечение для прохода жидкости, м2: масла . . . 0,0186 —
воды . . . 0,058 0,00497
Поверхность, омываемая, м2: маслом . . . 51,7 90,4
водой . . . 7,17 12,5
Масса, кг: цветного металла ... 313 547
общая ... 610 915
Так, теплообменник дизеля тепловоза ТЭП70 состоит из пучка
таких труб 4, расположенных в корпусе 2 с передней 8 и задней 1
крышками (рис. 82) [33]. Для повышения скорости воды в трубах
осуществлено два хода воды. Сегментные перегородки 9 обеспечи-
вают поперечное омывание маслом пучка труб.
Заполнители 6, 13 уменьшают зазоры между корпусом и труб-
ным пучком, а резиновые шнуры 10 уплотняют стыки сегментных
перегородок и корпуса. Вода поступает в теплообменник по пат-
рубку 3 и, сделав два хода, выходит из патрубка 7. Масло посту-
пает в теплообменник через отверстие в кронштейне 11, омывает
межтрубное пространство и выходит через отверстие в кронштей-
не 5.
Температурные удлинения трубного пучка компенсируются пе-
ремещением задней трубной доски 12. Для удаления воды или мас-
ла (утечек) между кольцами 14 установлено промежуточное коль-
цо 16 с отверстием 15.
Ленинградским конструкторским бюро дизелестроения и Ленин-
градским политехническим институтом на основе проведенных ис-
следований разработаны рекомендации по выбору параметров кон-
струкции монометаллических и биметаллических труб и их относи-
тельного расположения в пучке (рис. 83):
а)
Рис. 83. Оребренные трубы:
а — биметаллические; б — монометаллические
162
Тип трубы * Б М М Б М
Материал БрАМц БрМц Бр МНЖМц БрАМц БрМц
БрМНЖМц Бр МНЖМц
Диаметр, мм:
наружный Dp . . . 29 26 26 20,5 15
несущий dH ... . 13,5 15 15 13,5 10,5
внутренний с?вн 10 10 10 10 8
Толщина ребра 6Р, мм 0,8 0,3 0,3 0,8 0,3
Шаг оребрения /р, мм 3 3 3 3 2
Коэффициент оребрения 12,7 8,6 8,6 5,35 4,74
Масса трубы длиною 1 м,
кг 0,75 1,6 1,6 0,523 0,56
Удельная поверхность,
м2/м 0,4 0,27 0,27 0,168 0,11
Шаг расположения, мм:
по фронту Si . . . 32 29 29 24 18
по глубине S2 . . . 27,8 25,2 25,2 20,8 15,6
* М — монометаллическая
труба; Б — биметаллическая труба.
С целью определения размеров теплообменника (поверхности
теплообмена) при рациональных режимах его работы (температу-
ра и расход теплоносителей) разработана методика энергетическо-
го расчета [17, 44J. По этой методике коэффициент теплопередачи
от масла к охлаждающей воде
k=амав/[ав -j- ам (Dp/dw)],
где ав — коэффициент теплоотдачи от стенок труб к охлаждающей
воде, Вт/(м2-К); ам— коэффициент теплоотдачи от масла к стен-
кам труб, Вт/(м2-К). Формула не учитывает термического сопро-
тивления стенки труб как относительно малой величины, практи-
чески не влияющей на коэффициент теплоотдачи.
Коэффициент теплоотдачи от стенок труб к охлаждающей воде
находят по формуле (77). Коэффициент теплоотдачи от масла к
стенкам труб для одноходовых теплообменников, имеющих прямо-
угольное сечение для прохода масла и расположение труб «по тре-
угольнику» с перемычкой между трубами 6 = 3 мм, определяется
критериальным уравнением
Nu/=aM8/XM=BRe/34 Рг/33(Ргу/Ргс)0'1'*, (115)
где Хм — коэффициент теплопроводности масла, кДж/(м-ч-К); 6 —
расстояние между внешними образующими труб (перемычка между
трубами), м; В — безразмерный коэффициент, зависящий от диа-
метра труб du.
Величины Хм, Re^, Рг^ рассчитывают при средней температуре
масла, Ргс — при средней температуре стенки труб; определяющим
является размер 6 перемычки между трубами.
Формула (115) справедлива при значениях Ref = 5... 130 и da =
= 6... 10 мм. При Re/ = 90...250 (для труб dH=10 мм) показатель
степени при Re/ в формуле (115) равен 0,5, а безразмерный коэф-
фициент В — 0,31.
6* 163
Рис. 85. Схема для определения среднего сечения для прохода масла в тепло-
обменнике
При проведении энергетического расчета параметры теплооб-
менника с сегментными перегородками определяют в такой после-
довательности.
1. Коэффициент теплоотдачи от масла к стенкам труб
Nu,== В Re?5 Pr?33 (Prz/Prc)»-4
Значение безразмерного коэффициента В для таких теплообмен-
ников приведены на графике рис. 84.
2. Средняя температура стенки труб
Гв ср + (ам/ав) Гм ср]/( 1 +ам/ав).
3. Площадь сегмента перегородки /=р(2)2/4) (0 = 8,72-10-3ф—
—0,5 sin ф— величина, зависящая от центрального угла сегмен-
та ф; D — внутренний диаметр барабана теплообменника, м).
4. Хорда сегмента S=$'D (|y = sin ф/2).
5. Ширина среднего сечения для прохода масла b=(0,25raD2—
6. Проходное сечение для масла в межтрубном пространстве
(рис. 85) fM=lb (1—d^ty) (I — расстояние между перегородка-
ми, м).
7. Скорость масла в межтрубном пространстве uM=GM/3600X
Хрм/м (Ом — расход масла через теплообменник, кг/ч).
8. Гидравлическое сопротивление тракта циркуляции масла
Re/65(Pr//Prc)-°’14 0,5рм<им
(т — число рядов труб, перпендикулярных потоку масла).
Зависимость значений с от D/1 приведена на рис. 86.
9. Число рядов труб, перпендикулярных потоку масла, т =
— nz^t2lb (п — число труб в трубном пучке; zM— число ходов масла
в теплообменнике).
10. Гидравлическое сопротивление тракта циркуляции воды
&pB = zB [0,031 (L/dB) ртр +1,4] (О.бр^Ь + О^рв'Уп
(zB — число ходов воды в теплообменнике; L — длина труб, м; 0тр—
коэффициент, учитывающий влияние средней температуры и скоро-
сти воды (рис. 87); ип — скорость воды в патрубках, м/с).
164
Рис. 87. Зависимость коэффициента
ртр от средней температуры и ско-
рости воды в трубах
Рис. 86. Зависимость коэффициента С
от D/1
11. Мощность, затрачиваемая на прохождение масла, Мм =
= Л/?м6м/3600рмт]м; воды — Na=ApBGB/3600pBr)B (т]м и цв— КПД
насосов соответственно масла и воды).
В общем случае потери давления в теплообменнике
ДА-г 2
где SApT и SApM — суммы потерь давления соответственно на пре-
одоление сил трения и местных сопротивлений.
Потери давления на преодоление сил трения
Д/?т=0,5^2
где | — коэффициент сопротивления трения; р — средняя плотность
теплоносителя; v — средняя скорость теплоносителя; ZK — длина
канала.
Потери давления на преодоление местных сопротивлений
ДА = 0лЧр^2,
где £— коэффициент местного сопротивления.
Следует отметить, что при внезапном сужении потока (изме-
нении площади сечения канала от f\ до f2)£ изменяется следующим
образом:
f}/f2 ............. 0,1 0,3 0,5 0,7 0,9 1
£.................. 0,47 0,38 0,3 0,2 0,09 0
Для расчетов теплообменников из оребренных труб по приве-
денной методике необходимо использовать соответствующие крите-
t,= sin2 0,5а -|-2 sin4 0,5а.
Для расчетов теплообменников из оребренных труб по приве-
денной методике необходимо использовать соответствующие крите-
165
риальные зависимости, описывающие теплоотдачу и гидравлическое
сопротивление (см. табл. 6).
Теплообменники для охлаждения наддувочного воздуха (охла-
дители наддувочного воздуха — ОНВ). Обычно ОНВ располагают
на дизеле так же, как и маслоохладители, но они отличаются боль-
шим разнообразием конструкций. В них применяют поверхности
теплообмена различного типа, имеющие разные конструкции, уро-
вень технологичности и энергетические параметры.
К ОНВ предъявляют многочисленные требования, определяю-
щие их размеры, массу, технологию изготовления, надежность в
эксплуатации. Среди основных требований следует выделить до-
пустимые значения потерь давления наддувочного воздуха и ох-
лаждающего теплоносителя (воды, воздуха).
Наибольшее распространение получили трубчатые ОНВ, харак-
теризующиеся простотой конструкции и надежностью в работе.
В ОНВ дизелей тепловозов первого и второго поколений наряду
с гладкими трубами применяли пластинчатые поверхности, разра-
ботанные Невским машиностроительным заводом им. В. И. Лени-
на, Брянским институтом транспортного машиностроения, Коломен-
ским тепловозостроительным заводом им. В. В. Куйбышева. Такие
конструкции отличаются высокой эффективностью и компактно-
стью. С целью герметизации полостей теплоносителей пластинча-
тые ОНВ выполняют сборными из элементов, сваренных из двух
пластин (рис. 88).
Рис. 88. Пластинчатая поверхность теплообмена охладителя наддувочного воз-
духа
166
10. Характеристики трубчатых охладителей наддувочного воздуха
отечественных дизелей
Теплопереда ющие поверхности (трубы) Марка дизеля Коэффициент использования массы KG, Вт/(кг-К) Коэффициент использования объема Ку, Вт/(м • К) Потери давления потока воздуха, кПа Коэффициент компактности F/V, м2/м3
Круглые медные, ореб- ренные винтовой накат- кой 16ЧН 26/26 22,9 6,12 3,43 282
Круглые биметалличе- ские, оребренные винто- вой накаткой (внутрен- няя — из мельхиора, оребренная — из алюми- ниевого сплава) 6ЧРН 36/40 81,0 6,87 1,68 466
Круглые латунные ореб- ренные медными прово- лочными петлями (спи- ралью) 6ЧН 24/27 40,1 4,53 2,94 268
Плоские латунные, ореб- ренные коллективными пластинами 10ДН20.7/2Х Х25,4 25,0 4,14 1,47 496
То же 6ЧН 31,8/33 33,7 4,50 1,47 580
Учитывая преимущества ОНВ из пучков труб и необходимость
интенсификации теплопередачи, в них со стороны наддувочного
воздуха поверхность теплообмена оребряют. При этом следует от-
метить значительное многообразие типов оребренных поверхностей
(табл. 10) [2]. Анализ результатов исследований ОНВ из оребрен-
ных труб показывает, что наиболее совершенными являются круг-
лые трубы, оребренные винтовой накаткой (см. рис. 83). Теплооб-
менники такой конструкции уступают энергетически более эффек-
тивным теплообменникам с проволочными петлями, пластинами, но
значительно превосходят их простотой конструкции, технологией
изготовления и надежностью в эксплуатации. Конструктивные по-
казатели их могут быть существенно улучшены при применении
биметаллических труб и продольном разрезании ребер (рис. 83).
В процессе исследований пучков труб с винтовой накаткой вы-
явлены оптимальные параметры оребрения: высота ребер /гр =
= (0,4... 0,8)d; шаг ребер /р = (0,2 ... 0,4)d и толщина ребер 6Р =
= 0,5 мм [2].
Сравнительный анализ ОНВ с трубчатой и пластинчатой по-
верхностями показывает, что при прочих равных условиях:
теплообменник из профильных листов со сфероидными выштам-
повками (см. рис. 65, г) является наиболее эффективным из пла-
стинчатых охладителей;
ОНВ из пучков оребренных труб по основным показателям близ-
ки к конструкции теплообменника из пластин со сфероидными вы-
ступами, но более надежны;
167
Рис. 89. Охладитель наддувочного воздуха дизеля
наиболее прогрессивной конструкцией охладителя из оребрен-
ных труб является теплообменник из труб, оребренных винтовой
накаткой.
Воздухоохладители из пучков труб, оребренных винтовой накат-
кой, нашли широкое распространение и в настоящее время приме-
няются практически на всех дизелях новых тепловозов. Так, на
тепловозах ТЭ10М наддувочный воздух охлаждается в двух ОНВ,
установленных на торце блока дизеля по обе стороны от редуктора
воздуходувки второй ступени. Каждый охладитель состоит из пуч-
ка труб 2, концы которых развальцованы в трубных досках 3
(рис. 89), сварного корпуса 5, крышек 1 и 6 и подвижного уплот-
нения 4. Наддувочный воздух поступает в теплообменник со сто-
168
Рис. 90. Пластинчатый теплообменник с гофрированным
оребрением
роны уплотнения 4 и омывает оребренную по-
верхность труб, охлаждаясь водой, циркулиру-
ющей по трубам [46].
В настоящее время на тепловозах наиболь-
шее распространение имеют системы охлажде-
ния наддувочного воздуха водой. Однако все
большее распространение получают системы ох-
лаждения наддувочного воздуха атмосферным. Такие системы име-
ют ряд преимуществ:
нет необходимости создания циркуляции промежуточного теп-
лоносителя (охлаждающей воды);
появляется возможность уменьшения размеров массы, затрат
энергии и стоимости системы охлаждения;
повышается надежность работы системы (исключается попада-
ние воды в цилиндры двигателя и др.).
Основными недостатками воздуховоздушной системы охлажде-
ния являются трудности в подогреве наддувочного воздуха при ра-
боте дизелей на малых нагрузках и без нагрузки при эксплуатации
тепловозов в холодный период года.
Выше было отмечено, что основные показатели системы в ос-
новном определяются совершенством воздуховоздушных теплооб-
менников.
Во ВНИТИ проведены теплоаэродинамические испытания пла-
стинчатых ОНВ с гофрированным оребрением (рис. 90), со сферо-
идным и волнообразным профилем листов (см. рис. 88).
Охлаждающий элемент теплообменника с гофрированным ореб-
рением состоит из двух пластин со специальной отбортовкой, внут-
ри которых уложены гофрированные ленты шириной 92 мм с за-
зором 5 мм для разрушения пограничного слоя у стенки. Шаг гоф-
ры— 5 мм. Гофры образуют гладкий канал треугольного сечения.
Пластины сварены по отбортовке на роликовой сварочной машине.
Между охлаждающими элементами при сборке их в пакет проло-
жены две гофрированные ленты (зазор — 4 мм, шаг — 3,4 мм). Ма-
териал пластин — белая жесть, материал гофры — сталь.
Охлаждающий элемент секции со сфероидным профилем состо-
ит из двух пластин. Профильная часть пластины выполнена в спе-
циальном шариковом штампе таким образом, что сфероидные вы-
ступы непосредственно переходят во впадины без каких-либо пере-
ходных прямых участков. Пластины образуют зигзагообразные ка-
налы для прохода холодного и горячего воздуха. В таком канале
направление движения теплоносителя все время меняется, вслед-
ствие чего создается повышенная турбулентность потока.
Пластины сварены в элемент на роликовой сварочной машине
по специальной отбортовке. Элементы соединены в пакет точечной
контактной сваркой по торцу с последующим окунанием в ванну
с припоем ПОС-18. Материал пластин — белая жесть толщиной
169
0,3 мм. Шаг выступов по длине и ширине равен 10 мм. Глубина
продавливания 2,53 мм выбрана с таким расчетом, чтобы получить
компактный пакет с достаточно высокой степенью турбулизации
потока в каналах.
Третий тип пластинчатого ОНВ был применен Коломенским
тепловозостроительным заводом им. Куйбышева для охлаждения
наддувочного воздуха дизелей водой. Вода течет внутри элемента
по волнообразному каналу, а воздух — между элементами.
Ниже приведены геометрические характеристики всех испытан-
ных секций воздуховоздушных теплообменников и полученные в
результате их испытаний основные теплоаэродинамические харак-
теристики.
Теплообменник Высота, мм С сфероид- С волнообраз- ным профи- ным профилем С гофрирован- ным оребрением 0,445
лем листов 0,45 листов 0,43
Ширина, мм 0,28 0,26 0,275
Глубина, мм 0,26 0,44 0,260
Число охлаждающих элементов Живое сечение для прохода го- 35 31 17
рячего воздуха, м2 Живое сечение для прохода ох- 0,0174 0,0151 0,0168
лаждающего воздуха, м2 . . Поверхность охлаждения по хо- 0,0317 0,0252 0,028
лодной стороне, м2 Поверхность охлаждения по 5,32 10,20 10,25
горячей стороне, м2 Эквивалентный диаметр канала для прохода горячего возду- 5,32 10,20 8,83
ха, м Эквивалентный диаметр канала для прохода охлаждающего 0,005 0,0056 0,00242
воздуха, м Теплоотдача от стенки к охлаж- 0,005 0,0038 0,00213
дающему воздуху Nu2 .... Теплоотдача от горячего возду- 0,024Re°>9 0,0081 Re0-9 0,084Re°-53
ха к стенке Nui Сопротивление со стороны ох- 0,022Re°-9 0,97Re°’9 0,0114Re°>8
лаждающего воздуха . Сопротивление со стороны го- 0,683 0,0627 2,03/Re0-415
рячего воздуха 0,405 5,94/Re0’4 0,58/Re0>32
В приведенных зависимостях за определяющий размер принят
эквивалентный диаметр канала, за определяющую температуру —
средняя температура воздушного потока.
При этом аэродинамическое сопротивление следует подсчиты-
вать с учетом геометрического симплекса Lfd3'. = (ри2/2).
Сравнение испытанных воздуховоздушных теплообменников по-
казало, что наилучшими характеристиками обладает вариант с
пластинами сфероидального профиля. Для исследования теплоот-
дачи и аэродинамических показателей теплообменника такого типа
были испытаны теплообменники, изготовленные из листов со сфе-
роидными выступами с различным шагом расположения охлаж- 170
170
дающих элементов /9, с целью выявления оптимальной компоновки
поверхности теплообмена.
Представление экспериментальных данных в критериальном
виде позволяет установить следующие зависимости:
Nu2==0,33Re0»53;
Eu2= 1,97m (w//3)-°’82Re~°>37.
При составлении этих критериальных зависимостей за опреде-
ляющую температуру была принята средняя температура теплоно-
сителей, а за определяющий размер — средняя высота выступов,
равная 4,23 мм.
Сравнительный анализ системы охлаждения наддувочного воз-
духа с охладителем с волнообразным профилем пластин показал,
что применение пластинчатого охладителя для дизеля 11Д45 теп-
ловоза ТЭП60 позволяет уменьшить массу тепловоза примерно на
500 кг. Применение такой системы охлаждения на тепловозе ТЭП75
уменьшило массу теплообменников примерно на 2000 кг, длину
фронта охлаждающего устройства — на 1,9 м и мощность на при-
вод вентиляторов — примерно на 70 кВт.
Применение на магистральном тепловозе 2ТЭ136 секционной
мощностью 4412 кВт расположенного под дизелем отдельного бло-
ка для охлаждения наддувочного воздуха атмосферным позволило
максимально возможно унифицировать охлаждающие устройства
этого тепловоза и тепловоза 2ТЭ121 секционной мощностью
2941 кВт.
Методика энергетического расчета ОНВ содержит те же этапы,
которые были приведены для методики расчета охладителей масла
дизелей. Исходными данными для расчета ОНВ являются: тепло-
отвод Q, кДж/ч; расходы наддувочного воздуха Gi, кг/с и охлаж-
дающего теплоносителя (воды, воздуха) G2, кг/с; температуры над-
дувочного воздуха Т\ (К) и охлаждающего теплоносителя Т2 (К)
на входе в теплообменник; давление наддувочного воздуха перед
ОНВ pi, Па; допустимые перепады давлений в полостях наддувоч-
ного воздуха Api, Па и охлаждающего теплоносителя Др2, Па; гео-
метрические параметры выбранной поверхности теплообмена ОНВ
(эквивалентные диаметры каналов для прохода теплоносителей,
число ходов теплоносителей и др.). Ниже приведена последователь-
ность расчета.
1. Температура теплоносителей после охладителя:
наддувочного воздуха Т\" = Q/3600GiCpl;
охлаждающего теплоносителя Т2" = Q/3600sg2G2cp2, где eg2 — ко-
эффициент, учитывающий возможное уменьшение расхода охлаж-
дающего теплоносителя в процессе эксплуатации; cPi и ср2 — теп-
лоемкости теплоносителей (начальные значения принимаются по
значениям температур 7Y и Т2).
2. Средние значения температур теплоносителей Ticp и Тгср-
3. Средний логарифмический температурный напор ДТЛ по
171
уравнению (83) или уравнениям, приведенным в разд. 12, в зави-
симости от схемы течения теплоносителей.
4. Режимы течения теплоносителей:
Ке2=<Мэ2Л2>
где rf91 и d32 — эквивалентные диаметры каналов для прохода над-
дувочного воздуха и охлаждающего теплоносителя, м; Vi и V2 —
скорости теплоносителей в соответствующих каналах (выбирают-
ся на основе предварительного технико-экономического анализа),
м/с; vi и V2 — кинематические вязкости теплоносителей, м2/с;
5. Коэффициенты теплоотдачи от наддувочного воздуха к стен-
ке ai, Вт/(м2-К) и от стенки к охлаждающему теплоносителю аг,
Вт/(м2-К) по соответствующим критериальным зависимостям типа
а = (X/d3)Nu= (Х/б/э) CRenPrm (Ргу/Ргс)0,25 (см. табл. 6).
6. Коэффициент теплопередачи ^ = EKaia2^/(ai + a2^), Ce, = F2/Fi—
степень оребрения поверхности теплообмена; ек — коэффициент,
учитывающий ухудшение теплопередачи в процессе эксплуата-
ции).
7. Поверхность охлаждения F2 = Q/(k\Tll). Это позволяет, в
свою очередь, подсчитать число элементарных каналов для прохо-
да теплоносителей (элементов с поверхностью теплообмена F/) с
сечениями // и /г7, которые определяют суммарные сечения ОНВ
для прохода наддувочного воздуха fi и охлаждающего теплоноси-
теля /г-
Затем следует уточнить принятые ранее значения скоростей
теплоносителей Vi = Gi/fipi, V2—G2/f2P2, (pi и рг — плотности соот-
ветственно наддувочного воздуха и охлаждающего теплоносителя,
кг/м3; pi= (Pi+Api/2)/R7’icP). Если расхождение между получен-
ными и ранее принятыми значениями скоростей теплоносителей
превышает допустимое, расчет повторяют, начиная с п. 4.
Следует иметь в виду, что при определении коэффициента теп-
лоотдачи от поверхности к охлаждающей воде нужно определять
Ргс по температуре стенки. Для воздуха (Рг^/Ргс)0,25~ 1. В п. 5 за
температуру стенки принимают 7,с~0)5(7\Ср+ Г2ср). После опреде-
ления поверхности теплообмена F2 (п. 7) появляется возможность
уточнить значение температуры стенки Тс — Т2" + (2/(а2р2), а следо-
вательно, коэффициент теплоотдачи аг, коэффициент теплопереда-
чи k и поверхность теплообмена Гг. Применение метода последова-
тельного приближения позволяет провести расчет ОНВ с требуемой
точностью.
Гидравлическое сопротивление ОНВ со стороны наддувочного
воздуха Api и со стороны охлаждающего теплоносителя определя-
ется по соответствующим обобщенным зависимостям, полученным
экспериментальным путем для выбранного типа поверхности тепло-
обмена или теплообменника в целом (см. табл. 6).
Приведенные методики расчетов охладителей масла и наддувоч-
ного воздуха следует рассматривать как основу для составления
блок-схем и программ для проведения расчетов с использованием
ЭВМ [2].
172
11. Характеристики охладителей масла и наддувочного воздуха
Охладители Kv, Вт/(м3-К), не менее кв, Вт/(кг-К), не менее k Вт/(м2-К), не менее Apt. кПа, не более ДР2, кПа, не более Е, не менее
Наддувочного возду- ха:
трубчатые 46 520 17 — 4,9 59 20
из профильных лис- тов Масла: 40 705 15 — 4,9 59 20
гладкотрубные 40 000 23 290 49 49 80
из труб, оребрен- ных винтовой на- каткой 46 000 35 465 59 49 100
При охлаждении наддувочного воздуха атмосферным возможны
две принципиально разные компоновки теплообменников — непо-
средственно на двигателе и отдельно (в крыше тепловоза). Первая
компоновка предпочтительнее — короче путь наддувочного воздуха
и меньше аэродинамические потери. Однако при такой компоновке
возникают трудности с размещением вентиляторной установки для
охлаждающего воздуха.
Уровень совершенства охладителей масла и наддувочного воз-
духа дизелей регламентируют ГОСТ 13211—80 и ГОСТ 10598—82
по следующим показателям (табл. 11):
1) коэффициент использования объема V охлаждающего эле-
мента /Сул = Q/(VATcp);
2) коэффициент использования массы G охлаждающего элемен-
та ^ = Q/(GATCP);
3) коэффициент теплопередачи k = Q/(FATcp) (F — поверхность
теплообмена);
4) потери давления Api, Арг",
5) коэффициент энергетической эффективности теплообменника
E=Q/[\00Q(N^N2)] (AG и Л^2 — мощности, затрачиваемые на про-
качивание соответственно горячего и холодного теплоносителей).
Рассмотренные показатели не учитывают капитальных затрат
на изготовление и расходов на эксплуатацию теплообменников. По-
этому для экономической оценки следует использовать величину
приведенных затрат, равных сумме капитальных затрат с учетом
нормативного срока окупаемости и эксплуатационных расходов в
соответствии с уравнением (8). При решении задач оптимизации
параметров конструкции и режимов работы теплообменников сле-
дует анализировать изменяющуюся часть приведенных затрат,
используя методику, изложенную в разд. 5.
173
15. ПУТИ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ТЕПЛООБМЕННИКОВ
Сравнение конструктивных, энергетических, технологических
характеристик и ремонтных возможностей секций радиаторов зару-
бежных и отечественных тепловозов позволило оценить степень
совершенства отечественной секции и наметить пути ее дальнейше-
го повышения: применение бесшовных плоскоовальных труб с
уменьшенной толщиной стенки и увеличенными размерами сечения;
рациональное расположение трубок в пучке; использование ореб-
ряющих пластин оптимальной толщины; применение нежесткого
коллектора рациональной конструкции; использование для крепле-
ния к трубным решеткам трубок и коллекторов оловянно-свинцовых
припоев и др.
Решающим фактором, влияющим на теплорассеивающую спо-
собность секций, является качество соединения ребер с трубами, ко-
торое зависит во многом от правильности основных технологических
операций. Дальнейшее совершенствование существующей техноло-
гии производства секций радиаторов тепловозов происходит на ос-
нове научного анализа влияния основных технологических факто-
ров на ее энергетические и экономические показатели.
Создание теплообменников из легких металлов, например алю-
миния и его сплавов, может значительно уменьшить массу и стои-
мость охлаждающего устройства дизеля. Такие конструкции тепло-
обменников должны отвечать ряду требований, главным из которых
можно назвать полную взаимозаменяемость с применяемыми теп-
лообменниками по эффективности и габаритным размерам.
Анализ конструктивных и энергетических характеристик по-
верхностей теплообмена различных типов и оценка технологии их
производства показывают, что этим требованиям отвечает поверх-
ность теплообмена из алюминиевых ребристых труб, изготовляе-
мых на поперечно-винтовых станах. По сравнению с трубчато-
пластинчатой поверхностью, поверхность теплообмена из ребрис-
тых плоскоовальных труб менее трудоемка в изготовлении и обла-
дает рядом достоинств. Такая конструкция секции радиатора
разработана [31], по эффективности и габаритным размерам она
соответствует типовой секции. Для тепловоза 2ТЭ10Л созданы пер-
вые теплообменники из алюминиевых оребренных труб такого типа,
которые позволили сократить затраты цветных металлов примерно
на 500 кг, а массу на 400 кг для каждой секции тепловоза.
Взамен традиционных конструкций теплообменников для ох-
лаждения масла (из пучков гладких круглых труб и др.) и надду-
вочного воздуха (пластинчатых и др.) на новых тепловозах в по-
следние годы нашли применение более совершенные конструкции
теплообменников из пучков труб с поперечно-винтовым оребрением.
Установлено, что наддувочный воздух более целесообразно охлаж-
дать непосредственно атмосферным воздухом в теплообменниках,
имеющих трубчатую или пластинчатую поверхность с внутренним
и наружным оребрением гофрированными лентами.
174
Применяемая в настоящее время на тепловозах секция радиато-
ров нуждается в дальнейшем совершенствовании: повышении теп-
ловой эффективности и снижении массы за счет дальнейшей более
глубокой оптимизации основных параметров ее конструкции и ре-
жимов работы, проведенной на технико-экономической и энергети-
ческой основе.
Установлено, что в секциях радиатора целесообразно применять
бесшовные трубы с размерами поперечного сечения дт=(2,5...
3,5) 10~3 м, Ьт= (17...19,5) 10~3 м и 6Т= (0,25...0,4) 10~3 м, которые не
ухудшают энергетических характеристик поверхности теплообмена,
позволяют уменьшить ее массу и имеют увеличенное внутреннее се-
чение, что уменьшает вероятность заплавления концов труб при из-
готовлении и ремонте и засорения труб в процессе эксплуатации.
Использование таких труб в секциях радиаторов требует приме-
нения легкоплавких припоев для соединения трубок с трубными
решетками (типа ПОС, ГОСТ 21930—76), исключающих возмож-
ность обгорания и заплавления концов труб в процессе пайки. При-
менение таких припоев целесообразно и для крепления к трубным
решеткам крышек коллекторов, так как при этом улучшаются ре-
монтные возможности секции.
Все большее распространение получает новый вид ребристых
поверхностей трубчато-ленточного типа, в которых в качестве ореб-
ряющей поверхности используется гофрированная лента. Как пока-
зывают исследования, при применении гофрированного оребрения
на автомобильных радиаторах теплотехнические показатели, а так-
же масса и размеры могут быть выше, чем аналогичные параметры
радиаторов трубчато-пластинчатого типа.
При сборке трубчато-ленточного теплообменника может быть
получен хороший контакт ребра с трубой по всей ее ширине. В та-
ких радиаторах гофры можно изготовлять из ленты толщиной
0,08 мм или даже 0,06 мм. Это позволяет получить дополнительную
экономию цветного металла.
В связи с этим применение в тепловозостроении трубчато-лен-
точной конструкции секций охладителей воды может явиться даль-
нейшим шагом усовершенствования систем охлаждения тепловозов.
Однако без проведения специальных экспериментальных исследо-
ваний по выявлению рационального профиля оребряющей ленты и
оптимизации компоновки секций по глубине экономическая эффек-
тивность таких секций может быть недостаточна.
Радиаторы трубчато-ленточного типа нашли широкое примене-
ние в автотракторостроении за рубежом. Для них используют мно-
гообразные конструкции ленточного оребрения (рис. 91, б, в).
Обычно материалом для оребрения является медная лента толщи-
ной 0,05...0,1 мм, а в алюминиевых радиаторах — толщиной 0,2...
0,3 мм. В таких поверхностях охлаждения, как трубчато-ленточ-
ная, геометрия поверхности (воздушных каналов) хорошо форми-
руется, что обеспечивает возможность увеличения площади поверх-
ности охлаждения в единице объема сердцевины. Хорошим
примером является поверхность охлаждения алюминиевых радиа-
175
Рис. 91. Конструкции оребрения:
а — прерывистое треугольное; б — Z-образное жалюзийное; в — V-образное жалюзийное; г —
волнистые пластины
торов фирмы «Коврэд» (Великобритания), которая не только вы-
сокоэффективна, но и обеспечивает высокую экономичность выпус-
каемых радиаторов. Это объясняется в первую очередь использова-
нием алюминиевой ленты толщиной 0,10...0,13 мм и, кроме того,
Z-образной формой ленточной поверхности, в которой по сравнению
с треугольной формой в десятки раз увеличивается площадь тепло-
вого контакта с прямой поверхностью охлаждения, что обеспечива-
ет существенное снижение термического сопротивления при соеди-
нении пластин с оребрением даже синтетическими клеями.
В современных конструкциях поверхностей охлаждения с ореб-
рением широко используются различные методы интенсификации,
позволяющие значительно увеличить коэффициент теплоотдачи, а
следовательно, и коэффициент теплопередачи по сравнению с глад-
ким оребрением. Целесообразно применять прерывистое, жалюзий-
ное, волнистое и другие конструкции оребрения (рис. 91).
Исследования ВНИТИ и ПО ВТЗ позволили установить, что
применение в секциях оребрения из гладких гофрированных лент
дает возможность получить дальнейшее снижение термического
176
сопротивления со стороны воздуха за счет дополнительного уве-
личения степени оребрения. Гладкий профиль гофрированной ленты
не увеличивает степень турбулизации воздушного потока. Поэтому
целесообразны исследования различных конструкций ребер плас-
тинчатого и гофрированного типа в направлении выявления профи-
лей ребер, позволяющих ввести элемент рациональной турбулиза-
ции воздушного потока [11, 34].
В щелевых каналах теплообменников (трубчато-пластинчатых,
пластинчато-ребристых и др.) сравнительно просто организовать
волнистую поверхность, в том числе обеспечивающую последова-
тельное конфузорно-диффузорное течение теплоносителей. Такую
волнистую поверхность можно рассматривать как шероховатую, ко-
торая может обеспечить рациональное соотношение между тепло-
обменом и гидравлическими потерями [26].
Основное термическое сопротивление при течении теплоносите-
лей, в особенности газов, определяется в областях вязкого подслоя
и промежуточной, поэтому высота элементов шероховатости долж-
на быть соизмерима с толщиной этих слоев. Однако эта высота
должна зависеть также и от Re и Рг, уменьшаясь с их ростом. Шеро-
ховатость обеспечивает периодический отрыв, присоединение и
дальнейшее развитие пограничного слоя. Следует отметить, что
область присоединения характеризуется существенным ростом
теплообмена при сравнительно небольшом изменении сопротивле-
ния. Это позволяет нарушить аналогию Рейнольдса в пользу пере-
носа теплоты. Исследования показывают [26, 27], что целесооб-
разно создавать шероховатость с относительным шагом (S/h) Оит=
^=12...14 (рис. 91, г) [27]. Для расчета среднего коэффициента теп-
лоотдачи с некоторым приближением может быть использована
формула В. И. Гомелаури (при S/h^8) [27]:
NU>uf,=0,022 Re!&, Рг£47(Ргж/Ргс)».25еш,
где еш=ехрГо,85 (S^ont-l при S/h > (S/A)om;
L о/л j
еш=ехрГо,85—1 при S/h < (S/h)om,
L (*->/")опт J
которая получена в результате обобщения исследований теплоотда-
чи в трубах и кольцевых щелях.
Исследования также показывают, что соотношение между теп-
лообменом и сопротивлением зависит от формы выступов шерохова-
тости. Более обтекаемые формы обеспечивают лучшие энергетиче-
ские характеристики. Ожидаемое повышение теплоотдачи, как
показывают многочисленные исследования [26], находится в пре-
делах 25...40% в зависимости от параметров и формы шероховатос-
ти. Предложены трубчатые поверхности теплообмена с волнистыми
стенками [26], которые реализуют систему диффузор-конфузор. На
трубах участки конфузоров и диффузоров формируются накаткой
специальными роликами, т. е. достаточно просто. В таких трубах
177
теплоотдача при одинаковом сопротивлении может увеличиться в
1,5 раза [26].
При организации на ребрах теплообменных поверхностей вол-
нистости для использования эффекта присоединения пограничного
слоя могут быть образованы волнистые каналы двух видов (рис.
91, г). В каналах с периодическими сужениями и расширениями
теплоотдача потока теплоносителя больше на 10... 15% при одина-
ковом сопротивлении [11]. Теплоотдача в каналах с периодическим
расширением и сужением и в прерывистых каналах может быть оп-
ределена критериальным уравнением
Nu=0,01565 (<УЭ/8Р)0’19 (£/э//р)0’15 Re0-77
(/р — длина ребра вдоль потока; d3 — эквивалентный диаметр аэро-
динамического канала) [34]. Аэродинамическое сопротивление ка-
нала
\ 8р j \ Ip )
Интенсивность теплоотдачи такой поверхности по сравнению с
гладкой возрастает в 1,36...1,39 при увеличении сопротивления в
1,28...1,31 раза.
В связи с возросшими требованиями к системам охлаждения ди-
зелей новых тепловозов большой секционной мощности возникли
новые серьезные задачи:
дальнейшей разработки теоретических, технико-экономических
и энергетических основ расчетов и проектирования теплообменни-
ков с использованием ЭВМ;
оптимизации основных параметров конструкций и режимов ра-
боты теплообменников трубчато-пластинчатой, трубчато-ленточ-
ной, трубчато-ребристой и пластинчато-ребристой конструкций в ре-
зультате теоретических и дополнительных экспериментальных
исследований и создания принципиально новых конструкций тепло-
обменных устройств небольших размеров и массы, в том числе без-
радиаторных (регенеративных, роторно-пленочных и др. [31]) на
основе использования высокоэффективных поверхностей теплообме-
на с элементами шероховатости, волнистости, прерывистости кана-
лов;
проведение широких экспериментальных исследований теплооб-
менников с учетом влияния основных параметров конструкции и
режимов работы с целью получения руководящих технических ма-
териалов по их расчету, проектированию, изготовлению и испыта-
нию (методик, алгоритмов, ГОСТов и др.).
Глава 5
ВЕНТИЛЯТОРЫ
16. ОСНОВНЫЕ ЗАКОНОМЕРНОСТИ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ
ВЕНТИЛЯТОРОВ В СИСТЕМАХ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЕПЛОВОЗОВ
К вентиляторным установкам систем охлаждения тепловозов
предъявляются требования минимальных размеров и массы и мак-
симальной экономичности. Этим условиям в большей степени отве-
чают осевые вентиляторы.
Потери давления, связанные с перемещением воздуха, составля-
ют сопротивление сети системы охлаждения, в которой установлен
и перемещает воздух вентилятор. Для обеспечения требуемого уста-
новившегося расхода воздуха в сети необходимо, чтобы вентилятор
создавал давление, равное сопротивлению сети. Обычно сеть распо-
лагается на сторонах всасывания и нагнетания вентилятора, поэто-
му полное сопротивление сети Нс=рвс + рнаг (где рНаг— давление
нагнетания).
На основе закона сохранения массы расход воздуха через сеть
равен производительности вентилятора. Поэтому произведение со-
противления сети на расход воздуха в ней характеризует аэродина-
мическую мощность, передаваемую вентилятором потоку.
Полное давление, развиваемое вентилятором, представляет со-
бою разность средних значений полных давлений в сечениях перед
вентилятором и за ним pv = Po2—Poi и кроме того, полное давление
вентилятора pv = psv + pdv (psv и pdv — соответственно статическая и
динамическая составляющие давления).
Динамическое давление
p^=0,5PCa, (116)
где р — плотность воздуха; ca = Q/F(l—d2) —среднерасходная ско-
рость потока, выходящего из вентилятора (F = jrZ)2/4; d = d)D— от-
носительный диаметр втулки вентилятора), Q—производитель-
ность.
Для качественного и количественного анализа характера тече-
ния потока жидкости в каналах, неподвижных элементах и рабочем
колесе вентилятора широко используют уравнение Бернулли, кото-
рое по отношению к установившемуся движению несжимаемой вяз-
кой среде имеет вид
р14-0,5рс?=р24-0,5рс!-|-Дро — prv, (117)
где р\ и р2 — статическое давление соответственно перед вентилято-
ром и за ним, Па; Ci и Сг — соответственно скорость движения возду-
179
ха перед вентилятором и за ним, м/с; Ар0 — потери полного давле-
ния в трубопроводе, Па; ртг) — теоретическое изменение полного
давления потока на участке между входом в вентилятор и выходом
из него, Па.
Для установления связи между мощностью, подведенной к валу
вентилятора, и параметрами потока, изменяющимися при прохож-
дении его через рабочее колесо, используют уравнение Эйлера. Оно
является следствием теоремы о моменте количества движения и
описывает мощность dN (теоретическое давление), приходящуюся
на единицу секундного объема воздуха:
dN/dQ=prv=?u(c2u — clu), (118)
где и — окружная скорость вентилятора, м/с; ciu и с2« — тангенци-
альные составляющие скорости потока воздуха в сечении перед
вентилятором и за ним, м/с.
Из уравнения (118) следует, что если бы в вентиляторе не было
потерь, то вся подведенная к нему мощность расходовалась бы на
увеличение полного давления потока при данном значении секунд-
ного объема воздуха, и вентилятор развивал бы давление, равное
теоретическому давлению pTv.
При Ciu = 0 (отсутствие тангенциальной составляющей скорости
воздуха перед вентилятором) уравнение упрощается: рТг> = р«с2гг.
Изучение и расчет осевых вентиляторов основаны на использо-
вании теории плоских решеток и на опытных данных по продувке
[5]. Плоская решетка получится, если осевой вентилятор рассечь
цилиндрическими соосными поверхностями, ось которых совпадает
с осью вентилятора, а затем цилиндрическую поверхность развер-
нуть на плоскость. Основными характеристиками являются густота
решетки x=bft (b — хорда профиля, t— шаг), угол установки про-
филя 9, образованный хордой профиля и фронтальной плоскостью
решетки, и конфигурация профиля. Поток, протекающий через
плоскую решетку, характеризуется треугольниками скоростей (см.
рис. 50).
Взаимодействие потока и решетки определяется теоремой Жу-
ковского, основанной на предположении, что при обтекании профи-
ля решетки потоком вокруг профиля возникает циркуляция, под
действием которой происходит отклонение потока от направления
его движения перед решеткой, в результате чего струйки плавно
сходят с задней кромки профиля. В общем виде циркуляция опре-
деляется как сумма произведений длин отрезков ds некоторого про-
извольного контура и проекций на эти отрезки соответствующих
скоростей движения жидкости (wcosy) (см. рис. 50):
Л = w cos yds.
Согласно этой теореме, на профиль в решетке, обтекаемой вяз-
кой несжимаемой жидкостью, действуют циркуляционная сила
Жуковского G (теоретическая подъемная сила), направленная нор-
мально к средней скорости потока w, G = pFw [w = V'wu-j-Wa',‘Wu=
180
= 0,5(^lu + &y2«); wa=0,5(wia + w2a)—проекция средней относи-
тельной скорости потока на осевое направление; wia и w2a— про-
екции относительных скоростей на осевое направление перед вхо-
дом в решетку и за ней] и осевая сила сопротивления Гa — tApo, на-
правленная нормально к фронтальной линии решетки.
Циркуляция Г может быть определена через проекции относи-
тельных скоростей потока (wi и w2) на плоскость вращения перед
решеткой и за ней: r = t(wlu—w2u).
Проекция равнодействующей R' сил G и Fa на осевое направле-
ние а представляет собой силу тяги Ra — prwu + t\po, а на направ-
ление оси и — силу сопротивления вращению Ru — pFwa.
Проекция силы R' на направление G — Ry называется подъем-
ной силой, а на направление w — Rx — лобовым сопротивлением.
Аэродинамическое качество профиля характеризует коэффици-
ент [L = RxIRy‘, обычно ц = 0,025...0,065.
При расчетах профиля пользуются коэффициентами подъемной
силы су, профильного сопротивления сх и силы сж:
Cy=Ry/(Q,5bpw2)-, cx=Rx/(0,5b?w2);
cx=G/(Q,5bpw2).
Проектирование осевых вентиляторов основано на условии пос-
тоянства циркуляции вокруг профиля лопасти: Г=2п7?лс2иД = const,
что равнозначно условию
rcw=const, (119)
где c2uR — тангенциальная составляющая скорости воздуха за вен-
тилятором на радиусе /?л.
Это означает, что поток проходит через колесо по цилиндриче-
ским, соосным с ним, поверхностям без перетекания воздуха по ра-
диусу, и требуется закручивание профиля лопасти.
На основании уравнений (118) и (119) можно получить зависи-
мость для полного теоретического давления: pTV = puc2u — pwrc2u =
= const, которое постоянно по сечению и не зависит от радиуса в
отличие от статического давления, переменного по радиусу (умень-
шается к центру).
Работа осевого вентилятора сопровождается потерями давле-
ния, которые приводят к уменьшению полезного напора, полезной
мощности и ухудшению других характеристик.
Потери в лопастном венце обычно сосредоточены вблизи втулки
и кожуха. В соответствии с этим и КПД изменяется по длине ло-
пасти. Все потери вентилятора можно условно разделить на про-
фильные и дополнительные. Профильные потери зависят от формы
и качества выполнения лопастей, от нагрузки решетки и величины
и направления средней скорости. Дополнительные потери в венти-
ляторе связаны с трением воздуха о поверхность втулки и кожуха,
вихреобразованием в пограничном слое, а также наличием ради-
ального зазора между лопастями и корпусом.
181
Рассмотренные потери давления определяют КПД вентилятора:
г| = 1—Арк/Рти (Арк — суммарные потери давления в вентиляторе,
Па).
Определяющее влияние на экономичность вентилятора оказыва-
ют относительный зазор между лопастями и корпусом, который
должен быть минимальным. Плавное сужение коллектора на входе
сводит к минимуму потери вследствие отрыва потока от стенки кор-
пуса и образования вихрей.
При изучении процессов, происходящих в вентиляторах, и полу-
чении их аэродинамических характеристик важную роль играет
теория подобия, которая обосновывает правомерность применения
метода моделирования.
Для осевых вентиляторов при геометрическом подобии модели и
натуры при равенстве Re характерно динамическое подобие (Re =
= bwlv), а кинематическое подобие — при равенстве коэффициентов
осевой скорости фа = са/и; (здесь b — хорда лопатки рабочего коле-
са, м; w — средняя скорость потока в относительном движении на
среднем радиусе, м/с; са — средняя осевая скорость в проточной
части, м/с; и — окружная скорость вентилятора, м/с).
В этом случае геометрически подобные вентиляторы имеют од-
ну и ту же безразмерную аэродинамическую характеристику, кото-
рая не зависит от размеров, частоты вращения п вала вентилятора
и плотности воздуха.
Для вентиляторов с одним рабочим колесом при Re^2-105 на-
ступает режим автомодельности, при котором изменение режима
практически не нарушает механического подобия потоков. Следст-
вием механического подобия потоков является равенство коэффи-
циентов давления ф, потребляемой мощности Z и КПД rj вентиля-
тора.
Для выбора вентиляторов по безразмерным характеристикам
используют параметры быстроходности ny—Q'4pv4= 138 (ф,/з/ф3/4)
и габаритности Dy= (pv'/4/Q3/A) £) = 0,56 (ф1/4/ф1/з), которые получают
из уравнений производительности и давления.
В системах охлаждения тепловозов применяют, как правило,
одноступенчатые вентиляторы, для которых в точках их максималь-
ного полного КПД пу>75. Габаритность одноступенчатых вентиля-
торов в точках их максимального КПД изменяется в пределах
0,55... 1,2. Для каждого типа аэродинамической схемы вентилятора
характерен некоторый диапазон значений пу и Dy. По заданной
быстроходности пу может быть определен диаметр вентилятора пу-
тем наложения кривой
ф=(138//гр4/3ср2/3 (120)
на безразмерную характеристику вентилятора, у которого быстро-
ходность близка к заданной, по зависимости
D=2,9VQ/(n^.
(121)
182
При этом выбирать рабочую точку следует не только по КПД
вентилятора, допустимой величине диаметра, но и по запасу давле-
ния до срывного режима работы вентилятора
^ = (Фср/Ф) (?/?ср)2-
Аналогичным образом по заданному диаметру вентилятора мож-
но, пользуясь зависимостью (120) и безразмерной характеристи-
кой, определить частоту вращения п по уравнению (121).
17. ВЕНТИЛЯТОРЫ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Охлаждающие устройства дизелей магистральных тепловозов
отечественного и зарубежного производства оборудованы вентиля-
торами осевого типа. Так, на тепловозах серии ТЭЗ, ТЭМ1 и ТЭМ2
применяется шестилопастный осевой вентилятор типа У с относи-
тельным диаметром втулки d = 0,437 и углом установки лопастей
0 — 20°. Лопасть вентилятора имеет постоянную ширину, незакру-
чена, обтекаемого профиля.
На тепловозах последующих выпусков (ТЭ10, 2ТЭ10Л, ТЭП60,
М62, ТЭ109, 2ТЭ116, ТЭП70, 2ТЭ121 и др.) применен осевой венти-
лятор ЦАГИ типа УК-2 или его модификация УК-2М (рис. 92, а) по
ОСТ 24.140.08—72. Вентилятор УК-2М. отличается от УК-2 тем, что
с целью упрощения технологии изготовления его лопасти имеют по
длине линейный закон крутки. При этом аэродинамические харак-
теристики вентиляторов УК-2 и УК-2М одинаковы (рис. 92, б).
Преимущественное применение вентиляторов осевого типа объ-
ясняется тем, что в охлаждающем устройстве дизеля тепловозов
необходимо перемещать значительное количество воздуха при от-
носительно небольшом сопротивлении сети. Режимы работы таких
вентиляторов обычно соответствуют значениям быстроходности
п,=п (^Q/r'TT3) > 160, (122)
где Н — номер вентилятора.
Первоначально на тепловозах с электропередачей постоянного
чока привод вентилятора осуществлялся непосредственно от вала
дизеля через регулируемые муфты различной конструкции. Это оп-
ределяло преимущественное применение в охлаждающем устройст-
ве дизеля моновенторной установки. С внедрением передачи пере-
менно-постоянного тока появилась возможность использования в
качестве привода электродвигателя переменного тока. Целый ряд
преимуществ электропривода переменного тока определил возмож-
ность применения нескольких вентиляторных установок в одном
охлаждающем устройстве; важнейшим из них является возмож-
ность встраивания электропривода во втулку вентилятора.
Влияние геометрических и конструктивных параметров элемен-
тов вентиляторной установки на ее эффективность не поддается
теоретическому анализу. По условиям компоновки верхние жалюзи
обычно располагают довольно близко к вентиляторному колесу.
Створки их омываются неравномерным потоком в зависимости от
18;
режима работы и угла установки лопастей, что усложняет опреде-
ление потерь в них обычным путем. Для определения потерь прово-
дят сравнение экспериментальных характеристик вентиляторной
установки с различными элементами как на входе, так и на выходе.
Испытания вентиляторных установок (рис. 93), аэродинамиче-
ские схемы которых можно рассматривать как обобщенные для теп-
ловозов, позволили определить их аэродинамические характеристи-
ки при работе в специфических условиях охлаждающих устройств
с учетом влияния основных параметров и элементов конструкций
(формы коллектора, жалюзи, сетки и др.).
184
Рис. 93. Аэродинамические схе-
мы вентиляторных установок
(размеры в % D):
а — типовые схемы (без жалюзи, с
жалюзи н с решеткой); б — венти-
ляторная установка тепловоза
2ТЭ116; в — вентиляторная установ-
ка тепловозов типа ТЭ109; 1—эл-
липтический обтекатель; 2 — опора;
3 — плавный коллектор; 4 — обечай-
ка; 5 — рабочее колесо; 6 — жалю-
зи; 7 — переходник
185
Рис. 94. Аэродинамические характеристики и схемы вентилятора типа УК-2М
с коллектором.
/ — круглым; 2—коническим; 3 — четырехгранным; 4 — без коллектора
Установлено, что форма входного коллектора оказывает значи-
тельное влияние на характеристику вентиляторной установки типа
УК-2М (рис. 94). Наиболее рациональна плавная форма с радиу-
сом скругления R = 0,2 D (рис. 94, /). Однако применить подобный
коллектор в охлаждающих устройствах при большом диаметре ра-
бочего колеса не представляется возможным.
В тепловозостроении применяют схемы вентиляторных устано-
вок с коллекторами двух типов: коническим (рис. 94, 2) и четырех-
гранным (рис. 94, 3). Иногда же входную кромку обечайки венти-
лятора делают скругленной с малым радиусом (^0,1 D).
Влияние формы входного коллектора на аэродинамическую ха-
рактеристику вентилятора различно в зависимости от угла 9 ус-
тановки его лопастей, коэффициента ср безразмерного расхода и
наличия жалюзи или сетки за вентиляторным колесом. Для вен-
тиляторной установки охлаждающего устройства дизеля теплово-
за рациональным является коллектор конической формы, который
незначительно (на 2... 3%) уступает по экономичности круглому,
но более прост в изготовлении.
186
Эффективная работа вентилятора зависит не только от формы
коллектора, но и от формы обтекателя втулки (кока). Отсутствие
кока отрицательно сказывается на характеристиках вентилятора,
приводя к резкому снижению давления и КПД. Наилучшей формой
кока является сферическая или эллиптическая 1 (рис. 93) [5].
В охлаждающих устройствах арочного или крышевого типа роль
кока выполняет обтекатель подпятника. Так, охлаждающие устрой-
ства тепловозов 2ТЭ10Л и М62 оборудованы обтекателями подпят-
ника, представляющими собой цилиндр, продолжающий втулку
вентилятора до пересечения с аркой. Он, выполняя роль кока, по-
зволяет в условиях сети охлаждающего устройства увеличить про-
изводительность вентилятора в среднем на 2 ... 3%.
Характерной особенностью охлаждающего устройства всасыва-
ющего типа является двусторонний подвод воздуха к вентилятору.
В результате возникает окружная неравномерность потока перед
рабочим колесом. Исследование влияния этого фактора на харак-
теристику вентиляторной установки показало, что расстояние I от
верхней точки внутреннего обвода (арки) до плоскости рабочего
колеса должно составлять не менее 0,3 D. В этом случае арка прак-
тически не оказывает влияния на аэродинамические качества вен-
тилятора.
Одной из конструктивных особенностей охлаждающего устрой-
ства является наличие жалюзи за вентилятором. На всех отечест-
венных магистральных тепловозах верхние жалюзи представляют
собой решетку из параллельных створок (рис. 93, а). Этот элемент
по условиям компоновки устанавливают в непосредственной близос-
ти (менее 0,1 D) от плоскости вращения рабочего колеса, где воз-
душный поток, выходящий из лопастной системы, максимально
закручен. Это увеличивает аэродинамическое сопротивление жа-
люзи по сравнению со случаем продувки их нормальным пото-
ком.
В условиях работы вентиляторной установки коэффициент аэ-
родинамического сопротивления жалюзи зависит от Re, числа
лопастей гл колеса и угла их установки 0, от типа вентилятора
и расстояния жалюзи от рабочего колеса. Такую зависимость
£® = f(Re, гл, 9) математически очень сложно представить каким-
либо обобщенным уравнением. Поэтому жалюзи, сетки и другие
элементы, расположенные за вентиляторным колесом, целесооб-
разно относить к элементам вентиляторной установки. Максималь-
ные значения КПД и кривые давления аэродинамических характе-
ристик при этом сдвигаются в зону меньших значений производи-
тельности Q. По сравнению с «чистой» (отсутствие за рабочим
колесом этих элементов) схемой радиально расположенные прутки
(тепловозы типа ТЭ109, рис. 93, в) уменьшают значение макси-
мального КПД на 0,08...0,12, жалюзи, расположенные под некото-
рым углом к плоскости вращения рабочего колеса (тепловозы типа
2ТЭ116, рис. 93, б) уменьшают значение Цтах на 0,08...0,18, а распо-
ложенные параллельно плоскости рабочего колеса (тепловозы типа
2ТЭ10Л и др. (см. рис. 12) —на 0,205...0,265 (рис. 95).
187
Рис. 95. Аэродинамиче-
ская характеристика вен-
тиляторной установки
УК-2М (5=0,45; г=8)
с плавным коллектором:
--------R = O,1D, с эллип-
тическим обтекателем;
--------7? = O,1L>, с эллипти-
ческим обтекателем и решет-
кой; — •----/? = 0,Ю, с эл,-
липтическим обтекателем и
наклонными жалюзи;
— ----R = 0,2D, со сфери-
ческим обтекателем и жа-
люзи, расположенными в
плоскости рабочего колеса
Проведенные исследования показали, что влияние жалюзи на
характеристику вентилятора тем существеннее, чем больше угол
установки его лопастей и коэффициент безразмерного расхода ф.
Так, в схеме с плавным коллектором после установки жалюзи мак-
симальное значение КПД вентилятора уменьшается соответственно
для 0=15° примерно на 14% (с 73 до 59%), а для 0 = 35° на 32%
(с 83,5 до 51,1%). Характерно, что в схемах с верхними жалюзи с
увеличением угла установки лопасгей и производительности венти-
лятора его максимальный КПД вначале увеличивается, а затем
уменьшается, тогда как в схемах со свободным выходом воздушно-
го потока — увеличивается. Необходимо отметить также, что чем
совершеннее форма коллектора, тем существеннее влияние жалю-
зи. Так, в схеме с круглым коллектором и с 0 = 35° при наличии жа-
люзи максимальное значение КПД вентилятора уменьшается при-
мерно на 32%, а в схеме без коллектора, но с тем же углом установ-
ки лопастей, — всего на 15%.
Одним из методов уменьшения потерь в этом элементе вентиля-
торной установки является замена существующей конструкции жа-
люзи (см. рис. 93, а) на радиальные жалюзи — спрямляющий
аппарат (СА-Ж), плоскости створок которого выполнены по дуге
(рис. 96, а). Однако сравнительные стендовые испытания холодиль-
ника тепловоза 2ТЭ10Л, оборудованного вентилятором УК-2М
188
(6 = 20°), имеющим серийные жалюзи с параллельными створками
или радиальные жалюзи — спрямляющий аппарат, показали, что
по сравнению с вариантом без жалюзи при наличии серийных жа-
люзи производительность вентилятора уменьшается примерно на
6%, а при применении спрямляющего аппарата (СА-Ж) производи-
тельность вентилятора практически не изменяется, но при отклоне-
нии угла установки створок СА-Ж от расчетного на 5... 10° произво-
дительность вентилятора заметно снижается.
Вентиляторные установки охлаждающих устройств с V-образ-
ным расположением панелей радиаторов имеют ряд конструктив-
ных особенностей. Во-первых, ограниченность пространства не да-
ет возможности применить один вентилятор с большим диаметром
колеса, как в охлаждающих устройствах арочной конструкции,
поэтому обычно применяют два-три вентилятора, имеющих колесо
/)= 1,0... 1,2 м. Во-вторых, из-за отсутствия внутреннего обвода
шахты охлаждающего устройства возникает необходимость кре-
пить подпятник вентилятора к его обечайке или коллектору. Это
можно осуществить или при помощи плоских ребер (опорных ба-
лок— ОБ), или, как на многих зарубежных тепловозах, при помо-
щи неподвижного направляющего аппарата — НА (рис. 96, б).
Аэродинамические характеристики двух испытанных вариантов
вентиляторных установок охлаждающего устройства с V-образным
27 19
Рис. 96. Аэродинамические схемы и характеристики вентиляторных установок
УК-2М:
а — со спрямляющим аппаратом — жалюзи (СА-Ж); б — с направляющим аппаратом (НА)
или опорными балками (ОБ); в — аэродинамические характеристики; вариант 1 — с НА
(zha=7); вариант 2 — с ОБ (zqB=6)
189
Рис. 97. Жалюзи с убира-
ющимися створками:
1 — подвижные створки; 2 — бо-
ковые направляющие; 3 — при-
вод (пневмо- или гидроцилинд-
ры, винт с гайкой); 4 — оси со
втулками; 5 — пазы боковых на-
правляющих; 6 — ведущая
створка; 7 — роликовые упоры
расположением панелей тепловоза типа ТЭ109 (У300, У400) при-
ведены на рис. 96, в. При наличии НА значительно увеличивается
полное давление, развиваемое вентилятором. При этом макси-
мальное значение КПД практически не изменяется, а мощность,
затрачиваемая на привод вентилятора, соответственно увеличива-
ется. В результате применения НА представляется возможным на
3...50 уменьшить угол 0 установки лопастей рабочего колеса, обес-
печив при этом заданный режим работы вентилятора. С уменьше-
нием же угла 0 вентилятор, как показали испытания, становится
менее чувствительным к влиянию различных элементов его аэро-
динамической схемы.
Наличие ОБ практически не влияет на максимальное значение
КПД вентилятора, однако эти значения соответствуют меньшей
производительности Q. При этом давление, развиваемое вентиля-
190
тором, при углах установки лопастей 0 = 20...30° уменьшается в
среднем на 5... 15 %.
Наиболее радикальное средство уменьшения потерь на выходе
из вентиляторной установки — замена жалюзи сеткой или допол-
нение их убирающимися створками. Одна из возможных конструк-
ций жалюзи такого типа приведена на рис. 97. Жалюзи содержат
две группы створок 7, сдвигающихся параллельно плоскости за-
крываемого отверстия по направляющим 5 с помощью гайки,
перемещающейся по винту, или пневмоцилиндров 3. В каждой
группе створок имеется одна ведущая створка 6 и несколько ведо-
мых 2. Усилия от одной створки к другой передаются с помощью
выступов. Для более плотного закрытия ведущие створки имеют
уплотнение. В процессе открытия жалюзи происходит очистка по-
верхности последующей створки от снега и твердых частиц. Для
исключения заклиниваний и перекосов ведущие створки оборудо-
ваны направляющими роликами 7. Такие жалюзи не оказывают
влияния на характеристики вентиляторной установки.
В процессе исследования влияния основных элементов вентиля-
торной установки на ее аэродинамические характеристики опреде-
лялась целесообразность использования на выходе специального
кольцевого диффузора, который позволяет уменьшить сопротивле-
ние выходного канала, потери с выходной скоростью и создать
сравнительно простую конструкцию верхних жалюзи (рис. 98).
Испытания вентиляторной установки с таким устройством на
выходе показали, что диффузор должен содержать коллектор с
радиусом скругления /?^0,057) и подвижный элемент в виде экра-
на диаметром D3:^D + 2R с рядами цилиндрических штоков, под-
нятых при работающем вентиляторе над плоскостью неподвижной
части крыши на высоту /г= (0,125...0,175)7). Открытие такой кры-
ши-жалюзи может осуществляться как вспомогательным приво-
дом, так и воздействием выходящего потока воздуха.
Анализ результатов испытаний, проведенный по отношению к
охлаждающему устройству
дизеля тепловозов 2ТЭ121,
позволил установить, что
применение в вентилятор-
ных установках крыш-жалю-
зи позволяет уменьшить за-
траты мощности на привод,
рациональное значение ок-
ружной скорости и концов
лопастей, срывную зону и
увеличить напор вентилято-
ра (рис. 99).
Рис. 98. Вентиляторная установка
с крышей-жалюзи:
1 — подвижная крышка; 2 — шток; 3 —
неподвижная крышка; 4 — коллектор;
5 — внутренний обтекатель
191
Рис. 99. Аэродинамическая ха-
рактеристика вентиляторной
установки с рабочим колесом
(типа УК-2М):
------- — с крышей-жалюзи;
--------- с жалюзи серийной конст-
рукции
вентилятором, уменьшается, а полный
Применение крыши-
жалюзи с экраном D3Z>
>1,2/) позволяет умень-
шить затраты мощности
на привод вентилятора на
5... 10% по сравнению со
случаем, когда жалюзи
отсутствуют.
Таким образом, иссле-
дования показывают, что
аэродинамические каче-
ства вентилятора в зна-
чительной степени зави-
сят от элементов воздуш-
ного тракта охлаждающе-
го устройства, образу-
ющих вместе с рабочим
колесом вентиляторную
2 установку.
Известно, что с умень-
шением числа лопастей
давление, развиваемое
КПД увеличивается [5].
В связи с этим были получены аэродинамические характеристики
вентиляторной установки типа УК-2М с различным числом лопа-
стей колеса (гл = 8,6 и 4) для различных вариантов аэродинами-
ческой схемы охлаждающих устройств тепловозов. Наложением
характеристики сети этих устройств на соответствующие аэроди-
намические характеристики вентиляторных установок (с гл = 8,6 и
4) определено для них оптимальное число лопастей колеса венти-
лятора. Так, в охлаждающем устройстве тепловоза 2ТЭ10Л целе-
сообразно применить шестилопастный вентилятор вместо восьми-
лопастного при соответствующем увеличении угла установки ло-
пастей (с 23 до 26°). Это позволяет уменьшить массу колеса при-
мерно на 24 кг и затраты мощности на привод примерно на 3,5%.
Проведенные исследования показали целесообразность замены
восьмилопастных колес вентиляторных установок УК-2М шестило-
пастными в охлаждающих устройствах дизеля других тепловозов,
в том числе тепловозов большой секционной мощности.
Однако выбор оптимального числа лопастей вентиляторов, так
же как и выбор оптимальной частоты вращения, необходимо про-
водить по отношению к каждому конкретному тепловозу в резуль-
192
Рис. 100. Аэродинамические
характеристики вентилятор-
ной установки Т-13М (5=
= 0,45; 2Л = 6)
л
тате наложения характеристики сети на соответствующие аэроди-
намические характеристики вентиляторной установки. При этом
следует иметь в виду, что если даже при уменьшении числа лопас-
тей не снижается мощность, затрачиваемая на привод вентилято-
ров, то снижаются масса рабочего колеса и соответственно дина-
мические нагрузки в его элементах и себестоимость изготовления.
На структуру воздушного потока перед вентилятором значи-
тельное влияние оказывает режим его работы. На оптимальном
режиме работы (ф=ф0Пт), когда т)=т]шах, вентиляторы имеют, как
7—1627 193
Рис. 101. Аэродинамиче-
ские характеристики вен-
тиляторов с плавным
коллектором без жалюзи:
------ Т-13М-----------
УК-2М
правило, равномерное распределение скорости са в ометаемом
сечении. На режимах, отличных от ф0Пт, появляется неравномер-
ность скорости вдоль радиуса. Для вентилятора УК-2М оптималь-
ным является режим ф = 0,3 ... 0,32. В условиях же сети охлаждаю-
щего устройства вентилятор работает обычно на режимах ф = 0,2...
0,22, а на новых тепловозах — на режимах ф = 0,14 ... 0,2. При сме-
щении рабочей зоны в эту область КПД установки уменьшается до
0,65... 0,70. В связи с этим для охлаждающих устройств новых теп-
ловозов было рассчитано несколько вариантов специальных тепло-
возных вентиляторов, изготовлены их модели и проведены испыта-
ния. Более эффективными из них оказались вентилятор Т-13 с плос-
ким профилем лопасти (по типу вентилятора УК-2М), постоянной
относительной толщиной 5=0,10, шириной хорды 5 = 0,436 и мо-
дификация этого вентилятора Т-13М, отличающаяся от Т-13 пере-
менной относительной толщиной профиля, изменяющейся от с—
= 0,12 у корня лопасти до 5=0,05 на периферии. Аэродинамиче-
ские характеристики этих двух вентиляторов практически не разли-
чаются. Характеристики вентилятора Т-13М с плавным входным
коллектором и жалюзи представлены на рис. 100.
Из характеристик, приведенных на рис. 101, видно, что специ-
альный тепловозный вентилятор Т-13М, на первый взгляд, не име-
ет преимуществ перед вентилятором УК-2М, так как кривые rj =
= f(q>) практически совпадают, однако при одних и тех же углах
установки лопастей он развивает большее давление. Поэтому одни
194
и те же параметры работы ф и ф реализуются при меньших углах
установки, а следовательно, при большем КПД. При работе вен-
тиляторов Т-13М (2л = 6) и УК-2М (гл = 8 и 6) без жалюзи в сети
охлаждающего устройства тепловоза 2ТЭ121 секционной мощно-
стью 2940 кВт (Q = 35 м3/с; //в = 91,4 Па; р = 0,1014 кг/м3) более
эффективным является первый из них (рис. 102). Такое же преиму-
щество имеет вентилятор Т-13М по сравнению с вентилятором
УК-2М (гл = 8) при работе его в охлаждающем устройстве дизеля
тепловоза ТЭП70 секционной мощностью 2940 кВт.
Все это доказывает целесообразность применения в охлаждаю-
щих устройствах тепловозов специальных тепловозных вентилятор-
ных установок, в том числе с меридианальным ускорением потока
[37].
Испытания вентиляторных установок охлаждающих устройств
нагнетательного типа показали, что при наличии диффузора не-
сколько изменяется наклон характеристик ip = fi (ф) и кривые пере-
мещаются Л5 = /2(ф) вправо (рис. 103). Установка блока радиатора
смещает характеристики влево. При этом увеличение глубины (со-
противления) радиаторов в 1,5...2 раза практически не изменяет ха-
рактеристик вентиляторной установки. Таким образом, радиатор
не только увеличивает аэродинамическое сопротивление охлаждаю-
щего устройства, но и ока-
зывает влияние на характе-
ристики вентилятора.
В коротком диффузоре
за вентилятором поток воз-
духа не успевает расширить-
ся. Поэтому поле скорости
воздуха по фронту панели
радиатора, как показали ис-
пытания, характеризуется
значительной неравномер-
ностью (ew—2 ... 2,4). Осо-
бенно сказывается «теневое»
влияние втулки вентилято-
ра. Увеличение длины диф-
фузора Ад в возможных пре-
делах (с 0,233 до 0,316)
практически не изменяет
характера полей скорости
воздуха по фронту панели
радиатора. Не оказывает
Рис. 102. Зависимость потребляемой мощ-
ности N, КПД т] и угла установки лопастей
9 от окружной скорости и колеса вентиля-
тора при работе его без жалюзи в охлаж-
дающем устройстве тепловоза типа
2ТЭ121:
--------Т-13М (гл=6);--------УК-2М (гл = 6);
-------------------УК-2М (гл = 8)
существенного влияния на
поле скорости и изменение
относительного диаметра
втулки вентилятора d в диа-
пазоне 0,3... 0,5.
С увеличением произво-
дительности вентилятора по-
7*
195
ле скорости воздуха по фронту значительно выравнивается. По-
этому неравномерность поля скорости воздуха может быть умень-
шена выбором рационального режима работы вентиляторной ус-
тановки.
Установка внутри соединительного диффузора блока из пяти
разделительных конических вставок, рассчитанных из условия обес-
печения равенства расходов через образуемые ими кольцевые кана-
лы, несколько увеличивает статический напор и КПД вентилятор-
ной установки и уменьшает в 1,6 раза неравномерность полей ско-
рости в радиаторе.
Форма обтекателя за втулкой вентилятора, работающего в бло-
ке нагревательного типа, практически не оказывает влияния на его
аэродинамические характеристики и на распределение скорости воз-
духа по фронту радиатора.
Анализ результатов испытаний вентиляторной установки нагне-
тательного типа с вентилятором Т-13М показывает, что по сравне-
нию с вентилятором УК-2М вентилятор Т-13М при одних и тех же
углах установки лопастей позволяет создать большее давление, а
максимальные значения его статического КПД больше на Дт]Ст =
= 0,03...0,08.
Блок охлаждающего устройства нагнетательного типа практи-
чески не оказывает влияния на развиваемое вентилятором Т-13М
давление при углах установки лопасти 0= 15...25°. Изменяются лишь
196
несколько формы кривых т]ст=/!(ф), и максимальное значение т]Ст
уменьшается примерно на Дт]ст = 0,03. Это свидетельствует о том,
что эффективным путем повышения экономичности вентиляторных
установок нагнетательного типа является создание специального
тепловозного вентилятора, рассчитанного на ф и ф, соответствую-
щие определяющему режиму работы.
Известно, что при работе вентилятора на всасывание в проходя-
щем потоке воздуха его характеристики улучшаются, так как при
Рис. 104. Аэродинамическая характери-
стика вентилятора УК-2М (9=15°) при
выходе воздуха в проходящий поток
Рис. 105. Аэродинамическая характе-
ристика вентилятора типа УК-2М в
присутствии набегающего потока
(£и = 0,65):
1 — “=0,0324; 2 —_х=0,095; 3 — Г=0,157; 4 —
х=0,282
7*—1627
197
Рис. 106. Аэродинамическая характеристика
вентилятора типа УК-2М при ии = 0,32 и
различной высоте козырька
всасывании вентилятором воздуха
из проходящего потока частично ис-
пользуется его кинетическая энер-
гия.
При исследовании аэродинами-
ческих характеристик вентилятор-
ных установок в присутствии прохо-
дящего потока установлено, что
взаимодействие потоков воздуха, вы-
ходящего из вентилятора и прохо-
дящего вдоль кузова, оказывает
различное влияние на характеристи-
ки вентилятора в зависимости от от-
носительной скорости vu (рис. 104).
При небольших значениях vu (vu^Z
^0...0,4) набегающий поток оги-
бает выходящую из вентилятора
струю, за ней образуется зона раз-
режения, и давление, развиваемое
вентилятором, увеличивается. По
мере увеличения vu (utt = 0,4 ... 1,2)
набегающий поток прижимает вы-
ходящую струю воздуха к крыше
тепловоза и оказывает тем самым
дросселирующее воздействие на нее.
В результате значительно уменьша-
ется давление, развиваемое венти-
лятором, и его КПД.
По ряду причин вентиляторное колесо может устанавливаться
на различном расстоянии х от выходной кромки наружной обечай-
ки. В диапазоне значений vu = 0...0,2 влияние параметра (х = 0,03...
0,3) незначительно, и им можно пренебречь. С увеличением относи-
тельной скорости (г7и>0,2) дросселирующее воздействие проходя-
щего потока становится тем больше, чем больше расстояние х
(рис. 105). Поэтому при проектировании вентиляторных установок
расстояние х следует принимать не более 0,03.
Применение в вентиляторной установке жалюзи с параллельно
расположенными (вдоль или поперек проходящего потока воздуха)
или радиальными створками при размещении верхней кромки обе-
чайки в плоскости крыши тепловоза (экрана) не изменяет харак-
тера влияния проходящего потока воздуха на аэродинамические
характеристики вентилятора.
Характеристики вентиляторной установки с радиальными жалю-
зи были получены и для случая расположения обечайки жалюзи
над плоскостью экрана. Кривые полного давления, КПД и мощно-
198
сти в этом случае проходят выше аналогичных кривых, соответст-
вующих vu = b. Это объясняется обтеканием проходящим потоком
воздуха цилиндрической обечайки жалюзи, при котором за обечай-
кой образуется область разрежения.
С целью уменьшения дросселирующего воздействия набегаю-
щего потока вентиляторная установка была оборудована козырь-
ком обтекаемой формы (в виде полуцилиндра), относительная вы-
сота которого изменялась в пределах (0,105...0,5) D. Результаты
испытаний такой вентиляторной установки позволили установить
следующее (рис. 106)._При небольших значениях vu (5u<0,32)
увеличение высоты до й = 0,25 приводит к существенному улучше-
нию характеристик. Дальнейшее увеличение Ть эффекта не дает. При
больших значениях vu увеличение h свыше 0,25 существенно улуч-
шает характеристики вентилятора, что объясняется увеличением
зоны разрежения за козырьком и уменьшением дросселирующего
воздействия набегающего потока воздуха. Однако в реальных ус-
ловиях оборудование тепловоза козырьками обтекаемой формы,
выдвигаемыми и убираемыми в зависимости от направления дви-
жения тепловоза, связано с определенными трудностями.
Полное давление Hv, развиваемое вентилятором, при выпуске
в проходящий поток можно рассматривать как алгебраическую
сумму полного давления pv при 5ы=0 и слагаемого AHv = f(6, vu),
обусловленного этим потоком, т. е. Hv = pv + &HV.
На основании математической обработки результатов испыта-
ний вентиляторных установок типа УК-2М получено уравнение,
справедливое при г7и>0,6,
дфг,= (-0,82 4-5,5204-2,95^ + 9,720^—8,1402-15,2-Й) ю-2.
Эта зависимость пригодна для определения вентиляторных
установок как без жалюзи на выходе, так и с жалюзи, имеющими
плоские параллельные створки, когда они установлены на одном
уровне с крышей.
С целью уменьшения дросселирующего воздействия проходяще-
го потока рекомендуется вентиляторное колесо располагать на рас-
стоянии не более 0,03 D от выходной кромки наружной обечайки.
18. ВЕНТИЛЯТОРЫ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЯГОВЫХ
ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН И ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЕЙ
Тяговые электрические машины (ТЭМ) и электрические аппара-
ты (ЭА) тепловозов охлаждаются атмосферным воздухом [51].
Для очистки, перемещения и распределения воздуха предназначены
устройства, составляющие систему охлаждения, основными элемен-
тами которой являются вентиляторы, фильтры, воздухозаборные
устройства и воздухопроводы.
Тип вентилятора, применяемого в системе охлаждения, диаметр
и частота вращения его рабочего колеса обусловлены расходом
воздуха через систему и ее аэродинамическим сопротивлением. При
этом необходимый для данной электрической машины или аппара-
7** 199
та расход воздуха является заранее известной величиной, которую
устанавливает завод-изготовитель. Сопротивление системы зависит
от геометрических параметров воздушных каналов, а также от аэро-
динамических характеристик средств воздухоочистки и самого объ-
екта охлаждения.
В системах охлаждения большинства современных отечествен-
ных и зарубежных тепловозов один вентилятор подает воздух ко
всем электрическим машинам и аппаратам (системы централизо-
ванного воздухоснабжения), к группе машин (тяговым электродви-
гателям) или к одной более мощной (тяговому генератору). Из-за
определенных трудностей компоновки силового и вспомогательного
оборудования в кузове тепловоза габариты всех элементов системы
охлаждения электрических машин, в том числе и вентиляционные
тракты самих машин, весьма ограничены. В результате возникает
необходимость перемещения значительного количества воздуха при
значительном сопротивлении сети.
В табл. 12 приведены характеристики вентиляторов систем ох-
лаждения отечественных тепловозов первого и второго поколений.
Как видно, с увеличением мощности тепловоза значительно возрас-
тает количество воздуха, необходимое для охлаждения его электриче-
ских машин. При этом, естественно, возрастает и аэродинамическое
сопротивление систем охлаждения. Так, номинальный режим рабо-
ты вентиляторов тепловозов 2ТЭ10Л и ТЭП60 можно, в соответст-
12. Характеристики вентиляторов систем охлаждения тепловозов
Серия и мощность (кВт) тепловоза
Наименование ТЭМ1, 735 ТЭМ2, 882 тэмз, 1471 М62, 1471 ТЭП60, 2206 ТЭ10, 2206 2ТЭ10, 2206
Система охлаждения Тип вентилятора Диаметр вентилято- ра, м Частота вращения, 1/с Окружная скорость концов лопастей, м/с Производительность вентиляторов, м3/с Развиваемое давле- ние, кПа Коэффициент расхо- да ф Коэффициент давле- ния ф Мощность привода, кВт ТЭД «Си- рок- ко» 0,35 41,3 45,4 2,25 205 0,51 1,64 2,57 ТЭД «Си- рок- ко» 0,35 37,3 41 1,75 176 0,44 1,64 5,73 ТЭД «Си- рок- ко» 0,35 43,3 47,6 2,67 220 0,58 1,6 8,82 ТЭД (генера- тора) Ц9-55 0,4 43,3 (36,7) 49,6 (46,5) 2,45 (2,67) 230 (215) 0,47 (0,45) 1,54 (1,64) 11,0 (8,82) ТЭД (генера- тора) Ц9-55 0,51 35,0 52,8 3,84 320 0,34 1,92 19,0 ТЭД Ц15- 45 0,46 29,3 42,3 3,76 300 0,54 2,74 17,0 ТЭД (генера- тора) Ц15-45 0,46 34,2 (29,3) 49,3 (42,3) 3,76 (4,16) 3,42 (2,60) 0,51 (0,54) 1,6 (2,06) 17,0 (17,0)
200
вии с ГОСТ 5976—73 *, отнести к области работы вентиляторов вы-
сокого давления (pv>3 кПа). В основном же аэродинамическое
сопротивление систем охлаждения соответствует области работы
вентиляторов среднего давления (pv=1...3 кПа). Поэтому в тепло-
возостроении получили распространение центробежные вентилято-
ры среднего давления типа Ц15-45 и Ц9-55 с рабочими колесами
барабанного типа (см. рис. 29).
Из табл. 12 видно также, что вентилятор Ц15-45, развивающий
большее давление, чем вентилятор Ц9-55, работает с окружными
скоростями, превышающими допускаемые для него. При этом он
развивает максимальное давление, равное примерно 3,5 кПа (при
р = 0,115 кг/м3). Вентиляторы Ц15-45 и Ц9-55 тепловозов мощ-
ностью 2206 кВт имеют при диаметре рабочего колеса £> = 0,46 м
значительные внешние размеры (0,805X0,69X0.32 м), что создает
определенные трудности при компоновке вспомогательного обору-
дования в кузове тепловоза.
На базе вентиляторов Ц15-45 и Ц9-55 в филиале ВНИТИ были
разработаны центробежные пылевлагоотделители ЦПВО (рис. 107)
для систем охлаждения тяговых электрических машин тепловозов
2ТЭ10Л, М62, ТЭ109, 2ТЭ116 и др. Стендовые и эксплуатационные
испытания показали, что ЦПВО имеют эффективность очистки воз-
духа от пыли в среднем 45...50 % и от влаги 75...80 % [16].
Установка в улитке улавливающего устройства 3 и продление
его «языка» на 0,2/) приводят к уменьшению производительности
вентилятора при работе в сети систем охлаждения ТЭМ на 5%.
Системы охлаждения ТЭМ отечественных и почти всех зарубеж-
ных тепловозов прошлых поколе-
ний, в отличие от систем охлаж-
дения дизеля, разделены на три
автономные системы: охлажде-
ния тяговых электродвигателей
(ТЭД) передней тележки, охлаж-
дения ТЭД задней тележки и
охлаждения главного генератора
(ГГ).
Каждая система обслужива-
ется одним вентилятором и вклю-
чает в себя, кроме него, возду-
хозаборное устройство (жалюзи,
решетки и т. д.), фильтрующее
устройство (обычно сетчатые
фильтры), всасывающий канал,
нагнетательный канал, воздуш-
ный тракт электрической машины.
Нагнетательные каналы систем
охлаждения ТЭД распределяют
воздух после вентилятора равно-
мерно на все двигатели данной
тележки.
Рис. 107. Схема центробежного вен-
тилятора-пылевлагоотделителя:
1—корпус; 2 — рабочее колесо; 3 — улав-
ливающее устройство; 4 — пылесборник;
5 — отводная труба; 6 — «язык»
201
Аэродинамическое сопротивление Арс системы охлаждения
электрических машин тепловозов, которому соответствует полное
давление pv, развиваемое вентилятором данной системы, сумми-
руется из следующих основных составляющих: потери во всасы-
вающем канале, куда входят также потери Арв.к в воздухозабор-
ном и воздухоочистительном устройствах, потери Арн.к в нагнета-
тельном канале, потери Арн.э. м в воздушном тракте электриче-
ской машины с учетом потерь с выходной скоростью на выходе из
нее:
Д/?с=А,=++ ДАг.э.м.
Отечественные магистральные тепловозы первых выпусков ТЭ1,
ТЭ2, ТЭЗ оборудованы генераторами, которые охлаждаются при
помощи вентиляторов, насаженных на вал якоря. В этом случае
завод-изготовитель ограничивает величину аэродинамического со-
противления всасывающих каналов при номинальном расходе воз-
духа. Тепловозы последующих выпусков 2ТЭ10Л, М62, ТЭП60,
2ТЭ116 и др. оборудованы генераторами с принудительным охлаж-
дением нагнетательного типа (табл. 13).
На тепловозе ТЭ10 применена всасывающая схема охлаждения
главного генератора. Воздушный тракт генератора расположен со
всасывающей стороны осевого вентилятора серии В. Подобную
схему следует признать нерациональной, так как в генератор могут
попадать через различные неплотности пары масла, топлива и пыль.
Дизель-генератор тепловозов ТЭ109, ТЭ132, 2ТЭ116 комплекту-
ется совместно с осевым вентилятором типа К-42, который нагнета-
ет воздух в вентиляторные каналы генератора.
Вентиляторные характеристики ТЭД отечественных тепловозов
приведены в табл. 13, а некоторых зарубежных — в табл. 14.
Совершенство вентиляционного тракта ТЭД можно, с определен-
ным допущением, оценить по удельному (на единицу мощности)
расходу воздуха q, м3/(ч-кВт). По этому показателю отечествен-
ные ТЭД магистральных тепловозов в основном не уступают за-
рубежным. Французский тепловоз серии 70 000 с мономоторной
тележкой имеет значительно меньший удельный расход воздуха,
чем все тепловозы с индивидуальным приводом осей тележек.
Мощность, затрачиваемая на привод вентилятора, зависит не
только от аэродинамического сопротивления охлаждаемой маши-
ны, но и от потерь во всасывающем и нагнетательном каналах,
которые в среднем составляют для отечественных тепловозов 50...
60% от общего аэродинамического сопротивления системы.
Компоновка системы охлаждения зависит от целого ряда фак-
торов: конструктивных особенностей и условий эксплуатации теп-
ловоза, традиционных проработок фирмы-изготовителя и т. д. Так,
у многих зарубежных тепловозов забор воздуха постоянно произ-
водится из кузова, куда он попадает из атмосферы через сетчатые
фильтры, устанавливаемые в стенке кузова.
По развиваемому давлению вентиляторы систем охлаждения
тяговых электродвигателей зарубежных тепловозов относятся
202
13. Характеристики ТЭМ тепловозов
Наименование ТЭМ1 (735) ТЭМ2 (882) ТЭЗ, ТЭ7 (1471) ТЭМ7 (1471) М62 (1471) 2ТЭ10Л, 2ТЭ10В, этэюм (2206)
Генератор
Тип МПТ 1 ГП 84/39 300Б МПТ 99/47А ГС 515 ГП 312 ГП311Б
Расход воздуха на ох- лаждение, м3/с Развиваемое давле- ние, кПа Самовентиляция » 2,8 1,2 2,67 0,75
Удельный расход воз- духа, м3/(ч-кВт) 6,6 4 6,85 6,54
Электродвигатель
Тип ЭДТ- 200Б ЭД 118А ЭДТ200Б ЭД 120 А ЭД107А ЭД107А ЭД118А ЭД118БУ1
Расход воздуха на 0,92 1,33 0,92 1,51 1,17 1,33
охлаждение, м3/с Развиваемое давле- 0,48 1,57 0,48 1,6 1,2 1,57
ние, кПа
Удельный расход воз- духа, м3/(ч-кВт) 27 31,8 13,5 22 17,2 13
Наименование ТЭП60 ТЭ109 2ТЭ116 ТЭП70 2ТЭ121 ТЭП75
(2206) (2206) (2206) (2941) (2941) (4412)
Генератор
Тип гпзпв ГС501 ГС501А ГС504А А714УХЛ А713У2
Расход воздуха на ох- лаждение, м3/с 4,16 4,45 4,45 6 6,5
Развиваемое давле- ние, кПа 1,4 1,37 1,37 1,75
Удельный расход воз- духа, м3/(ч-кВт) -6,8 7,26 5,45 7,34 5,3
Электродвигатель
Тип ЭД118А ЭД112А ЭД118Б ЭД119 ЭД126У ЭД127У1
Расход воздуха на ох- 1,17 1,33 1,34 1,67 1,66 1,85
лаждение, м3/с Развиваемое давле- 1,2 1,6 1,57 1,67 1,67 2,5
ние, кПа Удельный расход воз- 11,5 13 13 12 12,3 9,1
духа, м3/(ч-кВт) Примечание. В скобках п[ шведены начения с екционной мощности (в кВт)
тепловоза.
203
14. Характеристики систем охлаждения ТЭД зарубежных тепловозов
Наименование 68000 (Франция) 70000 (Франция) KSK (Япония) MIDE (Нидер- ланды) R О Я Я Я § ч н w а> я о. ИСв Клайтон (Велико- британия) Кокерил (Бельгия)
Мощность тепловоза, кВт Мощность ТЭД, кВт 1985 3529 1066 1029 919 1838 1581
480 1750 123 200 184 247 202
Производительность вентилято- ра, м3/с 4,0 3,0 2,0 2,0 2,5 2,8 4,5
Развиваемое давление, кПа 1,5 2,4 1,0 1,31 — 2,2
Мощность, потребляемая венти- 11,8 6,0 4,34 5,36 8,75 25,8
лятором, кВт Удельный расход воздуха, м3/(ч-кВт) 15 6,2 19,5 18 25,3 13,8 26,7
также, согласно принятой в СССР классификации, к вентиляторам
среднего давления.
На некоторых отечественных тепловозах мощностью 2206...
2941 кВт применены новые ТЭД (см. табл. 13), на охлаждение ко-
торых требуется ПО м3/мин воздуха. Применяемые вентиляторы
типа Ц15-45 и Ц9-55 не могут обеспечить расход воздуха, необхо-
димый для охлаждения трех ТЭД одной тележки тепловоза. Кроме
того, при допустимых окружных скоростях w=50...55 м/с эти венти-
ляторы не смогут развивать давления, достаточного для преодоле-
ния возросшего до 5 кПа аэродинамического сопротивления сети.
В связи с этим возникла необходимость разработки вентилято-
ров высокого давления новых типов, предназначенных специально
для работы в условиях сети тепловозных систем охлаждения элек-
трических машин.
К подобным вентиляторам предъявляют ряд требований, выте-
кающих из специфических условий работы на транспортной уста-
новке. Это прежде всего малые размеры при значительных произ-
водительности и создаваемом давлении, высокая эффективность
(КПД) и др. Из известных типов общепромышленных вентилято-
ров ни один не отвечал в полной мере этим требованиям.
На основании анализа аэродинамических характеристик систем
охлаждения современных отечественных тепловозов и вентиляцион-
ных характеристик перспективного ряда ТЭМ были определены
параметры номинального режима работы вентиляторной установки:
производительность Q = 6...6,5 м3/с, развиваемое давление рг = 5кПа
(р = 0,115 кг/м3) при КПД не менее 70%.
В связи с внедрением на новых тепловозах тяговой передачи
переменно-постоянного тока в качестве привода было принято це-
лесообразным использовать электродвигатель переменного тока
при частоте 100 Гц.
Выбор типа вентилятора, пригодного для работы в заданной
сети, рекомендуется проводить, используя такой параметр, как
быстроходность вентилятора, вычисленный по формуле (122).
204
Для принятых значений Q и pv и при частоте вращения рабо-
чего колеса «=3000 об/мин быстроходность вентилятора «у^69.
Для режима, соответствующего «у~50...75, в настоящее время
разработаны осевые вентиляторы серии МН-06, ВОКД и др. Эти
двухступенчатые вентиляторы имеют схему лопастного аппарата
НА+К1 + НА2+К2+СА. Для тепловозостроения применение по-
добной схемы вентилятора нежелательно, так как усложняется его
конструкция и, следовательно, снижается эксплуатационная на-
дежность. Поэтому приемлемой следует считать схему вентилято-
ра с направляющим и спрямляющим аппаратами: НА + К+СА.
Осевые вентиляторы имеют перед центробежными определен-
ные преимущества: высокий КПД, меньшие размеры при равном
диаметре колеса, возможность использования втулки вентилятора
205
для размещения электропривода (так называемые вентиляторы
со встроенным электроприводом) и др. К недостаткам следует от-
нести прежде всего более высокую скорость вращения рабочего
колеса и, как следствие этого, более высокий уровень шума и тре-
бования к технологии изготовления.
При выборе диаметра рабочего колеса осевого вентилятора
приходится принимать компромиссное решение между стремлени-
ем к минимально возможным параметрам вентилятора и необхо-
димостью иметь высокие окружные скорости для реализации за-
данных параметров Q и pv. При проектировании тепловозного
вентилятора, основываясь на предварительном анализе характе-
ристик известных типов осевых вентиляторов, диаметр вентиля-
торного колеса был выбран £> = 0,65 м.
В результате расчетных и экспериментальных исследований,
проведенных в филиале ВНИТИ, была разработана аэродинами-
ческая схема, конструкция (рис. 108, а и б) и определены аэроди-
намические характеристики (рис. 108, в) базовой модели вентиля-
тора, получившего маркировку ВОТ-1 (вентилятор осевой тепло-
возный тип первый). В дальнейшем была разработана модифика-
ция этого вентилятора, которая отличается от базовой модели
увеличенным относительным диаметром втулки </ = 0,78, что поз-
волило сместить характеристики вентилятора, а следовательно,
зону срывного режима в области меньших значений Q. Лопатки
рабочего колеса имеют в данном случае ту же крутку, но подреза-
ны у корня.
На базе этой модификации Ворошиловградским тепловозо-
строительным заводом им. Октябрьской Революции (ВТЗ) был
разработан и изготовлен опытно-промышленный образец вентиля-
тора высокого давления для систем охлаждения ТЭД тепловозов
типа 130 и 140. Ниже приведены основные данные этих вентиля-
торов.
Диаметр рабочего колеса, м............................... 0,650
Производительность в рабочей зоне, м3/мин................ 360 ... 480
Полное давление в рабочей зоне (при р= 1,128 кг/м3), кПа 515... 500
Мощность двигателя, кВт................................ 55
Частота вращения колеса, об/мин....................... 2940
Глубина регулирования давления направляющим аппаратом, % 45
Полный КПД (максимальный):
вентилятора........................................... 0,8
вентиляторного агрегата........................... 0,72
Тип двигателя...................................... Асинхронный
АВ-2-82-4-100
Габаритные размеры, м:
длина.................................................. 1,170
ширина............................................... 0,830
высота................................................ 0,740
Масса вентиляторного агрегата, кг........................ 370
Рабочее колесо этого вентилятора имеет 16 крученых лопастей,
установленных под углом 0К=4О° на густ = 0,863 т. Оно было изго-
товлено из алюминиевого сплава и из пластмассы АГ-4С. Направ-
ляющий аппарат в отличие от базовой модели выполнен профили-
206
рованным с поворотным закрылком (гнА=19). Номинальному
положению закрылка А0на=О соответствует угол установки на-
правляющего аппарата 0На=114оЗО'. Спрямляющий аппарат име-
ет zca=13 профилированных лопаток, установленных под углом
0са=73°5О'. Лопатки направляющего и спрямляющего аппаратов
имеют одинаковый 10%-ный профиль ЦАГИ.
В аэродинамическую схему промышленной вентиляторной ус-
тановки был включен диффузор, имеющий рабочую длину Ьд—
= 0,75D. Диффузор образуется нагнетательным патрубком (пере-
ходник с диаметра 0,65 м на прямоугольник 0,65X0,50 м) и кони-
ческим обтекателем втулки за спрямляющим аппаратом (с цент-
ральным углом а~10°). Как показали испытания, при применении
такого диффузора статический КПД вентилятора может быть
увеличен на At]s—0,11. Применение диффузора позволило получить
сравнительно высокое значение КПД промышленного образца вен-
тиляторной установки.
Испытания промышленного образца показали, что при работе
системы охлаждения ТЭД тепловоза типа У400 на привод вентиля-
тора при расчетной температуре атмосферного воздуха /2= 4“ 40° С
затрачивается мощность А=46,3 кВт. При работе тепловоза в зим-
них условиях (ti——20° С) эта мощность увеличивается до N=
= 57,4 кВт, что требует резервирования мощности привода венти-
лятора и, соответственно, ухудшает технико-экономические показа-
тели системы в целом. Однако исследования показали, что в случае
регулирования производительности вентилятора при помощи на-
правляющего аппарата мощность на привод вентилятора в процес-
се эксплуатации можно уменьшить в среднем на 40%.
На первом этапе создания регулируемой системы вентиляции
было признано целесообразным ограничиться двумя режимами ра-
боты вентилятора: летним — А0на=О° ( в интервале температур
воздуха Т2=5С... 40°С, зимним — А0на——40° (при температуре
воздуха Тг-<5ОС). Был сделан первый шаг в комплексе исследо-
ваний, который позволит определить режимы вентиляции ТЭД в
зависимости от условий эксплуатации и разработать автоматиче-
скую систему регулирования.
В системах охлаждения таких электрических аппаратов, как вы-
прямительная установка, высоковольтная камера и др., используют
центробежные вентиляторы Ц9-55 и Ц15-45. При этом аппараты
могут подключаться к системам вентиляции либо последовательно,
либо параллельно.
Для новых тепловозов (третьего поколения) мощностью
2941 ...4412 кВт была разработана аэродинамическая схема осевого
вентилятора с меридиональным ускорением потока. Подобная за-
дача не могла быть решена на базе общепромышленных осевых
вентиляторов типа К-42 и К-62, применяемых в централизованных
системах воздухоснабжения (ЦСВ) пассажирских тепловозов.
Отличительной особенностью вентилятора с меридиональным ус-
корением потока является наличие рабочего колеса с конической
207
Рис. 109. Вентилятор
ТМ-39:
а — аэродинамическая схема;
б — аэродинамическая харак-
теристика
5)
втулкой. Как показывает опыт [5], при применении такого колеса
при прочих равных условиях могут быть реализованы большие зна-
чения коэффициентов давления, чем в обычном с цилиндрической
втулкой, в сочетании с эффективной работой противосрывного уст-
ройства типа «воздушный сепаратор» [7].
Аэродинамическая схема вентилятора ТМ-39 (рис. 109, а) со-
держит обтекатель 1, входной коллектор 2, регулируемый направ-
ляющий аппарат 5, рабочее колесо 6, спрямляющий аппарат 7 и
противосрывное устройство, представляющее собою щель, образо-
208
ванную обечайкой 4 и корпусом направляющего аппарата 3.
В результате испытаний модели вентилятора ТМ-39 с диаметром ра-
бочего колеса 0,6 м в аэродинамической камере с наддувом получе-
ны аэродинамические характеристики вентилятора при различных
углах установки лопастей направляющего аппарата (рис. 109, б).
Оптимальный режим работы вентилятора при максимальном
значении его КПД соответствует области изменения коэффициентов
производительности ф = 0,35... 0,38 и полного давления гр =
= 0,78... 0,84. В процессе доводочных испытаний были определены
оптимальные значения углов установки лопастей рабочего колеса
0к=47°24/ и спрямляющего аппарата 0сд=64°4О', а соответству-
ющие расчетные значения составляли 0К=43°24/ и 0сд=74°4О'.
В результате сравнительного анализа режимов работы вентиля-
торов ТМ-39 и К-62 в сети ЦСВ магистральных тепловозов мощ-
ностью 2941 и 4412 кВт выявлено, что вентилятор ТМ-39 реализует
соответствующие параметры производительности и развиваемого
давления при окружных скоростях, примерно на 20% меньших,
при этом КПД выше на 0,03... 0,04. Кроме того, он имеет запас ус-
тойчивой работы по характеристике.
На основании исследований была разработана аэродинамиче-
ская схема промышленного образца вентилятора, отличающаяся от
модельной увеличенным на 7,4% внешним диаметром противо-
срывного устройства, а также уменьшенным на 15° углом входа в
него воздушного потока (рис. 109, а). Лопасти рабочего колеса бы-
ли выполнены из стеклопластика АГ-4НС.
Испытания промышленного образца показали, что в ЦСВ грузо-
вого тепловоза секционной мощностью 2941 кВт вентилятор обес-
печивает расход воздуха, примерно равный 20 м3/с при аэродина-
мическом сопротивлении системы 4,3... 4,5 кПа. При этом на при-
вод вентилятора затрачивается не более ПО кВт. Вентилятор типа
ТМ-39 имеет существенные преимущества по сравнению с вентиля-
тором типа К-62, являющимся лучшим из осевых вентиляторов
высокого давления. Он обеспечивает требуемые параметры при
уменьшенных на 4% затратах мощности на привод и на 6... 7% ок-
ружной скорости лопастей рабочего колеса. В этом случае центро-
бежные силы массы лопасти уменьшаются на 12%.
Анализ результатов испытаний вентилятора ТМ-39 показал, что
он может обеспечить производительность до 29... 30 м3/с при ок-
ружной скорости 120 м/с, развиваемом давлении 7,0... 7,5 кПа и
КПД 0,85... 0,88; это отвечает требованиям, предъявляемым к вен-
тиляторным установкам для ЦСВ локомотивов мощностью до
5882 кВт. Параметры ЦСВ тепловоза мощностью 4412 кВт (произ-
водительность 25,1 м3/с, аэродинамическое сопротивление 5,6 кПа)
могут быть обеспечены вентилятором ТМ-39 при окружных скоро-
стях около ПО м/с, а вентилятор К-62 для создания таких же напо-
ров в сети ЦСВ тепловоза мощностью 4412 кВт должен работать
при предельных окружных скоростях (120 м/с).
Проведенные акустические испытания показали, что увеличен-
ная входная площадь, а также конфузорное течение потока возду-
209
ха в меридиональном сечении рабочего колеса вентилятора ТМ-39
позволили уменьшить развиваемый им уровень акустического шума
на 6... 7% по сравнению с уровнем шума, создаваемого вентилято-
ром К-62, что важно для улучшения условий труда локомотивных
бригад.
Вентилятор ТМ-39 установлен на тепловозе 2ТЭ121. Преимуще-
ства вентилятора этого типа позволили рекомендовать его для при-
менения на всех локомотивах большой секционной мощности.
19. АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ВЕНТИЛЯТОРОВ
В системах охлаждения тепловозов применяют в основном осе-
вые вентиляторы различных типов (УК-2М, К-42 и др.). В связи с
этим в данном разделе рассматриваются основные положения ме-
тодики расчета вновь проектируемого и выбора существующего ти-
па вентиляторов. Подробное изложение основ теории и методов
расчетов осевых и центробежных вентиляторов приводится в лите-
ратуре, посвященной специально этим вопросам [5, 8, 49].
Основные размеры осевых вентиляторов определяют на основе
уравнений Эйлера и неразрывности потока воздуха с учетом осо-
бенностей работы и конструктивных соотношений, продиктованных
практикой. Для расчета вновь проектируемого вентилятора долж-
ны быть заданы: напор Н, м, подача Q, м3/с, физические характе-
ристики среды. Часто оказывается известен тип привода или до-
пустимое значение окружной скорости и концов лопастей вентиля-
тора (рекомендуемый диапазон изменения и— 100 ...120 м/с).
Относительный диаметр втулки d выбирают с учетом рацио-
нального диапазона его изменения (d = 0,4... 0,8). В этом случае
может быть определен диаметр рабочего колеса вентилятора:
з/ i з/- q
D 2,9 1/ _ 1 _2--- 1/ ,
' d (1 — d2) ' к^п
где п — частота вращения вала вентилятора; к<р=0,6... 1,0.
Далее определяют длину лопасти /л = 0,5(Р—d) (d = dD—
диаметр втулки).
Эффективность работы элементов лопасти, расположенных на
различных расстояниях от центра колеса, различна. Поэтому рас-
чет лопастей проводят по среднему диаметру Z)cp=]/\£)2-|-£/2)/2.
При 5^0,7 допускается применение цилиндрических лопастей,
а при d<0,7 лопасть разбивают по длине на 8... 10 участков, кото-
рые рассчитывают отдельно по среднему диаметру, получая различ-
ные углы на входе в лопасть и выходе из нее. Поэтому лопасти по-
лучаются закрученными. При отсутствии закрутки на входе угол
входа потока в межлопастный канал
Pi==arctg(ca/«CP),
210
а угол на выходе из него
p2=arctg —----------------------------,
Иср —
где са=Ф^н — осевая составляющая скорости воздуха для принято-
gH
го значения (р; с2„ —----окружная составляющая скорости воз-
7)гИср
духа на выходе из межлопастного канала; т]г — гидравлический
КПД (пг=0,75 ...0,92).
Определяют углы закрутки лопасти на входе и выходе:
?1л = ?1Н~г'» ₽2л = ?1лН“Д₽л»
где 1= (2... 7)° — угол атаки лопасти на входе — угол между каса-
тельной к средней линии профиля и относительной скоростью пото-
ка на входе; Дрл принимают по результатам экспериментальных
продувок лопастных решеток.
По значению относительного шага профиля (т=0,5... 1,5) может
быть получена хорда профиля b — t/x (/ вычисляют по диаметру
колеса и принятому числу лопастей вентилятора). При d<0,7 хор-
ду профиля изменяют по длине лопасти, исходя из условия Ьвт =
= (1... 1,5)ЬН (Ьн — длина хорды профиля лопасти на окружности
наружного диаметра колеса). По значениям Р1Л, Ргл и Ъ строят
среднюю линию профиля, а по относительным координатам профи-
лей — профиль лопасти.
При создании тепловозов обычно в системах охлаждения при-
меняют самые рациональные типы вентиляторов, освоенные про-
мышленностью. Поэтому наиболее частой задачей является выбор
типа вентилятора, обеспечивающего расчетные значения напора и
расхода воздуха, необходимые для нормальной работы охлажда-
ющего устройства. Этому предшествуют расчетные и конструктор-
ские работы по выбору рационального числа секций радиаторов и
вентиляторов. Выбор рациональной компоновки охлаждающего
устройства с учетом расположения в кузове тепловоза другого вспо-
могательного оборудования позволяет установить диаметр венти-
лятора (вентиляторов). В таком случае расчет вентилятора сво-
дится к определению частоты вращения, угла установки и числа
лопастей вентилятора, при которых его КПД будет максимален, а за-
траты мощности на привод — минимальны. В разд. 6 рассмотрена
методика выбора оптимального режима работы вентилятора. Ниже
приведены основные этапы расчета вентилятора выбранного диа-
метра.
1. По результатам теплового расчета охлаждающего устройства
определяют среднюю температуру воздуха перед вентилятором и
плотность воздуха р2.
2. По массовому расходу воздуха через секции радиатора (из
теплового расчета) и плотности воздуха находят требуемую пода-
чу вентилятора:
1/2=(14-л) zcF2u2!p2,
211
где х — коэффициент подсоса воздуха в шахте через неплотности;
zc — число секций радиатора выбранной конструкции с поверх-
ностью F2, через которые просасывает воздух вентилятор; и2 — мас-
совая скорость воздуха в сечении перед фронтом секций радиатора,
кг/(м2-с).
3. Выбирают диапазон изменения частоты вращения вала вен-
тилятора п (об/мин) и определяют окружную скорость и (м/с)
внешних кромок его лопастей.
4. Определяют безразмерные значения расхода воздуха и на-
пора вентилятора:
<p=y2/(F«);
Ф = РЛР2«2) ,
где F=n,D/4— площадь вентилятора по внешнему диаметру, м2.
5. На аэродинамическую характеристику вентилятора выбран-
ного типа наносят характеристику ф=/((Р» «)•
6. Из условия максимального значения КПД вентилятора опре-
деляют соответствующие значения угла 0 установки лопастей и без-
размерные значения напора ф, расхода ср и мощности %.
Частота вращения п вала вентилятора зависит от типа выбира-
емого привода. При механическом и гидромеханическом приводах
экономически выгодное значение п может быть легко получено из-
менением передаточного числа редуктора. При применении электри-
ческого или гидростатического привода может быть задано значе-
ние п. В этом случае вентилятор выбирают исходя из заданной
частоты вращения.
В охлаждающих устройствах современных тепловозов вентиля-
тор в основном работает в системах со всасывающей аэродинами-
ческой схемой и непосредственным выпуском воздуха в атмосферу,
когда динамический напор практически теряется. Для уменьшения
этих потерь следует стремиться к увеличению диаметра D и умень-
шению диаметра втулки d вентилятора. Однако при этом следует
учитывать возможное ухудшение КПД вентилятора. Поэтому зада-
чу расчета (выбора) вентилятора следует рассматривать как важ-
ную, определяющую экономичность работы охлаждающего устрой-
ства в целом.
Глава 6
АЭРОДИНАМИКА СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
20. АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ В СИСТЕМАХ ОХЛАЖДЕНИЯ
Аэродинамическое сопротивление охлаждающего устройства
дизеля определяется потерями энергии воздушного потока на от-
дельных участках аэродинамического тракта (рис. НО).
Наиболее характерными элементами конструкции охлажда-
ющего устройства, определяющими эти потери, являются жалюзи
(боковые и верхние), секции радиатора, воздуховоды (шахта) и
элементы вентиляторной установки.
Основные составляющие потерь энергии воздушного потока в
охлаждающем устройстве могут быть описаны уравнением энер-
гии, составленным для характерных участков воздушного тракта
(рис. ПО), следующим образом:
где ро, р\, Р2, Рз, Р4, Рз, Рз, р7 — статическое давление воздушного
потока в соответствующих сечениях; zQ, Z\, z^, г3, z4, z5, z6, Zi — гео-
дезические высоты расположения центров масс, соответствующих
сечений; ац, «2, а3, сс4, czs, а3, а? — коэффициенты кинетических
213
Рис. ПО. Охлаждающее устройство дизеля тепловоза 2ТЭ10Л
энергий (коэффициенты Кориолиса) воздушного потока в соответ-
ствующих сечениях [14]; wit w2, W3, w4, w$, wQ, w7 — скорости (сред-
нерасходные) воздушного потока в соответствующих сечениях; р0,
Рь Р2, рз, р4, ps> рб, р7—плотность воздуха в соответствующих сече-
ниях.
Сложение левых и правых частей уравнений (123) позволяет по-
лучить уравнение
2 LPi = Р* - PiKSVt) + (^о - + a7^?/(2g),
которое при условии А4_5 = —Н, р7=р0, г7 = г0, р7=ро, а7 = «ом,
ш7=шом принимает следующий вид:
н=2Lpi+а ° (124)
В связи с тем, что аэродинамические потери на отдельных уча-
стках тракта Арг = ^рг-ауг-2/2 в основном определяются такими эле-
ментами охлаждающего устройства, как жалюзи, радиатор и шах-
та, уравнение (124) иначе можно представить:
Я = Д/2Б.ж + Др2 + + А/’в.ж + а омР2^1/2 = Сб.жР0®1/2+
214
+ ^СрсР^/2 + :шр2^ом/2 + Св.Жр2^ом/2 + а 0мР2^ом/2 =
(125)
= ^б.жРо'^1/2 4“ CcPcpW 2 + (Сш 4“ Св.ж 4“ аом) Ргдаом/2,
где Арв. ж , Арз, Арш, Арв.ж —потери статического давления соот-
ветственно в боковых жалюзи, радиаторе, шахте и верхних жалю-
зи; р2 — плотность воздуха после радиатора.
Исследования свидетельствуют о том, что поле скорости возду-
ха за вентилятором неравномерно и аОм>-1 [5]. При этом задача
определения степени неравномерности поля скорости является
чрезвычайно сложной, так как неравномерность поля зависит не
только от типа вентилятора, но и от режима работы, угла установ-
ки лопастей и конструктивных особенностей входных и выходных
элементов вентиляторной установки (коллектора, обтекателя, диф-
фузора, жалюзи и др.).
Специальные исследования показали, что аэродинамическое со-
противление Св.ж верхних жалюзи зависит не только от конст-
рукции жалюзи, аэродинамической схемы вентиляторной установки,
но и от режима работы вентилятора и угла установки его лопастей
(рис. 111). При этом степень влияния упомянутых факторов на
параметры аОм и Св.ж различна. Все это свидетельствует о необ-
ходимости проведения многочисленных экспериментальных иссле-
дований для накопления данных о количественной оценке аом и
Св. ж в зависимости от применяемых типов вентиляторных устано-
вок, их аэродинамических схем, конструктивных особенностей и ре-
жимов работ. Однако опыт [5] исследования аэродинамических ха-
рактеристик вентиляторов с различными конструкциями входных
(коллекторы, обтекатели, элементы крепления и др.) и выходных
(диффузоры, сетки, жалюзи и др.) элементов свидетельствует о
большей целесообразности определения в каждом конкретном слу-
чае аэродинамических характеристик вентиляторных установок,
включая в них упомянутые выше элементы, в том числе жалюзи,
при условии аом—1-
В этом случае уравнение (125) принимает вид
//=СБ.ж(О,5р1^1)4-Сс(О,5Рср^)+(Сш 4" аом) (0,5p2wOM) •
Первые слагаемые правой части уравнения (без учета влияния
скорости воздушного потока, омывающего кузов при движении
тепловоза) могут быть достаточно точно вычислены на основании
ранее проведенных исследований, а также результатов исследова-
ний, приведенных в разд. 13 и 21. Для определения значения треть-
его слагаемого, а также первых двух с учетом влияния параметров
воздушного потока, омывающего кузов при движении тепловоза,
необходимо проведение специальных исследований энергетических
характеристик поверхности теплообмена радиаторов, шахт, венти-
ляторных установок и жалюзи с учетом скорости потока воздуха,
омывающего кузов, в зависимости от типа и основных параметров
охлаждающих устройств.
215
Рис. 111. Вентиляторная установка УК-2М с жалюзи тепловоза 2ТЭ10Л:
------при продувке нормальным потоком; □ — 15°; Д — 20°; О — 25°; X — 30°; V — 35° —
углы установки лопастей вентилятора
В современных охлаждающих устройствах дизелей тепловозов,
как показывает анализ, вынужденное движение воздуха имеет тур-
булентный характер (Re^l-10-5), при этом можно пренебречь
сжимаемостью воздуха [32, 44] и влиянием пограничного слоя, так
как толщина его во много раз меньше размеров любого сечения
каналов.
Основные составляющие потерь энергии воздушного потока в
системах охлаждения тяговых электрических машин и аппаратов
могут быть описаны уравнением энергии, составленным для всасы-
вающего (жалюзи или решеток, воздухоочистителей, воздуховодов)
и нагнетательного (воздуховодов, различных форм и размеров и
объектов охлаждения — генератора, тяговых электродвигателей
и др.) трактов. Для определения этих потерь необходимо исполь-
зовать соответствующие рекомендации по расчету коэффициентов
сопротивления характерных расчетных участков системы охлажде-
216
ния. При отсутствии таких рекомендаций следует пользоваться спе-
циальной справочной литературой по гидравлическим сопротивле-
ниям [14].
21. КОНСТРУКТИВНЫЕ И АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ
ХАРАКТЕРИСТИКИ ШАХТ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Создание тепловозов серии ТЭК), 2ТЭ10Л, ТЭП60, ТГ106,
ТЭ109, М62 потребовало проведения дальнейших исследований
аэродинамических характеристик охлаждающих устройств различ-
ных типов и конструкций. Исследования [32, 38, 44], проведенные
на стендах и тепловозах ТГ106, 2ТЭ10Л и М62, позволили оценить
влияние различных элементов конструкции воздушного тракта
шахты на производительность вентиляторной установки. Было ус-
тановлено, что основные потери энергии воздушного потока в шах-
те происходят на входе в коллектор вентиляторной установки. Ис-
следования показали, что коэффициент сопротивления шахты
охлаждающих устройств тепловозов не зависит от Re при измене-
нии производительности вентилятора от 50 до 100%. Это свиде-
тельствует об автомодельности процесса движения воздуха в шах-
те охлаждающего устройства.
Исследования показали, что существует неравномерность по-
лей скорости воздушного потока перед радиатором и на входе в
шахту охлаждающих устройств тепловозов. При этом степень не-
равномерности полей скорости воздуха зависит от относительного
положения панелей радиатора и вентиляторов, соотношения высо-
ты и ширины фронта панелей радиатора и других факторов и влия-
ет на аэродинамические характеристики шахты охлаждающего
устройства.
Испытания натурных образцов охлаждающих устройств (на
стендах и тепловозах) позволили решить задачи создания и до-
водки охлаждающих устройств тепловозов и накопить некоторые
экспериментальные данные для последующего проектирования.
Однако они характеризовались значительными трудностями и име-
ли серьезные недостатки. Поэтому многие дальнейшие исследова-
ния были проведены на моделях охлаждающих устройств. В ре-
зультате испытаний первых моделей охлаждающего устройства
тепловоза ТЭ2 со всасывающей (серийной) и нагнетательной аэро-
динамическими схемами установлено, что в охлаждающем устрой-
стве нагнетательного типа при одинаковых с серийным устройст-
вом затратах мощности на привод вентилятора средняя скорость
воздуха в радиаторе больше на 14... 18%.
Исследования охлаждающих устройств с нагнетательной аэро-
динамической схемой для тепловозов большой секционной мощно-
сти [31] и охлаждающих устройств всасывающего типа на универ-
сальных моделях и натурных образцах позволили получить первую
обобщенную зависимость для коэффициента аэродинамического
сопротивления шахты [44].
8—1627
217
Отах
О mln
Рис. 112. Схема универсальной модели охлаждающего устройства:
1 — передвижные торцовые стенки; 2 — коллектор; 3 — обечайка; 4 — обтекатель подпятника
и втулка вентилятора; 5 — модель радиатора; 6 — внутренний каркас
В результате исследований на моделях аэродинамических харак-
теристик охлаждающих устройств дизелей тепловозов ТЭЗ, 2ТЭ10Л,
2ТЭ116 и 2ТЭ121 получены рекомендации по их совершенствова-
нию [44].
Работа, проведенная на моделях и натурных образцах, позво-
лила изучить рабочий процесс и дать определенные рекомендации
по выбору рациональной компоновки охлаждающих устройств и
первые обобщенные зависимости, необходимые для расчета уст-
ройств со всасывающей и нагнетательной аэродинамическими схе-
мами. Работы по дальнейшему изучению рациональных аэродина-
мических схем и конструкций шахт, вентиляторных установок,
жалюзи и других элементов охлаждающих устройств были актуаль-
ными и в последние годы проводились с целью определения влия-
ния на аэродинамические характеристики шахт, вентиляторных ус-
тановок и жалюзи основных элементов и размеров охлаждающих
устройств, получения обобщенных зависимостей для коэффициен-
тов сопротивления шахты и жалюзи с учетом специфических ус-
ловий их работы, разработки методики расчета охлаждающих
устройств и в конечном итоге РТМ по расчетам и проектированию
тепловозов.
Влияние основных параметров и элементов конструкции охлаж-
дающего устройства на аэродинамические характеристики шахт.
В результате исследований, проведенных с использованием матри-
цы по методу математического планирования эксперимента (см.
разд. 8), что позволяет сократить число испытуемых вариантов уни-
версальной модели охлаждающего устройства до 25 (рис. 112),
установлено, что потери энергии в шахте охлаждающих устройств
всасывающего типа в основном зависят от геометрических пара-
218
метров воздушного тракта, определяющих площадь фронта пане-
лей радиатора, степень сужения и угол поворота потока воздуха
в шахте [32].
Средние значения коэффициента аэродинамического сопротив-
ления для автомодельного режима течения воздуха в модели при
соответствующей комбинации основных геометрических размеров
(Л, В, D и d) описываются полиномом второго порядка:
= 2,314- 0,216Xi - 0,239х2 + 0,11 Зх3 - 0,099х4 - 0,522х? -ф-
0,143x2 — 0,093x4 — 0,026xiX2 — 0,063xiX3 — 0,125ххХ4 4~
Ц-0,038х2х44-0,124х3х4 — 0,027хз, (126)
где xi= (£>—500)/100; х2= (5—0,45)/0,15; х3= (В—1200)/600;
х4= (А—400)/200.
Выражение (126) устанавливает связь между коэффициентом
и безразмерными значениями основных геометрических размеров
шахты.
Анализ уравнения (126) показывает, что зависимость коэффи-
циента £ш от параметров D(xi), d(x2) и А (х4) нелинейная, а от
ширины фронта В (хз)—линейная. Кроме того, взаимное влияние
параметров Dy^d, D\B, d\B и B\A примерно на порядок ниже,
чем влияние каждого из них в отдельности на £ш.
Среднее квадратическое отклонение значений коэффициента
в соответствии с уравнением (126) от опытных данных составляет
сг=0,27. Это позволяет определять полное давление, развиваемое
вентилятором, с точностью до 5%.
Полученные опытные данные по исследованию моделей шахт
охлаждающих устройств аппроксимированы более удобным для
практических целей уравнением
Сш = [1,844- 1,1/п-0,76/(В/£>)] (5)~0'24. (127)
Анализ, проведенный с использованием зависимости (127), по-
казал, что потери энергии в шахте изменяются обратно пропорцио-
нально диаметру вентилятора D. С увеличением относительного
диаметра d втулки вентилятора потери энергии существенно воз-
растают. В то же время изменение d в диапазоне 0,3 ...0,45 приво-
дит к снижению только на 10% [38].
Относительная ширина фронта B = B/D оказывает на величину
потерь менее существенное влияние, однако минимальные потери
соответствуют значениям В, близким к единице. В этом случае во
входном сечении шахты обеспечивается практически безотрывное
течение.
Наибольшие потери в шахте имеют место при сужении потока
на входе в вентиляторную установку. Поэтому в охлаждающих уст-
ройствах стремятся применять коллектор с плавным входом, кото-
рый имеет наименьшее аэродинамическое сопротивление (£к=
= 0,05) и наилучшим образом формирует поток перед вентилятор-
8:
219
Рис. 113. Аэродинамические схемы вариантов охлаждающего
устройства воды дизеля
ним колесом. Однако при установке плавного кол-
лектора могут увеличиваться потери энергии, свя-
занные с образованием вихревых зон (так называ-
емых воздушных мешков) в пространстве между
коллектором, радиатором и боковыми стенками ку-
зова. Чем меньше расстояние между коллектором
и панелью радиатора, тем меньше доля этих потерь,
и эффект от установки коллектора с плавным вхо-
дом увеличивается.
Для шахт, имеющих коллектор с плавным вхо-
дом, получена зависимость коэффициента сопротив-
ления от относительного расстояния l'=l'/D (рис. 113) между
коллектором и панелью радиатора ^ш==Сш4“2(/' — 0,53), справед-
ливая при 7'= 0,31 ...0,63. Отсюда следует, что при Т = 0,53 шахты,
оборудованные четырехгранным коллектором и коллектором с
плавным входом, имеют одинаковый коэффициент сопротивления,
а при Т<0,53 установка коллектора с плавным входом ведет к
снижению аэродинамического сопротивления шахты. Так, при 1'=
= 0,4 при установке такого коллектора £'ш на 13% ниже, чем в
шахте с четырехгранным коллектором. Если расстояние между
плоскостью вентиляторного колеса и вершиной внутреннего обвода
шахты, больше 0,37), то наличие двустороннего входа и обвода не
оказывают заметного влияния на характеристики вентиляторной
установки.
Исследования влияния на коэффициент сопротивления
шахты основных геометрических параметров коллектора вентиля-
тора и его формы проводили на моделях охлаждающих устройств
арочного всасывающего типа. В качестве базового был принят пе-
редний отсек (со стороны дизеля) охлаждающего устройства теп-
ловоза 2ТЭ121. Входные размеры ак и Ьк четырехгранного коллек-
тора и его высота hK (рис. 114, а) изменяли в процессе исследова-
ний в диапазоне Ьк= 1,093 ... 1,355; ак= 1,055... 1,5; Лк = 0,1125...
0,2925. При этом поперечные размеры шахты и расстояние от па-
нелей радиатора до входной кромки обечайки вентилятора сохра-
няли постоянными.
В результате исследований была получена зависимость [21]
Сш = 3,268 (1 -1/л)2 (MZ?)-°’18f (aK/D)-^‘2 (128)
Она дает хорошую сходимость расчетных и опытных значений ко-
эффициента для всех вариантов моделей шахт, прошедших ис-
пытания. Значения £ш, вычисленные по зависимости (127), на
15... 60% превышают опытные. Объясняется это тем, что зависи-
мость была получена для более широкого диапазона изменения ос-
новных геометрических параметров шахты охлаждающего устрой-
ства.
220
Рис. 114. Аэродинамические схемы проточной части шахты охлаждающих уст-
ройств с коллектором:
а — четырехгранным; б — плоскоовальным (размеры — в долях от D)
Использование результатов предшествующих исследований по-
зволило получить для значений b/D=l,2... 1,3 обобщенную зависи-
мость [32]
Сш=0,635 [(l,84+l,l/«-0,76£>/B)S“t’’24](*K/D)-«.i89(AK/£))-o.™.
(129)
При применении вентиляторных установок с плавным входным
коллектором (рис. 114, б) в зависимости от условий компоновки,
типа привода и других факторов рабочее колесо может размещать-
ся на различной высоте hK. Приведенные исследования позволили
установить, что в диапазоне изменения 5к=0,1...0,3
Сш=0,55 [(1,84-|-1,1/я —0,76£>/Z?)d~0,24] (Лк/D)~°’133. (130)
Относительно небольшая скорость воздуха за радиатором, осо-
бенно в нижней его части, обусловливает тот факт, что размер с'
(см. рис. 113) при значениях c'>>0,06Z) не оказывает заметного
влияния на значение коэффициента сопротивления. Этим же в ос-
новном можно объяснить и то, что увеличение глубины панелей ра-
диатора до 1,5 практически не изменяет коэффициента сопротив-
ления шахты.
Аэродинамические характеристики шахт охлаждающих уст-
ройств крышевого типа определяются глубиной расположения и уг-
лом установки радиаторов, местом расположения и размерами
воздухозаборных окон.
Испытания модели шахты крышевого всасывающего типа по-
казали, что коэффициент сопротивления в значительной мере оп-
ределяется глубиной b расположения панелей радиатора (рис. 115).
Так, при расположении последних у боковых стенок шахты непо-
средственно за жалюзи (5=0,88) £ш=2,1, что подтверждается
уравнением (127), а при 5 = 0,55 (расположение радиатора в ох-
лаждающем устройстве тепловоза ТЭП70) £ш= 1,56, т. е. уменьша-
ется примерно на 30%. Исследования показали, что учесть влияние
221
D
Рис. 115. Блок охлаждающего устройства тепловоза ТЭП70:
/ — секции радиатора; 2 — коллектор; 3 — вентилятор; 4 — диффузор; 5 — всасывающий ка-
нал; 6 — жалюзи с вертикальными створками
глубины расположения панелей радиатора можно с помощью по-
правочного коэффициента kb :
(131)
В результате обработки опытных данных установлено, что в дан-
ном случае применима линейная аппроксимация
^=0,244-0,86^. (132)
С уменьшением b потери во входном участке (до панели радиато-
ра) уменьшаются за счет увеличения входного сечения. Кроме того,
уменьшается расстояние между панелями радиатора и коллекто-
ром, что ведет к уменьшению вихревой зоны в верхней части шах-
ты. При b — const изменение глубины радиатора вдвое практически
не сказывается на значении £ш.
Рассмотренные результаты исследований охлаждающего уст-
ройства крышевого всасывающего типа, а также обобщение дан-
ных исследования шахт арочного типа позволили установить за-
кономерность влияния размера L — длины условного конфузора
(см. рис. 47) шахт на коэффициент сопротивления
(133)
где ^=0,4554-0,86 (0,253 ЩТ2-Г) .
При исследовании влияния угла установки панелей радиатора
на характеристики охлаждающего устройства за исходный вариант
(у—0) была принята компоновка охлаждающего устройства теп-
ловоза ТЭП70. Угол установки в процессе испытаний изменяли в
диапазоне у = 0...90с’ (рис. 115). Установлено, что с увеличением
угла у до 60° коэффициент сопротивления уменьшается за счет
выравнивания поля скорости перед входом в коллектор. При даль-
нейшем увеличении у коэффициент сопротивления возрастает
222
за счет увеличения потерь на поворот воздушного потока у входа
в панели радиатора. Характер изменения функции £ш=/(у) бли-
зок к параболическому. Анализ результатов исследований показы-
вает, что при оптимальном значении угла у коэффициент сопротив-
ления шахты на 15% меньше, чем при у=0. В области рациональ-
ных значений угла установки панелей радиатора величина £ш из-
меняется незначительно.
Влияние угла установки панелей на коэффициент сопротивле-
ния можно учитывать с помощью поправочного коэффициента
£т=1— 0,103у —0,173у2-|-0,141у3. (134)
Учитывая изложенное, коэффициент сопротивления шахты вса-
сывающего крышевого типа может быть определен по уравнению
Сш7т=Мт^- (135)
Анализ полученных зависимостей показал, что рациональные
значения у лежат в диапазоне у=50...70, а величина b должна
быть близкой к b = D + 2гк (гк — радиус скругления входного уча-
стка коллектора). При таких значениях у и b шахта имеет мини-
мальное аэродинамическое сопротивление. Воздухозаборные окна
охлаждающих устройств этого типа с целью уменьшения вероятно-
сти попадания выпускных газов в системы охлаждения располага-
ются лишь на боковых стенках. В этом случае коэффициент сопро-
тивления можно существенно уменьшить за счет увеличения высо-
ты окон и организации плавного внутреннего обвода. Так,
увеличение высоты от 0,37) до 0,67) (у=0) приводит к уменьшению
коэффициента сопротивления с 2,7 до 2,2.
С учетом компоновочных соображений и условий эксплуатации
рациональной следует считать аэродинамическую схему с распо-
ложением воздухозаборных окон высотой А = 0,357) в боковых стен-
ках шахты и углом установки радиаторов у = 60...80°.
Ниже приведены значения £ш.ом, полученные в результате иссле-
дований моделей охлаждающих устройств (ОУ) и натурных ОУ
тепловозов; они позволяют сделать вывод о приемлемой сходимо-
сти результатов модельных и натурных испытаний.
Модельные Натурные
ТЭЗ............. 1,99 по формуле (127) 1,95
2ТЭ10Л.......... 1,91 2,4
М62 ............ 1,93 1,92
2ТЭ109 ......... 1,89 1,7
2ТЭ114.......... 1,7 по формуле (127) 1,68
2ТЭ116М . ... 1,8 по формуле (127)
ТЭП70 .......... 1,56 1,57
Испытаниям подвергли охлаждающие устройства нагнетатель-
ного типа разной компоновки. Следует отметить, что в охлажда-
ющих устройствах такого типа вентиляторная установка харак-
теризуется относительно большой высотой, в связи с тем что за
вентилятором необходимо разместить диффузор и панели радиато-
223
Рис. 116. Аэродинамические схемы элементов охлаждающего устройства нагне-
тательного типа:
а — шахты; б — вентиляторной установки; 1 — рабочее колесо; 2 — коллектор; 3 — обтекатель;
4—обечайка; 5 — втулка рабочего колеса; 6 — сварная опора; 7 — диффузор; 8 — панель
радиатора
ра, которые располагаются «шатром» или горизонтально (рис.
116). Это приводит к необходимости проводить специальные ис-
следования с целью определения рационального размера между
срезом коллектора и нижним обводом шахты I (рис. 116, а).
Испытания универсальной модели позволили установить, что
при 7>> 0,275 геометрические параметры обвода практически не
влияют на коэффициент сопротивления шахты, и его можно за-
менить плоской стенкой. Это дало возможность сократить объем
экспериментальных исследований по определению влияния на ко-
эффициент сопротивления шахты основных параметров ее конст-
рукции (ц, В, D и d).
224
Анализ результатов показал, что параметры В/D и d слабо
влияют на коэффициент сопротивления шахты. Поэтому результа-
ты исследований можно представить зависимостью, справедливой
при изменении п в диапазоне 1,1 ...4,
£ш = 0,50-[-2,4//г. (136)
Эта зависимость близка к аналогичной зависимости (127), с по-
мощью которой оценивается коэффициент сопротивления шахт ох-
лаждающих устройств всасывающего типа.
Дополнительными исследованиями установлено влияние на ко-
эффициент сопротивления шахты площади воздухозаборных окон.
Увеличение размера окна до A = 0,6Z) позволяет уменьшить
с 2,4 до 1,85. С этой точки зрения целесообразно увеличение воз-
духозаборных отверстий за счет покатой части крыши.
При '/-<0,3 на коэффициент сопротивления £ш оказывает влия-
ние форма каналов в месте поворота потока перед вентиляторным
колесом, которая оказывается наилучшей при применении плавно-
го обтекателя (R—0,35D) к нижнему обводу шахты. В этом случае
коэффициент сопротивления на 10% меньше, чем при применении
обычного сферического обтекателя. Установка цилиндрического об-
текателя, не имеющего плавного перехода, эффекта не дает.
Сравнительный анализ результатов проведенных исследований
охлаждающих устройств со всасывающей и нагнетательной аэроди-
намическими схемами позволяет на основе зависимостей (127),
(135) и (136) получить единое обобщенное уравнение для опреде-
ления коэффициента сопротивления шахт, справедливое при сле-
дующих значениях входящих в него величин: Re1,6• 105; 1,1^
=С/г<4; 0,8СВС2,2; 0,3^<?^0,5; 1,0^В/А^2,5; 1,1^&^1,8;
0°СуС90°; 1,093^5ksC 1,355; 0,113^ЯК^ 0,293:
Ziil = kIk-idQ{cLQ-[-b^n— с0/В). (137)
Значения коэффициентов, входящих в уравнение (137), приве-
дены в табл. 15. При этом значения d0 даны с учетом влияния на
коэффициент параметров Ьк и hK коллектора вентилятора, опре-
деленных в результате дополнительно проведенных исследований.
Блочные воздухо-воздушные охладители (ВВО) всасывающего
и нагнетательного типов для охлаждения наддувочного воздуха ат-
мосферным исследовались с целью определения рациональных ва-
риантов для тепловоза ТЭП75. Модели имели масштаб 1 :3,5 для
ВВО всасывающего типа (рис. 117, а, б) и 1:4 для ВВО нагнета-
тельного типа (рис. 118, а, б).
При испытании ВВО всасывающего типа изменялись углы уста-
новки панелей радиатора (у=0... 110°) и геометрические парамет-
ры нижнего обвода.
В устройстве нагнетательного типа изменяли размеры воздухо-
заборных окон и форму нижнего обвода и обтекателя. Воздухо-
воздушный радиатор в нем располагался, так же как и в водовоз-
душном устройстве нагнетательного типа, за вентилятором в корот-
225
15. Значения коэффициентов, входящих в уравнение (137)
Охлаждающее устройство ао Ьа Со do k7 ь , учиты- вающего влияние_ размера L (см. рис. 45) , учиты- вающего влияние угла V (см. рис. 115)
Всасывающее: арочного типа (см. рис. ПО, 113) 1,84 1,1 0,76 0,84d°>24X Х5к-°>19х Хйк-°-14 0,455+0,86Х Xd/4 + + /Z2—йк2 1— 0,1 ОЗу— —0,173?2+- +0,141у3
V-образного типа (см. рис. 12, е) 1,84 1,1 0,76
крышевого типа (см. рис. 115) 1,84 1,1 0,76
Нагнетательное (см. рис. 116) 0,50 2,4 0 0,845к~о,19Х хлк-°-14 — —
ком диффузоре (рис. 116, а), который имеет входное сечение коль-
цевой формы, а выходное — прямоугольной.
Исследования показали, что коэффициент аэродинамического
сопротивления исходного варианта шахты одноярусного ВВО вса-
сывающего типа £=1,45. Угол установки у панелей радиатора
существенно влияет на сопротивление шахты. Его рациональное
значение находится в диапазоне 80... 100°. При этом коэффициент
сопротивления не превышает 1,35. Конструкция обтекателя и фор-
ма внутреннего обвода оказывают слабое влияние на характери-
стики шахты. Установка жалюзи с горизонтальными створками
увеличивает коэффициент сопротивления шахты на 7... 10%, что
связано с возникновением дополнительных потерь за счет поворота
воздушного потока в створках.
Коэффициент аэродинамического сопротивления исходного ва-
рианта шахты двухъярусного ВВО равен 1,6. При этом средние
значения скорости воздуха в панелях радиатора верхнего и ниж-
него ярусов примерно одинаковы. Сопротивление шахты такого ти-
па можно уменьшить за счет расположения панелей радиатора
параллельно стенкам кузова и увеличения высоты воздухозабор-
ных окон до Д = 0,4£). Существенным недостатком этого варианта
следует считать возможность попадания продуктов выпуска дизе-
ля в панели радиатора верхнего яруса.
Шахта ВВО нагнетательного типа характеризуется сравнитель-
но большим значением коэффициента сопротивления (£=2,1), ко-
торое может быть уменьшено до 1,7 в результате организации
плавного нижнего обвода при увеличении расстояния I между сре-
зом коллектора и обводом.
Сравнение результатов испытаний блоков ВВО с результатами
испытаний аналогичных устройств всасывающего и нагнетательно-
226
Рис. 117. Модель шахты ВВО всасывающего типа с различным расположением
секций радиаторов:
а — одноярусным; б — двухъярусным; 1 — втулка вентилятора; 2— обечайка; 3 — секция
ВВО; 4 — боковые жалюзи; 5 — внутренний обвод; 6 — коллектор
го типов для охлаждения воды и масла дизеля позволяет сделать
вывод о том, что в устройствах для охлаждения наддувочного воз-
духа атмосферным могут использоваться рациональные варианты
шахт, вентиляторных установок и жалюзи устройств для охлаж-
дения воды и масла дизеля. Это позволяет применить в охлажда-
ющих устройствах дизелей единые унифицированные устройства
D 2 3
а) б)
Рис. 118. ВВО нагнетательного типа:
а — всасывающий канал; б — вентиляторная установка с радиаторами; 1 — втулка вентиля-
тора; 2 — обечайка; 3— жалюзи; 4— внутренний обвод; 5 — секции радиатора; 6 — колесо
вентилятора; 7 — диффузор; 8 — коллектор вентилятора
227
блочного типа для охлаждения воды, масла и наддувочного воз-
духа.
Влияние скорости воздушного потока на основные аэродинами-
ческие характеристики воздухозаборных устройств и шахт. Анализ
условий работы охлаждающего устройства показывает, что уже
при относительно небольших скоростях движения тепловоза с уче-
том скорости ветра кузов омывает поток воздуха со скоростью
55 м/с, что соизмеримо со скоростью воздуха в воздухозаборных и
выпускных устройствах (5... 30 м/с). При таких условиях набега-
ющий поток воздуха оказывает влияние на характеристики этих
устройств. Известно, что некоторые типы тепловозов успешно экс-
плуатируют при скоростях движения 140... 160 км/ч, а английский
тепловоз «Кестрел» фирмы «Браш» мощностью 2941 кВт имеет кон-
струкционную скорость 177 км/ч.
Основная цель исследований внешней аэродинамики подвиж-
ного состава — определение коэффициента сопротивления подвиж-
ного состава для различных форм лобовых частей локомотива (пе-
реднего вагона). Исследования показали, что аэродинамическое
сопротивление серийных локомотивов составляет в среднем сх—
= 0,4... 0,6 и что плохо обтекаемые модели имеют большое лобо-
вое давление и разрежение на боковых сторонах. Знание «эпюр»
давления вдоль кузова тепловоза позволяет выбрать наиболее ра-
циональное месторасположение воздухозаборных устройств.
До настоящего времени специальных исследований, посвящен-
ных изучению влияния скорости движения локомотива на работу
воздухозаборных и выпускных устройств, проведено очень мало.
В основном таким исследованиям подвергали воздухозаборные уст-
ройства систем охлаждения электрических машин. Общий недоста-
ток этих работ— изучение характеристик воздухозаборных уст-
ройств при сравнительно небольших скоростях движения (до
100 км/ч).
В результате исследований воздухозаборных устройств с целью
определения влияния на работу воздухозаборного устройства воз-
душного потока, омывающего кузов при движении тепловоза, было
установлено, что при заборе воздуха из проходящего потока потери
в воздухозаборных устройствах уменьшаются за счет кинетической
энергии проходящего потока и что параметры потока воздуха, дви-
жущегося вдоль кузова тепловоза, существенным образом влияют
на поле скорости воздушного потока за жалюзи.
В результате исследований сопротивления истечению через от-
верстия в стенке и сопротивлений входных и выходных отверстий
каналов в присутствии проходящего потока была получена зависи-
мость коэффициента сопротивления входа от отношения скорости
проходящего потока к скорости воздуха в канале. Однако резуль-
таты упомянутых исследований не могут быть применены для оцен-
ки влияния скорости движения тепловоза на характеристики охлаж-
дающих устройств так как эти устройства отличаются большой
сложностью (конфузорность, сложные переходы, повороты и др.).
Кроме того, при обтекании тепловоза набегающим потоком воздуха
228
Рис. 119. Схема движения воздуха в шахте V-образного типа (жалюзи с гори-
зонтальными створками условно не показаны):
a-vw=0; 6-vw = 5
распределение скорости в пограничном слое носит иной характер,
а режимы работы охлаждающих устройств характеризуются боль-
шими отношениями скоростей.
Экспериментальные исследования показали, что кузов тепловоза
омывает турбулентный пограничный слой, описываемый уравнения-
ми (49) и (50), и что в зависимости от места расположения охлаж-
дающего устройства толщина пограничного слоя у входного сече-
ния 6=100 ...350 мм. При этом скорость воздуха уже на достаточ-
но небольшом расстоянии от поверхности кузова (менее 50 мм) от-
личается всего лишь на 18%. Это позволяет предположить, что из-
менение толщины пограничного слоя в исследуемом диапазоне не
будет оказывать существенного влияния на характеристики охлаж-
дающего устройства. Тем более, что размеры воздухозаборных и
выпускных отверстий шахт велики по сравнению с толщиной, и по-
граничный слой «отсасывается» или «сдувается» уже в передней
части отверстий. В связи с этим оценка влияния пограничного слоя
на характеристики шахты была проведена в процессе предвари-
тельных исследований, которые показали, что при небольших зна-
чениях относительной скорости vw толщина 6 не влияет на харак-
теристики воздухозаборных устройств шахт. Некоторое влияние
ощущается лишь при значениях vwZ>7. Однако это влияние на-
столько мало, что им можно пренебречь.
Это позволило исключить параметры В/A и d/D из обобщенных
зависимостей (52), (53) и (54), а следовательно, значительно со-
кратить объем исследований и упростить условия моделирования.
Рациональные конструкции жалюзи. Охлаждающие устройства
дизеля отечественных и зарубежных тепловозов оборудуют обычно
жалюзи с поворотными створками, продольная ось которых гори-
зонтальна. Такие жалюзи не оказывают существенного влияния на
процесс забора воздуха из проходящего потока.
229
Рис. 120. Сопротивление
шахты охлаждающего уст-
ройства типа М62, оборудо-
ванного жалюзи со створ-
ками:
1 — горизонтальными; 2 — вер-
тикальными под углом а=90°;
3 — вертикальными под углом
а = 60°; 4—вертикальными, вы-
полненными по радиусу; 5 —
вертикальными под углом а=15°
6 — вертикальными под углом
а=30°
Исследования с визуализацией потока, проведенные на модели
охлаждающего устройства V-образного типа (тепловоз ТЭ109),
показали, что при заборе воздуха из покоящейся атмосферы в шах-
те под панелью радиатора возникает значительный поперечный
вихрь (рис. 119, а). При всасывании из проходящего потока проис-
ходит отрыв потока от передней торцовой стенки шахты и значи-
тельное сужение ядра потока. В нижней части шахты возникает
продольный вихрь, который в сочетании с поперечным образует
вихревую трубку (рис. 119, б). Этим объясняется увеличение со-
противления охлаждающего устройства с серийными жалюзи при
увеличении относительной скорости vw (рис. 120) [22].
Предварительные исследования, связанные с решением пробле-
мы поворота проходящего потока воздуха с минимальными поте-
рями, показали целесообразность оборудования охлаждающего
устройства жалюзи с вертикальными створками.
Исследование модели шахты тепловоза типа ТЭ109 показало,
что при установке жалюзи с вертикальными плоскими створками
(рис. 121) значительно ослабляется продольный вихрь, умень-
шается неравномерность поля скорости, а следовательно, и сужение
потока воздуха за жалюзи. Потери давления в шахте уменьшают-
ся, причем наименьшие значения этих потерь соответствуют углу
установки створок 30°. Дальнейшее уменьшение угла эффекта не
дает. Полностью устранить перекос поля скорости можно, органи-
зовав поворот потока в самой решетке. Для этого плоскую створку
жалюзи выполняют с изломом (в виде направляющего аппарата).
Дополнительный эксперимент показал, что наиболее рациональным
вариантом излома является такой, когда угол установки передней
части створки составляет 30°, а плоскость задней параллельна об-
разующим решетки, т. е. оси входного сечения шахты (рис. 121, б).
Рис. 121. Схемы жалюзи с вер-
тикальными створками:
а — с изломом; б—без излома
230
V
85
86
Рис. 122. Жалюзи со створками:
а — профилированными; б — плоскими
В этом случае за жалюзи поле скорости воздуха практически не
имеет перекоса. Продольный вихрь сохраняется лишь в небольшом
пространстве за первой створкой.
Попытки еще более снизить сопротивление шахты за счет из-
готовления створки по радиусу окружности, вписанной в плоскую
створку с изломом, успеха не принесли (см. рис. 120, 4). Видимо,
потери, обусловленные вихреобразованием в месте излома невели-
ки, а створка, выполненная по радиусу, имеет малую кривизну, и
обтекание ее приближается к обтеканию плоской створки.
При исследовании характеристик модели шахты М62 с жалюзи,
имеющими вертикальные створки, было установлено, что наиболее
Рис. 123. Створки жалюзи тепловозов:
а — 2ТЭ116; б —2ТЭ10Л и 2ТЭ212; (раз-
меры даны в частях диаметра колеса
вентилятора)
Рис. 124. Изменение коэффициента
сопротивления жалюзи со створками:
1 — профилированными; 2 — плоскими; 3 —
тепловоза 2ТЭ116; 4 — тепловоза 2ТЭ121
231
рациональным углом установки плоских створок также является
угол 30° (рис. 120, 6). Установка жалюзи со створками с изломом
эффекта в этом случае не имела. Это видимое противоречие с по-
лученными ранее результатами для модели шахты ТЭ109 объясня-
ется установкой в шахте сразу же за жалюзи панели радиатора,
которая выполняет роль задней части створок с изломом.
С целью количественной оценки преимущества конструкции жа-
люзи с вертикальными створками в зависимости от режима их ра-
боты были проведены испытания различных конструкций жалюзи.
Испытаниям подверглись решетки с профилированными, плоски-
ми (рис. 122) и серийными створками (рис. 123), расположенными
с одним и тем же шагом (/=86 мм).
Установлено (рис. 124), что при всасывании из неподвижного
потока и углах установки а=90° наименьший коэффициент сопро-
тивления (£ж=0,06) имеют жалюзи с плоскими створками, при
которых сечение входного отверстия максимально. Наибольший
коэффициент сопротивления имеют серийные створки тепловозов
2ТЭ10Л, 2ТЭ116, 2ТЭ121 (см. рис. 123) и др. Серийные створки за-
теняют входное сечение. Их изогнутый профиль способствует воз-
никновению в каналах между створками вихревых зон, а следова-
тельно, и увеличению местных сопротивлений. Профилированные
створки имеют коэффициент сопротивления значительно меньший
(£ж=0,14), чем серийные створки. В режиме автомодельности ко-
эффициент сопротивления профилированных створок в 1,8 ...3,4 ра-
за меньше, чем у серийных створок.
Проведенные исследования также показали, что жалюзи с
профилированными створками по аэродинамическим характери-
стикам близки к жалюзи с плоскими створками при углах установ-
ки, близких к рациональным.
Дальнейшие исследования были всецело посвящены определе-
нию рациональных параметров жалюзи с вертикальными плоски-
ми створками, и в результате установлено, что для рационального
воздухозабора жалюзи должны иметь вертикальные створки, вы-
полняющие роль направляющего аппарата [32]. При испытаниях
жалюзи, содержащих вертикальные створки различной конфигу-
рации, была определена их рациональная конструкция, отвечаю-
щая целому ряду специфических требований: простота изготовле-
ния, надежность в работе и др. Такая конструкция (см. рис. 121)
состоит из подвижных и неподвижных створок. Подвижные створ-
ки устанавливают под углом ои к вектору скорости проходящего
потока vw, а неподвижные — параллельно оси канала шахты (а2 =
= 90°). При малых значениях vw подвижные створки устанавли-
вают в одной плоскости с неподвижными (ос1 = аз). Исследования
позволили также определить оптимальные геометрические пара-
метры такой решетки: 7=//Ь = 0,75ч-0,8; Z?i/&2= 1; czi = 30°.
Для охлаждающих устройств, у которых панели радиатора
располагаются сразу за жалюзи (тепловоз М62 и др.), рекомен-
дуется применять жалюзи с вертикальными плоскими створками
(см. рис. 122). Такие створки устанавливают под углом а к прохо-
232
дящему потоку. Рациональными геометрическими параметрами
для такой решетки являются: £ = 0,475 ... 0,9; а = 30°. Роль непо-
движных створок в данном случае выполняет трубчато-пластинча-
тая решетка радиатора.
Аэродинамические характеристики воздухозаборных устройств
и шахт. Испытания моделей шахт, в том числе с перегородкой по
продольной плоскости симметрии, показали [23], что разница полу-
ченных результатов не выходит за пределы точности измерений.
Поэтому исследование влияния проходящего потока воздуха про-
водили на моделях, имитирующих половину шахты (см. рис. 58).
Исследование аэродинамических характеристик шахт и влияния
на них параметров, входящих в обобщенную зависимость (53),
проводили на моделях шахт крышевого, арочного и V-образного
типа с жалюзи, имеющими горизонтальные и вертикальные створ-
ки (см. рис. 121, а и б). В результате установлено [23], что
характеристики потока воздуха, омывающего при движении тепло-
воза его кузов, оказывают существенное влияние на аэродинами-
ческое сопротивление шахты. Влияние это определяется аэродина-
мической схемой и геометрическими параметрами боковых жалю-
зи, расположением панели радиатора, вентиляторного колеса,
верхних жалюзи, а также режимом движения воздуха в охлажда-
ющем устройстве.
Аэродинамические характеристики шахт с серийными жалюзи
(с горизонтальными створками) с ростом скорости движения теп-
ловоза ухудшаются: увеличивается коэффициент сопротивления и
возрастает неравномерность полей скорости в характерных сече-
ниях. Общая закономерность такова, что с отнесением панелей
радиатора в глубь шахты влияние проходящего потока возрастает
и достигает максимума при отсутствии во всасывающем канале
радиатора (охлаждающие устройства нагнетательного типа).
Для шахт всасывающего V-образного, арочного, крышевого
(с расположением воздухозаборных окон в крыше и на боковых
стенках с высотой окна 0,35D) типов и всасывающих каналов
охлаждающих устройств нагнетательного типа в соответствии с
уравнением (54) получены зависимости поправочного коэффици-
ента kv от относительной скорости vw (табл. 16). Использование
этих зависимостей позволяет установить для расчетных режимов
работы грузовых тепловозов (скорость движения ут = 30 км/ч,
скорость возможного встречного ветра ив=10 м/с) значения отно-
сительной скорости уда = 2... 3 и поправочного коэффициента kv
в зависимости от типа шахт: арочного типа — kv= 1,03; крышевого
типа — kv= 1,11; V-образпого типа — /гг=1,2. Коэффициент сопро-
тивления шахт нагнетательного типа без учета скоростных потерь
(выходная скорость) при этих же условиях увеличивается пример-
но в 2 раза.
При работе охлаждающих устройств на нерасчетных режимах
или при движении тепловозов со скоростью, превышающей 100 ...
120 км/ч, vw может достигать значений 5 ... 10 и более. В »;ом слу-
чае затраты мощности на «просасывание» воздуха через шахту
233
16. Значения коэффициента kv [уравнение (138)] для охлаждающих устройств
с боковыми жалюзи различных типов
С горизонтальными створками (рис. 123) С вертикальными створками (рис. 121) С ромбической решеткой (типа ТЭ109)
Всасывающее арочное (см. рис. 114)
1,5—0,061 ?++0,02?+.В+ _
+0,0038г?2 w—0,348+0,06В2;
(при 1,3 + В + 2,5)
1,05—0,019?++0,0038??+
1,13—0,065uw (при 2^??w^
^9)
Всасывающее V-образное (см. рис. 12, е)
1,042+0,059г+—0,098+
+0,034В2—Q,22Bvw; (при 1,3<
<8 + 2,5)
1+0,066?+
1,15+0,035?+— 0,021В—
—0,0086?+В+0,00067??+;
1,18—0,0245?+
(при 2<??w=^9)
1,0+0,23?? w
(при 2<?+<9)
Всасывающее крышевое (см. рис. 115)
l+0,057??w (при 1,3<В<2,5)
1,67—0,28?+
(при 2<??w<9)
(l + 0,28t+)/(0,6 + 2,4/n)
(при 2<??w<9)
Нагнетательное (см. рис. 120)
0,9—0,08?+
(при 2<??w<9)
увеличиваются еще значительней. Поэтому расчет охлаждающих
устройств необходимо вести с обязательным учетом влияния пото-
ка воздуха, омывающего при движении кузов.
Применение боковых жалюзи с вертикальными створками
(рис. 121) позволяет существенно уменьшить аэродинамическое
сопротивление шахты. Наиболее эффективна установка решетки с
вертикальными створками в шахтах крышевого типа. Уже при
значениях г+ = 6 сопротивление шахты может быть преодолено за
счет скоростного напора проходящего потока воздуха. У шахт
арочного типа такой эффект достигается при больших значениях
vw, что объясняется в первую очередь существенной разницей
абсолютных значений коэффициентов сопротивления шахт: £ш =
= 2,1 (арочного типа) и£ш=1,5 (крышевого типа).
При установке решеток с вертикальными створками в шахтах
V-образного нагнетательного типа коэффициент при увеличе-
нии значений vw уменьшается незначительно по сравнению с вели-
чиной £ш. Тем не менее эффективность решетки велика, поскольку
без нее коэффициент сопротивления растет с увеличением относи-
тельной скорости значительно интенсивнее, чем у шахт арочного
и крышевого типов.
234
Рис. 125. Распределение скоростей
воздуха на площади фронта сек-
ций радиаторов охлаждающих уст-
ройств тепловозов:
а — 2ТЭЮЛ; б — М62; в — ТГ102 (циф-
ры на кривых — номера сечения, рас-
положенные равномерно по высоте
секций сверху вниз)
Рис. 126. Распределение скорости воздуха
по фронту радиатора:
а — по ширине; б — по высоте
Если при движении тепловозов с расчетной скоростью эффек-
тивность установки жалюзи с вертикальными створками сравни-
тельно невелика (малы значения vw), то при движении с большей
скоростью или работе охлаждающего устройства на нерасчетных
режимах эффективность значительно возрастает: коэффициент
сопротивления шахты уменьшается, а в некоторых случаях прини-
мает отрицательные значения.
Изложенное выше позволяет сделать вывод о том, что расчет
охлаждающих устройств дизелей необходимо проводить с обяза-
тельным учетом влияния скоростей движения тепловоза и встреч-
ного ветра. Использование полученных на основе проведенных
исследований зависимостей позволяет получить обобщенное урав-
нение для определения коэффициента сопротивления шахт охлаж-
дающих устройств арочного, V-образного и крышевого типов со
всасывающей и нагнетательной аэродинамическими схемами:
Сши==^г»Сш — » (138)
которое справедливо при значениях Fa, = 2,0 ... 9,0.
Результаты исследований влияния скорости проходящего пото-
ка воздуха на аэродинамические характеристики шахт испытан-
235
ных конструкций ВВО практически совпадают с результатами
подобных испытаний шахт устройств для охлаждения воды и мас-
ла дизеля.
Влияние скорости воздушного потока, омывающего кузов при
движении тепловоза, на эффективность работы охлаждающего уст-
ройства. Исследования охлаждающих устройств тепловозов ТЭЗ,
2ТЭЮЛ, М62, ТЭ109 и др. показывают, что поле скорости воздуш-
ного потока перед радиатором неравномерное (рис. 125) [22]. При
этом неравномерность определяется как особенностями конструк-
ции охлаждающего устройства, так и скоростью воздушного пото-
ка, омывающего кузов при движении тепловоза.
Количественную оценку неравномерности поля скорости возду-
ха удобно проводить с помощью коэффициента
£w ==®^max/<^min’ (139)
где аУтах и аутш — соответственно максимальное и минимальное
значения скорости воздуха.
Охлаждающие устройства современных тепловозов характери-
зуются как по ширине, так и по высоте панелей радиаторов коэф-
фициентом неравномерности [22]. Особенности конструкции
охлаждающего устройства дизеля тепловоза и специфический ха-
рактер распределения скорости по высоте и ширине тепловозного
радиатора не позволяют воспользоваться результатами исследова-
ний радиаторов других транспортных машин [6] и требуют прове-
дения специальных исследований.
Неравномерность поля скорости воздуха по ширине панели
тепловозного радиатора, определяемая особенностями конструкции
устройства, с достаточной точностью описывается уравнением па-
раболы (рис. 126)
w = a1 — (140)
Неравномерность же по высоте радиатора можно приближенно
описать линейной зависимостью
w=a2 —р2у. (141)
Упомянутые выше результаты испытаний тепловозов 2ТЭ10Л
и М62 позволяют получить конкретные выражения зависимостей
(140) и (141):
<w= 15,6 —3,75л:2;
11,34-4,74г/.
Несложные преобразования позволяют зависимости (140) и
(141) представить в виде
/ еда — 1
—.-----------I g-------±------
2ew + Ц w А
(142)
(143)
236
Рис. 127. Распределение скоростей
воздуха по ширине фронта радиатора
охлаждающего устройства дизеля:
l — vw=0; 2 — vw=2; 3 — vw=4 (жалюзи
с горизонтальными створками); 4 — vw=4
(жалюзи с вертикальными створками)
Всасывание из проходящего потока воздуха связано с отрывом
потока от передней стенки канала, что, естественно, вызывает
дополнительную неравномерность поля скорости, в первую очередь
по ширине фронта радиатора. Исследование полей скорости при
наличии набегающего потока показывает, что кривые изменения
средней скорости воздуха по ширине воздухозаборного окна ох-
лаждающего устройства при имеют максимум (рис. 127),
соответствующий
х = ^=хкр = 0,04-|-0,16^. (144)
Приближенно характер изменения средней скорости воздушного
потока по ширине воздухозаборного окна можно описать зависи-
мостью
w=‘Z2)cp (0,78 — 0,12г>да4- 1,58л:) (145)
на участке <С,тКр и
w=wcp (0,084-(-0,14-uJ (146)
на участке хкр<:х<:1 (рис. 127).
Скорость воздушного потока, омывающего кузов при движении
тепловоза, практически не изменяет линейный характер неравно-
мерности поля скорости по высоте радиатора.
Совместное решение уравнений теплопередачи и теплового
баланса с использованием зависимостей (144), (145), (146) и (143)
позволяет получить интегральные выражения для количества теп-
лоты, передаваемой воздуху радиатором, с учетом неравномерного
распределения скорости воздуха по ширине и высоте панели
радиатора:
, _ рр 2,89.106wcp(0,78-0,12vw+ l,58x)rfx
Qhht —Хкр J 45J [w (o,78-0,12vw+ 1,58x)]°’305 +
o
+ wcp(0,78 — 0,12vw + 1,58x) + 56,4 *
p 2,89- 106wcp (0,84 4- 0,1 vw) dx
I / j, ___ \ I *• *
.) 45,1 [wcp (0,84 + 0,1 + wcp (0,84 + 0,1 vw) 56,4
хкр
(147)
237
(148)
где
Использование зависимостей (145), (146) и (143) позволяет
получить средние интегральные значения аэродинамического со-
противления радиатора:
хкр _
Д^инг= J 0,65®ср (0,78— OJS-z^-^l’SSx) dx-\-
о
4- J 0,65®cp (0,844-0,1^) dx; (149)
хкр
A
A J L e® + 1 \ A
0
Расчеты, проведенные с использованием уравнений (148) и
(150), показывают, что неравномерность поля скорости по высоте
панели радиатора приводит к незначительному изменению тепло-
рассеивающей способности и аэродинамического сопротивления
радиатора. В связи с этим оказалось целесообразным исследовать
влияние на энергетические характеристики радиатора только не-
равномерности поля скорости воздуха по ширине радиатора, для
чего удобно ввести поправочные коэффициенты
^ИНГ ИНТ
е<3=-7 и £ар=—7---------- ’
Qcp АР2ср
где
п _ 2,89-106 wcp
^ср “ 45,1 w°’305 + wcp + 56,4
и Ар2ср = 0,605®ср76.
Расчеты, проведенные численным методом, позволили получить
приведенные ниже значения поправочных коэффициентов 8q и 8др,
характеризующих влияние неравномерности поля скорости на
энергетические характеристики радиатора.
V W ................
8«, %................
8 А Р> %.............
2 4 6
3 5 7
2 4 8
238
Используя полученные зависимости, можно в первом прибли-
жении оценить эффективность радиатора при неравномерности
поля скорости, соответствующей значениям ^^4. Расчеты пока-
зывают, что уже при значениях vw=6 теплорассеивающая способ-
ность уменьшается примерно на 7%, а сопротивление радиатора
увеличивается примерно на 8%.
При установке в охлаждающем устройстве боковых жалюзи с
вертикальными створками поле скорости выравнивается (рис. 127,
кривая 4), и характеристики радиаторов практически не отлича-
ются от подсчитанных по средней скорости.
Результаты исследований влияния скорости воздушного потока,
омывающего кузов при движении тепловоза, на аэродинамические
характеристики шахт, вентиляторных установок, жалюзи и на
энергетические характеристики радиатора позволяют комплексно
оценить эффективность работы охлаждающего устройства дизеля
в зависимости от скорости движения тепловоза. Расчеты охлаж-
дающего устройства тепловоза типа ТЭП70, проведенные на основе
этих экспериментальных данных при условии, что скорость встреч-
ного ветра vB—10 м/с, позволяют сделать вывод об уменьшении
эффективности работы охлаждающего устройства с увеличением
скорости движения тепловоза на 2,5... 10% (ут=80... 200 км/ч)
при применении в нем серийной конструкции жалюзи с горизон-
тальными створками. Это ухудшение работы охлаждающего уст-
ройства связано с увеличением коэффициента сопротивления шах-
ты £шг (табл. 16), изменением аэродинамических характеристик
Рис. 128. Аэродинамическая
характеристика вентилятора
УК-2М (с круглым -Коллек-
тором, жалюзи, d = 0,45;
зл = 8; 0 = 27°) и сети ох-
лаждающего устройства (ти-
па ТЭП70) в зависимости от
скорости движения тепло-
воза:
1 — ат=40 км/ч; 2 — ит = 80 км/ч;
3 — ит = 120 км/ч; 4 — vT —
= 160 км/ч; 5—ит=200 км/ч
239
вентилятора (рис. 128) и уменьшением теплорассеивающей способ-
ности радиатора.
Применение жалюзи с вертикальными створками (см. рис. 121)
позволяет не только сохранить эффективность работы охлаждаю-
щего устройства, но и увеличить его теплорассеивающую способ-
ность при скорости движения тепловоза ут = 80... 200 км/ч на
2 ... 4,5% за счет использования кинетической энергии воздушного
потока, омывающего кузов при движении тепловоза. Жалюзи такой
конструкции обеспечивают равномерное распределение скорости
воздуха по площади фронта панелей радиатора и значительно
уменьшают аэродинамическое сопротивление охлаждающего уст-
ройства за счет использования энергии проходящего воздушного
потока. Так, при значениях vw>2,5 коэффициент сопротивления
шахты с жалюзи, имеющими вертикальные створки, меньше коэф-
фициента сопротивления шахты с серийными жалюзи. Это позво-
ляет уменьшить среднеэксплуатационные затраты мощности на
привод вентиляторов и получить значительный экономический
эффект.
22. КОНСТРУКТИВНЫЕ И АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ВОЗДУХОЗАБОРНЫХ УСТРОЙСТВ И ВОЗДУХОВОДОВ
СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЯГОВЫХ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН
И ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЕЙ
Тяговые электрические машины тепловозов охлаждаются окру-
жающим воздухом, подаваемым к вентиляторам через специальные
воздухозаборные устройства, расположенные в кузове тепловоза.
Воздухозаборное устройство состоит из жалюзи и расположенного
за ними всасывающего канала, который подводит атмосферный
воздух к потребителю или вентилятору системы охлаждения. Наи-
более распространенной конструкцией жалюзи является створча-
тая, с горизонтальным расположением створок под углом а = 45°
к плоскости стенки кузова тепловоза. Конструкция всасывающего
Рис. 129. Аэродинамические
схемы всасывающих каналов
и жалюзи систем охлажде-
ния тяговых электрических
машин:
а — главного генератора тепло-
воза М62; б—главного генерато-
ра тепловоза 2ТЭ10Л; в — тяго-
вых электродвигателей задней
гележки тепловоза М62; г — жа-
люзи из створок; д — жалюзи
из уголков
240
17. Характеристики всасывающих каналов систем охлаждения
Тип жалюзи Расположение створок m t а, °
Главного генератора тепловоза М62
1. Створчатый Горизонтальное 20 15 45 —
2. То же Вертикальное 20 10 30 —
20 60 —
20 90 —
3. Из уголков 20X20X2 То же 1— 25 — 0
Главного генератора тепловоза 2ТЭ10Л
4. Створчатый Горизонтальное 25 15 | 45 | —
Тяговых электродвигателей задней тележки тепловоза М62
5. Створчатый
[Горизонтальное
| 23 | 15 | 45 | —
канала определяется общей компоновкой оборудования в кузове
тепловоза.
С целью определения рациональной конструкции жалюзи и
всасывающего канала и влияния на работу воздухозаборного уст-
ройства воздушного потока, омывающего кузов при движении
тепловоза проведены исследования моделей (масштаб 1 : 2) всасы-
вающих каналов (рис. 129) систем охлаждения главного генера-
тора тепловозов М62, 2ТЭ10Л и тяговых электродвигателей зад-
ней тележки тепловоза М62 в комплекте с моделями серийных и
опытных жалюзи (табл. 17). Исследования проводили в аэродина-
мической камере с установкой дополнительного вентилятора для
создания воздушного потока экрана с воздухозаборным устрой-
ством.
Количественно оценить аэродинамические характеристики воз-
духозаборного устройства можно, используя следующие коэффи-
циенты.
1. Аэродинамического сопротивления
С = Д/?/(0,5р-и* 1 2),
где Ар — потери полного давления по тракту, Па; 0,5ри2— динами-
ческое давление воздушного потока на выходе из всасывающего
канала, Па.
2. Неравномерности поля скоростей воздушного потока в сече-
нии всасывающего канала за жалюзийной решеткой
__2 (^max ^min)
^тах “Ь ^min
где Umax, Umin — соответственно максимальная и минимальная
скорость воздуха в данном сечении, м/с.
241
Значение коэффициента неравномерности к изменялось от О,
когда (Umax — umin)->0, до 2, когда umin->0. В первом случае поле
скорости равномерное, во втором — наиболее неравномерное.
Определяющими параметрами являлись критерии Рейнольдса
для воздушных потоков, выходящего из всасывающего канала
(Red) и движущегося вдоль воздухозаборного устройства (Re/):
Red=wd/v; Rez = -u7/v,
где w, v' — скорость движения воздуха соответственно во всасыва-
ющем канале и вдоль кузова тепловоза, м/с; d — диаметр выход-
ного патрубка всасывающего канала, м; у— кинематическая вяз-
кость воздуха, м2/с; I — линейный размер жалюзи по направлению
движения потока воздуха вдоль кузова тепловоза, м/с.
Режим, характеризуемый Re/ = 0, соответствует стоянке тепло-
воза, когда ит=0.
В результате испытаний моделей воздухозаборных устройств
серийного исполнения установлено, что значение коэффициента
сопротивления £ практически не зависит от режима течения воз-
духа в канале.
Минимальное значение коэффициента сопротивления характе-
ризуют потери в канале модели с жалюзи типа 5 (см. табл. 17).
Подобная конструкция канала применяется обычно при заборе
воздуха в нижней части кузова в системах охлаждения тяговых
электродвигателей.
В системах охлаждения генераторов тепловозов забор воздуха
осуществляется в верхней части кузова. В этом случае более ра-
циональной конструкцией (при равной площади входного и выход-
ного сечений) является канал модели а, у которого линейный
размер I не намного больше диаметра Do выходного сечения
всасывающего канала. Испытания канала модели а с жалюзи раз-
личных конструкций позволили установить, что для такого типа
канала наиболее рациональны жалюзи с горизонтальными створ-
ками (тип 1, табл. 17).
При заборе воздуха из потока, движущегося вдоль кузова
тепловоза, потери в воздухозаборном устройстве несколько умень-
шаются, так как для преодоления местных потерь используется
часть кинетической энергии движущегося потока.
В результате проведенных исследований установлено, напри-
мер, что при скорости тепловоза ит~Ю0 км/ч коэффициент сопро-
тивления серийных воздухозаборных устройств уменьшается в
среднем на 28%. Если же всасывающий канал модели а оборудо-
вать жалюзи с углом установки вертикальных створок а = 30 или
60° навстречу потоку, то для ит^100 км/ч коэффициент £ умень-
шится соответственно на 40 и 33%, а при а = 90° — увеличится на
10%. Это объясняется тем, что в первых двух случаях установлен-
ные таким образом створки позволяют использовать большую
часть энергии потока, чем горизонтальные жалюзи, а в третьем
случае завихрения, возникающие за тыльной по направлению к
242
потоку стороной створок, создают дополнительные местные потери.
Однако абсолютное значение коэффициента £ для воздухозабор-
ного устройства с горизонтальными жалюзи (а=45°) меньше
соответственно в 3,8; 2 и 1,7 раза, чем с вертикальными жалюзи
при значениях а соответственно 30, 60 и 90°.
Поток, движущийся вдоль стенки кузова тепловоза, влияет на
поле скоростей воздушного потока за жалюзи воздухозаборного
устройства, где обычно устанавливаются сетчатые фильтры. Ана-
лиз результатов зондирования воздушного потока в сечении вса-
сывающих каналов на расстоянии 65 мм от жалюзи (рис. 129)
показал, что для неподвижного тепловоза поле скоростей харак-
теризуется сравнительно небольшим коэффициентом неравномер-
ности (к=0,1 ... 0,4), а распределение скорости по длине фронта
воздухозаборного устройства имеет вид, обычный для течения по-
тока воздуха в канале. При обтекании же внешним потоком воз-
духозаборного устройства с серийными жалюзи (модель а и б)
значение коэффициента неравномерности увеличивается примерно
в 3... 4 раза, в основном в результате увеличения скорости воздуха
у стенки канала, расположенной ближе к набегающему потоку.
Для канала с жалюзи из уголков значение коэффициента неравно-
мерности практически неизменно.
Всасывающий канал модели б не имеет оси симметрии в плос-
кости, перпендикулярной внешнему потоку. Поэтому на поле ско-
ростей в нем влияет направление этого потока.
Проведенные исследования показали, что из испытанных образ-
цов минимальное сопротивление имеет воздухозаборное устройство
системы охлаждения задней тележки тепловоза М62 (рис. 129,
модель, в), потери в котором характеризуются коэффициентом
сопротивления £=0,08. Для всасывающих каналов моделей а и б
(рис. 129), имеющих более сложную конфигурацию, коэффициент
сопротивления больше соответственно в 4 и 7 раз.
Чтобы исключить влияние направления движения встречного
потока на структуру потока во всасывающем канале и тем самым
улучшить условия работы фильтров, устанавливаемых во всасы-
вающем канале за жалюзи, необходимо, чтобы всасывающий ка-
нал был симметричен относительно плоскости, перпендикулярной
продольной оси тепловоза.
Работы по усовершенствованию конструкции нагнетательных
каналов систем охлаждения электрических машин шестиосных
тепловозов, проведенные ПО ВТЗ, позволили определить конструк-
цию распределительного устройства на входе в нагнетательный
канал, позволяющую осуществить равномерную раздачу воздуха к
трем тяговым электродвигателям без применения специальных
регулировочных заслонок [46]. Увеличение радиусов кривизны эле-
ментов каналов, организация более плавного входа воздуха в
соответствующие ответвления и плавных переходов от одного сече-
ния канала к другому позволили уменьшить аэродинамическое
сопротивление нагнетательных каналов передней и задней тележек
тепловоза 2ТЭЮЛ соответственно на 16 и 19%.
243
Постоянный рост мощности тепловозов требует решения ряда
вопросов по совершенствованию серийных и созданию принципи-
ально новых вспомогательных устройств тепловоза. Применение
на отечественных тепловозах мощностью 2941 ... 4412 кВт центра-
лизованной системы воздухоснабжения тяговых электрических
машин и аппаратов с одним вентилятором позволяет значительно
повысить надежность работы, уменьшить затраты на обслуживание
и ремонт. Кроме того, в такой системе появляется возможность
использовать осевой вентилятор, который имеет более высокий
КПД по сравнению с применяющимися на серийных тепловозах
центробежными вентиляторами (см. разд. 2).
К основным элементам системы централизованного воздухо-
снабжения относятся воздухозаборные устройства с воздухоочи-
стителями, вентилятор с входным коллектором и диффузором, на-
гнетательные каналы с отводами к потребителям (генератору, тяго-
вым электродвигателю и др., см. рис. 28).
Воздухозаборное устройство централизованной системы возду-
хоснабжения включает в себя боковые решетки, воздушные
фильтры, каналы для прохода воздуха и коллектор вентиляторной
установки. Аэродинамическая схема блока фильтров аналогична
аэродинамической схеме шахт охлаждающих устройств всасываю-
щего крышевого типа. Основные конструктивные отличия опре-
деляются расположением коллектора. В первом случае он распо-
ложен на нижнем обводе блока фильтров, во втором — в крыше.
В обоих случаях воздух из атмосферы всасывается через боковые
жалюзи, проходит воздушные фильтры (панели радиаторов) и
попадает в коллектор.
В шахтах крышевого типа аэродинамическое сопротивление
определяется площадью фронта всасывающих окон, местом их
расположения (на боковой стенке кузова, на покатой части крыши
или комбинированное расположение), формой коллектора, глуби-
ной расположения и углом установки панелей радиатора, конфи-
гурацией нижнего обвода и др.
Эти же параметры оказывают определенное влияние на аэро-
динамическое сопротивление блока фильтров, которое характери-
зуется иными количественными показателями, поскольку рабочий
процесс движения воздуха в этом случае определяется другими
соотношениями скоростей в характерных сечениях. Блоки фильтров
характеризуются более высокими по сравнению с охлаждающими
устройствами дизеля степенями сужения потока (9... 16), относи-
тельно малыми скоростями воздуха перед фронтом фильтров, а
следовательно, и во всем пространстве до коллектора.
Анализ аэродинамических характеристик комбинированных и
централизованных систем воздухоснабжения тепловозов показы-
вает, что централизованные системы (например, тепловоза 2ТЭ121)
имеют меньшее аэродинамическое сопротивление (рис. 130, а),
главным образом за счет меньшего сопротивления всасывающего
тракта. Более высокий КПД осевого вентилятора позволяет уве-
личить это преимущество (рис. 130, б) [3].
244
Рис. 130. Изменение аэродинамического сопротивления систем охлаждения тяго-
вых электрических машин тепловозов:
а — без учета КПД вентилятора; б —с учетом КПД вентилятора; 1 — М62; 2 — 2ТЭ10Л; 3 —
2ТЭ116; 4 — 2ТЭ121
К настоящему времени ВНИТИ и ПО КТЗ, ПО ВТЗ и ПО ЛТЗ
накоплен значительный опыт по расчету и проектированию систем
централизованного воздухоснабжения, намечены мероприятия
дальнейшего повышения их экономичности.
1. Регулирование расхода воздуха в соответствии с температу-
рой окружающей среды.
2. Уменьшение сопротивления отдельных элементов системы и
тяговых электрических машин.
3. Повышение точности распределения воздуха по потреби-
телям.
Рис. 131. Воздухозаборное устройство тепловоза ТЭП70
245
4. Уменьшение потерь в редукторе привода вентилятора и др.
Примером воздухозаборного устройства, обобщающего основ-
ные рациональные конструктивные решения, может служить блок
тепловоза ТЭП70, расположенный в крыше кузова, в каркасе кото-
рой установлены кассеты фильтров 1 (рис. 131). Каркас блока
представляет собою сварную конструкцию из алюминия. Блок
фильтров крепится к каркасу и поперечной балке кузова, по поса-
дочным местам уплотнен губчатой резиной. Так же уплотнены и
люки блока фильтров; их устанавливают в пазы через люки 4.
Сверху кассеты прижимаются скобами 5. Каждый люк 4 в откры-
том состоянии фиксируется двумя пружинными защелками 6, рас-
положенными на неподвижных жалюзи 7. При открытых люках
большая часть воздуха забирается из кузова тепловоза для умень-
шения возможного попадания в кассеты воды и снега.
Диффузор 2 при монтаже вставляют внутрь блока через круг-
лое отверстие, после чего зазор между диффузором и каркасом
блока закрывают уплотнением 3 из алюминиевого листа. Уплотне-
ние крепится винтами к каркасу блока фильтров и хомутом к
диффузору вентилятора.
С целью определения рациональных параметров и элементов
конструкции воздухозаборных устройств крышевого типа для ох-
лаждающих устройств тяговых электрических машин с групповой
и централизованной системой раздачи воздуха и аэродинамиче-
ских характеристик этих устройств была испытана универсальная
модель блока, изготовленная по образцу устройства тепловоза
ТЭП75 в масштабе 1 :3 (рис. 132). На модели были проведены
испытания при расположении всасывающих окон на боковой стен-
ке и покатой части крыши (исходный вариант) при закрытых
верхних или нижних окнах (рис. 132, а). Угол установки фильтров
изменялся в диапазоне 80°^у^60°. При этом модели фильтров
устанавливались на различном удалении от коллектора (1,35^
^b/D^z2). Установлено, что влияние таких параметров, как глу-
бина расположения и угол установки фильтров несущественно.
Аэродинамическое сопротивление модели остается практически
постоянным при изменении глубины расположения фильтров в
диапазоне Ь= (1,35... 2)7). Не оказывает влияния на характери-
стики блока угол установки фильтров при изменении его в широ-
ком диапазоне 80°^у^60° (рис. 132, б).
Слияние воздушных потоков сопровождается, как правило, об-
разованием воздушных вихрей в месте слияния. Для ликвидации
этого явления часто устанавливают специальные перегородки. При
установке такой перегородки в блоке фильтров, как и при исполь-
зовании фигурного обвода (см. рис. 132, в) с целью устранения
так называемых воздушных мешков, возникающих в месте распо-
ложения перегородки, также не происходит заметного уменьшения
аэродинамического сопротивления блока. Изменение площади
(ширины) фронта воздухозаборных окон в диапазоне (0,7... 1) В
не ведет к заметному изменению коэффициента сопротивления.
Установлено также, что независимо от места установки коллекто-
246
4
Рис. 132. Блок фильтров и аэродинамические схемы вариантов блока системы
централизованного воздухоснабжения:
/ — внутренний обвод; 2 — коллектор; 3 —жалюзи; 4 — воздухоочиститель
ра вдоль продольной плоскости симметрии аэродинамическое
сопротивление блока остается практически постоянным.
Экспериментальные исследования показали, что при развитой
площади фронта всасывающих окон, расположенных на крыше
или комбинированно (на крыше и боковой стенке кузова), аэроди-
намическое сопротивление блока определяется потерями энергии
при входе воздушного потока в коллектор. При использовании
коллектора с плавным входом эти потери по абсолютной величине
сравнительно невелики. При расположении всасывающих окон в
основном на крыше коэффициент аэродинамического сопротивле-
ния £=0,11.
Установлено, что при эксплуатации тепловоза в определенных
условиях, зависящих от скорости движения, направления и скоро-
сти ветра, скорости выпуска отработавших газов, газы попадают в
воздухозаборные окна тепловоза. Это ведет к уменьшению эффек-
тивности охлаждающих устройств и снижению надежности работы
тяговых электрических машин.
Одним из мероприятий, позволяющих уменьшить попадание
отработавших газов в воздухозаборные окна, является расположе-
ние их на боковых стенках кузова. Если этого не позволяют усло-
247
вия компоновки, воздухозаборные окна можно располагать комби-
нированно— на боковой стенке и крыше кузова.
При расположении воздухозаборных окон на боковых стенках
кузова или крыше коэффициенты сопротивления блока с достаточ-
ной для технических расчетов точностью определяются зависимо-
стями
С=0,53...0,37(Л2/Г>) при 0,35<Д2/П<1;
С=о, 187...0,067(AJD) при 0,4<AJD<0,9.
Поскольку абсолютные значения коэффициентов сопротивления
сравнительно невелики, общее аэродинамическое сопротивление
системы воздухоснабжения с переносом окон с крыши на боковые
стенки изменяется относительно мало.
Анализ результатов исследований блоков фильтров позволяет
рекомендовать как наиболее рациональную, с учетом надежности
в эксплуатационных условиях, аэродинамическую схему блока
фильтров, имеющую коллектор с плавным входом, воздухозабор-
ные окна высотой А= (0,7... 2)7), расположенные на боковых
стенках кузова. При этом такие параметры, как угол установки,
глубина расположения воздушных фильтров, место расположения
коллектора, конфигурация проточной части между боковыми ре-
шетками и коллектором следует выбирать из конструктивных
соображений.
Исследования систем централизованного воздухоснабжения
тепловозов ТЭП70, ТЭП75, ТЭМ7, 2ТЭ121 и 2ТЭ136 показывают,
что примерно половина статического напора, развиваемого венти-
лятором, используется на преодоления аэродинамического сопро-
тивления тяговых электрических машин. Поэтому решение задач
дальнейшего совершенствования систем охлаждения, повышения
их экономичности связано с работами по снижению сопротивления
не только нагнетательных воздуховодов, но и проточной части
тяговых электрических машин.
Проведенные исследования показали:
1) отклонение в распределения воздуха по потребителям не
должно превышать 4% номинального значения;
2) наиболее рационально применять осерадиальные диффузоры
с переходом от осевой части к радиальной, выполненным с внут-
ренним радиусом, составляющим не менее 15% диаметра рабочего
колеса вентилятора;
3) уменьшение сопротивления воздуховодов должно достигать-
ся в результате выбора их рациональной конфигурации, при этом
скругление поворотов потока целесообразно выполнять с внутрен-
ним радиусом, равным 0,6 ... 0,7 от высоты воздуховода;
4) для уменьшения сопротивления регулировочных лопастей
располагаемых при необходимости за спрямляющим аппаратом
вентилятора, рекомендуется тщательно подбирать их рациональ-
ное число и расположение в диффузоре;
248
Рис. 133. Зависимость коэффи-
циента аэродинамического сопро-
тивления блока фильтров от отно-
сительной скорости воздуха:
—□------без жалюзи; —Д-----жалюзи
с горизонтальными створками; —X---
жалюзи с вертикальными плоскими
створками (а=30“)
5) прямолинейные участки нагнетательных каналов обычно
характеризуются небольшим сопротивлением. Диффузорные участ-
ки, повороты перед потребителями воздуха и отводы от основного
воздуховода имеют сопротивление 300... 700 Па, которое может
быть снижено совершенствованием их конструктивных форм;
6) оптимизация формы воздуховодов к главному генератору и
тяговым электродвигателям, введение скруглений в местах пово-
рота потока всегда приводят к заметному уменьшению сопротив-
ления системы;
7) проходящий поток воздуха оказывает существенное влияние
и на аэродинамические характеристики воздухозаборных устройств
систем охлаждения тяговых электрических машин (блоков исход-
ного варианта и с воздухозаборными окнами на боковых стенках
кузова). В последнем случае, например при vT— 160 км/ч, общее
аэродинамическое сопротивление блока, имеющего жалюзи с гори-
зонтальными створками, увеличивается в 2,2 раза (рис. 133);
8) аэродинамическое сопротивление блоков существенно умень-
шается при установке жалюзи с вертикальными створками; в этом
случае при ут=Ю0 км/ч сопротивление исходного варианта пол-
ностью преодолевается энергией набегающего потока воздуха, в
блоке с расположением всасывающих окон на боковых стенках
коэффициент сопротивления уменьшается до 0,2 (рис. 133);
9) применение жалюзи с вертикальными створками способст-
вует выравниванию полей скорости воздуха перед фильтрами и,
как следствие, повышению эффективности их работы.
23. МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ АЭРОДИНАМИЧЕСКОГО
СОПРОТИВЛЕНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
Аэродинамический расчет охлаждающего устройства дизеля
предусматривает определение потерь на отдельных участках аэро-
динамического тракта в соответствии с уравнением (123). При
этом следует учитывать скорость воздуха, омывающего кузов при
движении тепловоза (см. разд. 21), и рассчитывать аэродинамиче-
ское сопротивление элементов системы охлаждения в такой после-
довательности.
1. Аэродинамические потери в боковых жалюзи
Д/?б.ж=Сб.ж (C^SpfWi) ,
9—1627
249
где £б. ж —коэффициент сопротивления жалюзи, определяемый
экспериментально (см. разд. 21); Wi— скорость воздуха в сечении
перед фронтом жалюзи, м/с; pi — плотность воздуха в сечении пе-
ред жалюзи, кг/м3.
2. Сопротивление радиатора
ДА = Сс (0,5PcpW2) ,
где £с — коэффициент сопротивления секций радиатора, определяе-
мый по соответствующим обобщенным зависимостям (см.
разд. 13); рСр — плотность воздуха при средней температуре, кг/м3;
w2 — скорость воздуха в узком сечении секции, м/с.
3. Аэродинамическое сопротивление шахты охлаждающего
устройства
Дрш = Сшг, (0,5р2®ом) ,
где — коэффициент аэродинамического сопротивления шахты,
отнесенный к сечению, ометаемому лопастями вентилятора; рг —
плотность воздуха в шахте, кг/м3; &уом — скорость воздушного
потока в сечении, ометаемом лопастями вентилятора, м/с.
Коэффициент сопротивления £шг, для шахты определенной кон-
струкции является постоянной величиной, так как расчетные
режимы течения воздуха охлаждающих устройств дизелей тепло-
возов характеризуются автомодельностью (Re^1,6-105).
В разд. 21 приведены результаты исследований аэродинамиче-
ских характеристик шахт различного типа и соответствующие за-
висимости для определения с учетом влияния основных пара-
метров конструкций и скорости воздушного потока, омывающего
кузов при движении тепловоза.
Таким образом, вентиляторные установки, аэродинамические
схемы и характеристики которых приведены в разд. 17, при работе
в охлаждающих устройствах должны развивать напор
н=Сб.ж v (o,5pxw?) + Сс (0,5pcpW2) + Cuw (0,5p2WoM) .
В этом уравнении коэффициент сопротивления tmv учитывает
скоростные динамические потери (скорость на выходе). Потери в
верхних жалюзи могут быть учтены характеристикой вентилятор-
ной установки как потери в элементе, прилегающем к ней на выхо-
де, или подсчитаны отдельно по уравнению
А/’в.ж = Св.ж» (0,5p5Ws) ,
где £в. жу — коэффициент сопротивления жалюзи, определяемый
экспериментально в зависимости от типа конструкции (см.
разд. 21); w5 и р5 — скорость и плотность воздуха соответственно
в сечении перед жалюзи.
В данном случае необходимо пользоваться характеристикой
вентиляторной установки, в аэродинамической схеме которой не
предусмотрены жалюзи. Такой метод определения потерь менее
точен, так как в сечении жалюзи поле скорости воздуха характе-
250
ризуется значительной неравномерностью. Этим же объясняется
трудоемкость эксперимента по определению сопротивления жалю-
зи за вентилятором, в связи с чем отсутствуют достоверные реко-
мендации по коэффициентам сопротивления жалюзи.
Расчет систем охлаждения тяговых электрических машин и
аппаратов обычно сводится к выбору рационального типа венти-
лятора (вентиляторов), который должен обеспечивать все потре-
бители необходимым количеством воздуха. Для этого вентилятор
должен развивать давление, необходимое для преодоления сопро-
тивления всех элементов аэродинамического тракта системы,
где k — коэффициент запаса по давлению (1,0... 1,05); Арг- — аэро-
динамическое сопротивление С го элемента аэродинамического
тракта.
Аэродинамическому расчету системы (воздуховода) обычно
предшествует конструктивная проработка как отдельных элементов
(участков) системы, так и системы охлаждения в целом. Опреде-
ляют протяженность, конфигурацию основных участков воздухо-
водов. При этом стремятся рационально развивать сечения, опре-
деляющие аэродинамические потери воздуховодов. В результате
появляется возможность разбить весь аэродинамический тракт на
отдельные участки до вентилятора (жалюзи, воздухоочистители
и др. с прилегающими к ним участками воздуховодов) и после
вентилятора (воздуховоды, отводы, диффузоры, тяговые машины
и др.), и определить их аэродинамическое сопротивление. Сопро-
тивление отдельных элементов систем определяют по результатам
соответствующих экспериментальных исследований. При этом
сопротивление воздухозаборных устройств следует подсчитывать с
учетом скорости воздушного потока, омывающего кузов при дви-
жении тепловоза, как это было показано выше по отношению к
охлаждающему устройству дизеля.
Потери давления в тяговых электрических машинах принимают
по результатам их специальных стендовых испытаний или по
паспортным данным. Сопротивление воздуховодов различного кон-
структивного оформления
Z = n
ДД = 2 AA = ^(0,5pzw?),
Z=1
где t,i — коэффициент сопротивления i-го участка воздуховода,
принимаемый по справочным данным [14]; рг- и Wi— плотность и
скорость воздуха в расчетном сечении, м/с; Дд — аэродинамиче-
ское сопротивление i-го элемента воздуховода.
Потери аэродинамического давления на выходе из системы
(объекта охлаждения)
&Pd = 0, бравых-
9
251
При оценке аэродинамического сопротивления элементов систе-
мы учитывают возможное его увеличение в процессе эксплуатации
тепловоза. Взаимное влияние отдельных участков воздуховодов
зачастую трудно оценить, для этого необходимо проведение после-
дующих специальных экспериментов.
Расчеты аэродинамического сопротивления тяговых электриче-
ских машин дают сугубо приближенные результаты. Поэтому поль-
зуются данными аэродинамических испытаний машин, проводи-
мых на стендах и тепловозах. Результаты таких испытаний приве-
дены ниже (£Пр — приведенный коэффициент сопротивления).
Генераторы
Тип . . . .. . МПТ 84/39 МПТ 99/47 ГП311 ГП312ГС501
£пр . . • ... 21 16 12 5,5
Электродвигатели
Тип . . . . . . 3DT200 3D 104 ЭВЛ107
£пр • • . . . . 59 70 95
В этом случае аэродинамические потери Артэм =£npV2 (V — рас-
ход воздуха через тяговую машину, м3/с). При использовании
в расчетах рекомендуемых заводом-изготовителем данных по из-
быточному статическому давлению воздуха в коллекторных каме-
рах тяговых машин следует учитывать потери во входном па-
трубке.
Напор вентилятора системы охлаждения должен быть достаточ-
ным для преодоления суммарного сопротивления элементов аэро-
динамического тракта:
Н в=^(Дрвк-}-Дрво4- ДРнк + Дртэм~Н
где Арвк— сопротивление всасывающих каналов (с учетом жалю-
зи, решеток на входе); Арво — сопротивление воздухоочистителей
(с учетом его увеличения в процессе эксплуатации); Арик — со-
противление нагнетательных каналов (от вентилятора до тяговых
электрических машин).
Глава 7
РАСЧЕТ, ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ТЕХНИКО-
ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
24. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИИ
И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДИЗЕЛЯ
Рассмотренные в предыдущих главах рациональные варианты
основных элементов охлаждающих устройств — секций радиаторов,
воздухозаборных устройств, шахт, вентиляторных установок, жа-
люзи и др., их режимы работы и относительное расположение по-
зволяют дать характеристику аэродинамическим схемам, особен-
ностям конструкции, основным размерам и режимам работы ва-
риантов охлаждающих устройств тепловозов.
Аэродинамические характеристики арочного охлаждающего
устройства всасывающего типа (рис. 134, б) определяются кон-
струкцией коллектора вентиляторной установки, высотой располо-
жения секций радиатора, конфигурацией нижнего обвода, отноше-
нием ширины фронта радиатора к диаметру вентилятора, аэроди-
намической схемой и параметрами жалюзи (рис. 135, а).
В охлаждающих устройствах арочного и крышевого типов це-
лесообразно применять коллектор с плавным обводом или четы-
рехгранной формы, а при V-образном расположении панелей ра-
диатора — только с плавным обводом. Если в охлаждающем
устройстве арочного типа расстояние между коллектором и па-
нелью радиатора /'>(),53Z), потери в шахте, оборудованной четы-
рехгранным коллектором, меньше, чем в шахте, имеющей коллек-
тор с плавным обводом. Вершины внутреннего обвода должны
иметь плавное сопряжение с боковыми стенками и располагаться
на расстоянии не менее 0,31) от плоскости вентиляторного колеса.
Рис. 134. Аэродинамические схемы охлаждающих устройств:
а — всасывающее крышевого типа; б — всасывающее арочного типа; в — нагнетательное кры-
шевого типа
253
Г)
Рис. 135. Аэродинамиче-
ские схемы жалюзи:
а — без направляющих ство-
рок; б — с направляющими
створками
Применение коллектора с плавным обводом вентиляторной
установки, расположение секций радиатора на расстоянии не более
0,42) от коллектора, расположение нижней кромки внутреннего об-
вода на расстоянии не менее 0,061) от плоскости радиатора, сохра-
нение ширины фронта панели радиатора, равной диаметру вентиля-
тора, и применение боковых жалюзи с вертикальными плоскими
створками (угол установки створок а=30°, относительный шаг
расположения створок 2=0,4. ..0,9, высота выступа створок за
плоскость кузова йж = йж /В<С0,008) позволяют получить опти-
мальную аэродинамическую схему шахты арочного всасывающего
типа (табл. 18).
Аэродинамические характеристики охлаждающих устройств
крышевого типа (рис. 134, а) определяются местом расположения
и размерами воздухозаборных окон, глубиной расположения и уг-
лом установки радиаторов, аэродинамической схемой и парамет-
рами жалюзи (рис. 135).
Рациональным для аэродинамической схемы шахты охлаждаю-
щего устройства крышевого типа является размещение воздухоза-
борных окон на боковых стенках кузова на высоте не менее 0,62),
при этом расстояние между панелями радиаторов b = D + 2rK, угол
установки панелей радиатора у = 80.. .100°, боковые жалюзи с
вертикальными створками в виде направляющего аппарата (угол
установки подвижных частей створок сс=30°, относительный шаг
расположения 2=1,5) или с вертикальными плоскими створками
(а=30°, 2=0,8. ..0,9) (табл. 18). При необходимости сохранения
боковых проходов рациональными параметрами шахты являются:
угол установки панелей радиатора у = 60. ..80°, высота воздухоза-
борных окон — не менее 0,352) (при 2)^ 1,4 м).
Аэродинамические характеристики охлаждающих устройств на-
гнетательного типа определяются в первую очередь расстоянием
от коллектора вентиляторной установки до нижнего обвода шахты
и высотой воздухозаборных окон (см. рис. 134, в). В крышевых
шахтах необходимо принимать высоту окна не менее 0,62) (при ис-
пользовании покатого участка крыши), а для шахт арочного ти-
па— (0,9...1)2) (табл. 18). В крышевых шахтах целесообразно
применение обтекателя вентиляторной установки с плавным пере-
ходом к нижнему обводу (2?об =0,352)). Охлаждающие устройст-
ва такого типа необходимо оборудовать боковыми жалюзи со
створками в виде направляющего аппарата (см. рис. 135, б;
табл. 18).
Следует иметь в виду, что охлаждающие устройства нагнета-
тельного типа целесообразно применять при условии, рассмотрен-
ном в разд. 6.
254
18. Рациональные параметры конструкций охлаждающих устройств
Параметры элементов Всасывающее Нагнетательное, крышевого типа (см. рис. 134, в)
крышевого типа (см. рис. 134, а} арочного типа (см. рис. 134, б)
Радиатор
Рабочая длина /р, м _ Относительная ширина B = B/D Угол наклона панелей у, 0 0,710 1,0 60 ... 80 при А >0,35 80 ... 100 при А>0,6 Шахта 1,206 1,0 0,710; 1,206 1,1
Относительная высота A==A/D 0,35 ... 0,6 0,6... 1,0
Относительная ширина B = B/D 1 1 1,1
Вентиляторная установка
Относительный диаметр d — — d/D Высота h — h/D _ Длина диффузора L^ = L/D, 0,3 ... 0,45 0,03 ... 0,05 >0,24
не менее
Радиус коллектора гк — гк/D 0,2
Радиус обтекателя Т?0Б =p/D, 0,35 — 0,35
не менее
Жалюзи (см. рис. 135)
Углы установки створок а( (a2), 0 Шаг расположения створок 30(90) 1,5 30 0,4 ... 0,9 30(90) 1,5
t-l/b Выступ за стенку кузова 0,008
= hyxJB
Относительное расположение радиатора, шахты, вентилятора, жалюзи
(см. рис. 134)
l = l/D 0,3 —
I' — l'/D, не менее — — 0,275
l\ = l\/D, не более — 0,4 —
6=1+2гк 1+2гк >1+2гк —
c=c/D, не менее — 0,06 —
В охлаждающем устройстве любого типа рекомендуется мак-
симально возможно развивать площадь, ометаемую лопастями вен-
тиляторов. При этом отношение ширины фронта панелей радиато-
ров к диаметру соответствующей вентиляторной установки должно
быть близким единице.
255
Аэродинамические характеристики осевых вентиляторов
(УК-2М и др.) зависят от формы коллектора, наличия обтекателя
подпятника (кока) и конструкции верхних жалюзи. В вентилятор-
ных установках целесообразно применять коллектор плавной фор-
мы с радиусом скругления не менее O,1Z>, обтекатель подпятника
и жалюзи с минимальным аэродинамическим сопротивлением (на-
пример, с убирающимися створками). Расстояние между пло-
скостью вентиляторного колеса и вершиной внутренней арки шах-
ты должно быть не менее 0,31).
В охлаждающем устройстве нагнетательного типа панель ра-
диатора, расположенная за вентилятором, создает определенное
аэродинамическое сопротивление и значительно ухудшает харак-
теристики вентилятора. Установка же за вентилятором короткого
диффузора несколько улучшает характеристики.
Применение специальных вентиляторов (типа Т-13М) для теп-
ловозов позволяет уменьшить потребляемую мощность (по сравне-
нию с вентилятором типа УК-2М) на 10. ..15%.
Неравномерность полей скорости воздуха, обусловленная осо-
бенностями конструкции охлаждающих устройств, оказывает не-
значительное влияние на энергетические характеристики охлаж-
дающего устройства. Неравномерность, вызванная набегающим
при движении тепловоза потоком воздуха, уже на расчетных и
близких к ним режимах может уменьшить теплорассеивающую спо-
собность радиатора на 2. ..7%. На нерасчетных режимах это влия-
ние возрастает.
Аэродинамические характеристики шахт, оборудованных серий-
ными жалюзи (с горизонтальными створками) с ростом скорости
движения тепловоза ухудшаются. Однако их можно существенно
улучшить в результате применения жалюзи с вертикальными
створками.
Если отношение скорости набегающего потока к окружной ско-
рости концов лопастей вентилятора (v/u) не более 0,35, характери-
стики вентиляторной установки или не изменяются, или улучша-
ются. При больших значениях этого отношения характеристики зна-
чительно ухудшаются.
Характеристики вентиляторной установки зависят от глубины
h расположения вентилятора (рис. 134). При значениях й>
> (0,03.. .0,05)1) характеристики вентиляторной установки ухуд-
шаются.
Если обечайка жалюзи с радиальными створками располага-
ется над плоскостью крыши кузова, характеристики вентиляторной
установки улучшаются (и/ц=1).
Наддувочный воздух дизеля целесообразно охлаждать непо-
средственно атмосферным воздухом в устройствах блочного всасы-
вающего и нагнетательного типов с шахтами, вентиляторными
установками и жалюзи, рекомендуемыми для охлаждающих уст-
ройств воды и масла дизеля. Это позволяет использовать в охлаж-
дающих устройствах дизелей мощностного ряда тепловозов, в том
числе тепловозов большой секционной мощности, унифицирован-
256
ные варианты устройств для охлаждения воды, масла и наддувоч-
ного воздуха.
Эффективность работы вентиляторной установки охлаждающе-
го устройства зависит от ее аэродинамической схемы. Конкретное
охлаждающее устройство (по количеству охлаждающего воздуха
и сопротивлению сети) при одной и той же схеме может работать
на режимах с различной окружной скоростью концов лопастей
рабочего колеса, которая обычно выбирается из условия прочно-
сти. Между тем и является величиной, определяющей оптимальный
режим работы вентилятора (см. разд. 6). Поэтому режимы рабо-
ты вентиляторной установки конкретного охлаждающего устройст-
ва следует определять наложением характеристики сети на соот-
ветствующие аэродинамические характеристики вентилятора с
последующим анализом (см. разд. 6, рис. 44).
Вопросы унификации охлаждающих устройств и их основных
элементов (панелей радиаторов, вентиляторных установок и др.)
могут быть решены в результате энергетических расчетов охлаж-
дающих устройств тепловозов мощностного ряда.
Энергетический расчет охлаждающего устройства при работе
тепловоза на номинальном режиме должен проводиться с учетом
полученных в результате технико-экономического анализа опти-
мальных размеров и режимов работы радиатора (числа секций
гс.опт, их рабочей длины /р, скорости воздуха «гф.опт и КПД охлаж-
дения т]х.э.ср), вентилятора (диаметра D и числа гв вентиляторов,
угла 0э установки и окружной скорости иэ концов лопастей венти-
лятора) и принятых аэродинамических схем и конструктивных
форм шахты, вентиляторной установки и жалюзи. При этом в
результате теплового расчета должно быть уточнено расчетное зна-
чение скорости воздуха перед фронтом панелей радиатора
__ Qp Gq
3600/2$£p2cpA7'‘2'c.onT /зф^с.опг
соответствующее экономически выгодному среднеэксплуатацион-
ному значению скорости «гф.опт.ср, с учетом необходимых запасов
по теплорассеивающей способности охлаждающего устройства в
результате ухудшения энергетических характеристик радиатора по
технологическим причинам и в эксплуатации. Аэродинамический
расчет позволяет правильно выбрать номинальный режим работы и
определить затраты мощности на привод вентилятора (вентилято-
ров) с учетом влияния скорости воздушного потока, омывающего
кузов при движении тепловоза (см. разд. 17).
Постоянно повышающиеся требования к охлаждающим устрой-
ствам дизелей новых тепловозов, особенно тепловозов большой
секционной мощности, приводят к необходимости проведения зна-
чительного объема расчетных работ с использованием электронно-
вычислительной техники, направленных на поиск рациональных
типов и размеров поверхностей теплообмена, аэродинамических
схем и конструктивных форм каналов шахт и вентиляторных уста-
257
новок, систем циркуляции теплоносителей и др. В связи с этим по-
явилась необходимость дальнейшей разработки основ расчета и
алгоритма расчета охлаждающего устройства на ЭВМ [9].
Известную трудность при проведении расчета представляет оп-
ределение поправочного коэффициента едГ для среднего логариф-
мического температурного напора. Необходимость использования
графических зависимостей едг=/ (Р, R) нарушает непрерывность
процесса расчета на ЭВМ, снижает его точность и приводит к зна-
чительному увеличению машинного времени. В разд. 12 приведена
аналитическая зависимость для определения поправочного коэффи-
циента едГ к выражению (82) среднего логарифмического темпе-
ратурного напора; эту зависимость целесообразно использовать в
алгоритме.
Коэффициент теплопередачи секций радиатора, определяемый
в общем случае уравнением (98), удобно вводить в алгоритм в ви-
де степенного уравнения
^л=«1^Г1^2ф,
показатели степени mi и П\ которого определяют по результатам
экспериментальных исследований, в виде многочлена (см. табл. 8)
или в виде соответствующих критериальных уравнений (см.
разд. 13).
Аэродинамическое сопротивление радиаторов целесообразно
вводить в алгоритм также в виде степенной зависимости
Ap2=fro4i)
или в виде многочлена (см. табл. 8), получаемых аналогично.
В алгоритм должны быть введены следующие поправочные ко-
эффициенты:
ек=Ет8э=0,85—учитывает снижение значения коэффициента
теплопередачи по технологическим (ет) и экс-
плуатационным (еэ) причинам;
е<3 = 0,96—учитывает ухудшение теплорассеивающей спо-
собности радиатора в результате изменения по-
ля скорости потока воздуха при движении теп-
ловоза (см. разд. 21);
едр = 1,1... 1,2—учитывает ухудшение аэродинамической харак-
теристики радиатора в процессе эксплуатации;
8п=1,05— учитывает подсос воздуха через неплотности.
Совместное решение уравнения теплового баланса и теплопере-
дачи (99) позволяет получить основное уравнение алгоритма
а «1 . 1
— ---- 1П ----------
<?2 И>2ф 1—
*С Я1«теэ (1 + Pq) (Ci/ci) ’
где
Q . Q
C1~ ' C2~~ 3600гс/2фР2М
Q In 1
258
да2ф— скорость воздуха перед фронтом радиатора, м/с; zc п — чис-
ло секций, параллельно включенных в системе циркуляции воды;
Ui — скорость воды в трубках радиатора, м/с.
Уравнение (151) позволяет уточнить расчетное значение скоро-
сти воздуха ^2ф(«2ф), соответствующее экономически выгодному
среднему эксплуатационному значению «2фЭ, с учетом необходи-
мых запасов по теплорассеивающей способности охлаждающего
устройства, определяемых приведенными коэффициентами ет, 8Э и
eq. В результате может быть получена графическая зависимость
zc=f(v1, ш2ф), которая полезна для проведения необходимых ана-
лизов.
При расположении секций радиаторов разных контуров цирку-
ляции теплоносителей в одной шахте необходимо изменением чис-
ла секций в контурах добиваться равенства значений скорости
воздуха (ау2ф или и2ф) в секциях. Если при этом скорость воздуха
будет соответствовать дробному числу секций в контурах, число
последних следует округлить до ближайшего большего целого
числа и дальнейший расчет вести по большему из двух значений
скорости Ц2ф.
В результате теплового расчета получают уточненные значения
параметров «2ф, Р2Ср и необходимых для проведения аэро-
динамического расчета, который позволяет установить рациональ-
ный режим работы вентиляторной установки и затраты мощности
на привод вентилятора (вентиляторов).
Исходными параметрами для расчета по выбору номинального
режима работы вентиляторной установки являются угол установки
и окружная скорость концов лопастей вентилятора (9эР, «ЭСР) ,
экономически выгодные при среднеэксплуатационном режиме его
работы.
В том случае, если регулирование расхода воздуха осуществ-
ляется изменением частоты вращения вала вентилятора, окружная
скорость концов лопастей вентилятора при номинальном режиме
его работы Пэ— Пэ ср (V2/V2Cp) Она определяет коэффициенты
? = Siy2/(^X) И Ф = 2Рг,/(р2«э),
где
(Сбж + Сш4-Св.Ж-{-Свых) 0,5р2 (®п'у2/^ом)2==
= £Д/^2ф + Сом v0,5p2 (ЗД/^ом)2
(Сомг-— коэффициент сопротивления охлаждающего устройства
без радиатора).
Таким образом, появляется возможность не только определить
необходимый режим работы вентилятора, но и уточнить угол
установки лопастей, используя соответствующую аэродинамиче-
скую характеристику вентилятора (см. разд. 17).
Если расход воздуха регулируют углом установки лопастей
вентилятора, то по известному значению частоты вращения венти-
259
лятора на номинальном режиме определяется окружная скорость
концов лопастей вентилятора и, которая позволяет подсчитать зна-
чения ф и i|), а значит и угол установки лопастей.
Алгоритм расчета охлаждающего устройства дизеля включает
в себя тепловой и аэродинамический расчеты. Исходными данны-
ми расчета обычно являются: число секций zc по контурам; массо-
вая скорость воздуха ц2ф; количество теплоты Qp, которую нужно
отвести от секций радиатора в окружающую среду; температура
окружающего воздуха Т'2; допустимые температуры воды обоих
контуров Ту; подачу насосов Vr, геометрические параметры секций
и вентилятора; допустимое значение мощности N2, затрачиваемой
на привод вентилятора (вентиляторов).
Последовательность теплового расчета такая.
1. Определение скорости воды в секциях первого контура (во-
ды, охлаждающей дизель) :
У17с
V ! =--— ,
3600 fizc
где Vi — производительность насоса воды, м3/ч; ic — число ходов
воды в секциях радиатора; fi — сечение для прохода воды в одной
секции радиатора, м2; zc— число секций в контуре.
2. Нахождение физических параметров теплоносителей: плотно-
сти р (кг/м3) и теплоемкости ср [Дж/(кг-К)] по формулам, приве-
денным в разд. 11. При этом первоначально принимают, что сред-
няя температура теплоносителя равна заданному значению.
3. Подсчет водяных эквивалентов теплоносителей:
воды Wi = VifiZcpiCpi;
воздуха W2 = u2ipf2ipZcCp2,
где и2ф — массовая скорость воздуха в сечении фронта секции
{2ф=1рХЬф, кг/м2 с.
4. Определение коэффициента теплопередачи с учетом необхо-
димого запаса (ек=0,85) по зависимостям, приведенным в табл. 6,
или соответствующим критериальным уравнениям разд. 13.
5. Подсчет количества теплоты, передаваемого от охлаждаемой
воды дизеля к охлаждающему воздуху для каждого контура (пер-
вого, второго и т. д.):
Q(Г; - Т2) {1 - ехр [-(Г2/Г1) (1 - exp (-ек^2гс/Г2))]}.
Если Q<Qp, «2ф увеличивают; если Q>QP, п2ф уменьшают с ша-
гом 0,01.
Необходимое значение теплоотдачи от воды, охлаждающей
масло и наддувочный воздух дизеля, к воздуху достигается изме-
нением числа секций в контуре при полученном значении массовой
скорости н2ф для первого контура.
Число секций первоначально выбирают заведомо меньшим, по-
этому zc необходимо увеличивать с шагом 2. При изменении числа
секций расчет повторяют до тех пор, пока не будет выполнено ус-
ловие | QP—Q| ^AQ, которое определяется заранее.
260
6. Подсчет температуры воздуха за секциями радиаторов пер-
вого и второго контуров:
= 7\i + Q\JW ;
r2ii = r2ii + Qn/ir2ii.
7. Определение температуры воды на выходе из радиаторов
первого контура
7’11 = 7’ ц — Qi/U/ц
и на входе в радиаторы второго контура
Т ш = 7' ш+Qn/^iii*
Полученные значения сравнивают с первоначально принятыми
и при необходимости расчет повторяют с п. 2, добиваясь необходи-
мой степени приближения. В результате уточняют значения скоро-
сти и температуры воздуха в секциях радиатора, необходимые для
проведения аэродинамического расчета, конечной целью которого
является определение затрат мощности на привод вентилятора
(вентиляторов).
8. Нахождение частоты вращения вентилятора (в некоторых
случаях она может быть задана):
n = QQulлО,
где и — окружная скорость концов лопастей вентилятора, м/с;
D — диаметр вентилятора, м.
9. Вычисление площади, ометаемой лопастями вентилятора:
FOM=0,25nZ)2(l-^2),
где 3, — относительный диаметр втулки вентилятора, м.
10. Подсчет безразмерного расхода воздуха:
cp = IZ2//fQ,
где kq = 0,25.hD2m — коэффициент расхода, м3/ч; lz2 = 6r2sn/p2—
массовая производительность вентилятора, кг/с; G2 — массовый
расход воздуха через секции радиатора, кг/с; 8п — коэффициент
подсоса воздуха; рг =/^/(ЯТ'г) — плотность воздуха перед вентиля-
тором, кг/м3; рч и Т'г— соответственно давление (Па) и темпера-
тура (К) воздуха перед вентилятором; р”2=рй — psv; ра — атмос-
ферное давление, Па; psv — развиваемое вентилятором давление
(Па), вначале принимают psu=0,5Ap2, а затем уточняют в процес-
се расчета с допустимой погрешностью: psv=pv—pdv.
Полный напор вентилятора
Ря ®ДрА/?2 [ СшоРйг”
где Др2 — аэродинамическое сопротивление секций радиатора, оп-
ределяемое по соответствующим уравнениям разд. 13, Па; —
261
Рис. 136. Аэродинамические характеристики вентиляторной установки УК-2М с че-
тырехгранным коллектором:
а— число лопастей гл=6; б — число лопастей гл = 8
Рис. 137. Аэродинамические характеристики вентиляторной установки УК-2М
с четырехгранным коллектором и жалюзи с параллельно расположенными створ-
ками (рис. 93, а):
а — число лопастей гл = 6; б — число лопастей хл=8
262
коэффициент аэродинамического сопротивления шахты, учитываю-
щий влияние скорости движения тепловоза; pav— динамический
напор вентилятора, Па;
pdv=Q, 5p2(I/2/FOM)2.
11. Определение безразмерного напора вентилятора:
где л:н=О,5р2«2— коэффициент напора, Па.
12. Нахождение по полученным значениям ф и ф значения угла
установки лопастей 0 вентилятора по аэродинамической характери-
стике, введенной в память машины в виде аналитических зависи-
мостей или табличных данных отдельным массивом. Это позволяет
определить КПД вентилятора т] по значениям ф и 0.
На рис. 136 и 137 приведены характеристики вентиляторных
установок типа УК-2М с аэродинамическими схемами, широко
применяемыми в тепловозостроении. Возможные изменения аэро-
динамических схем (применение других форм коллекторов, опор,
жалюзи и других элементов) могут быть учтены поправочными ко-
эффициентами Рф и Рп к этим характеристикам, полученным
ВНИТИ по результатам исследований Ворошиловградского филиа-
ла ВНИТИ и ВМСИ (табл. 19) по уравнениям
<h=M; ^==М»
ГДе Рф= Рфк^Фо®Фж?Фп?Фш’
?Фк и ₽чк— коэффициенты, учитывающие форму коллектора;
₽Фо и ЁЦо— коэффициенты, учитывающие влияние опор;
Рфж и — коэффициенты, учитывающие влияние жалюзи;
Рфп и —коэффициенты, учитывающие влияние переходника;
^Фш и Ряш — коэффициенты, учитывающие влияние элементов шах-
ты.
Значения этих коэффициентов соответствуют диапазонам изме-
нения углов установки лопастей 0= (15.. .30)° и безразмерных рас-
ходов ф = 0,1.. .0,24. При этом следует учитывать, что влияние эле-
ментов возрастает с увеличением ф. При условии Z^0,3Z); Zi^0,4Z)
и b=D + 2rK (см. рис. 134 и табл. 18) можно считать рфш=рт,ш= 1.
При отклонении от рекомендаций табл. 18 следует учитывать
влияние коэффициентов и ^ш.
13. Подсчет мощности, затрачиваемой на привод вентилятора:
N2p = V2Pv/ll.
Если задается допустимое значение мощности N2, то следует
сравнить его с расчетным значением N2p:
I N2р — N2 | ^.^^2,
где ДУ2— допустимое расхождение, которым обычно задаются
(например, 1 кВт).
263
19. Значение коэффициентов и
Элементы вентиляторной установки
Коллектор (см. рис. 94)
Четырехгранный
Конический
Плавный
Без коллектора
1
1 ... 1,02 | 1 ... 1,04
1,02... 1,06
0,96... 1,0 0,94... 1,0
Опоры (см. рис. 93)
Без опор
Круглые, 4 шт., диаметром 0,0457)
Круглые, 6 шт., диаметром 0,03757)
Салазковые (см. рис. 93, б)
Эллипсообразные, 6 шт. размеры сече-
ния 2,5X3,757)
0,92 ... 0,95
0,9 ...0,84
0,87 ...0,91
0,94 ... 0,96
0,96... 0,98
0,94 ... 0,96
0,88... 0,92
0,96... 0,98
Переходник от обечайки вентилятора к жалюзи (см. рис. 93)
Квадратный
Конусный
Цилиндрический
Плавный
Без жалюзи
Радиальные
Наклонные
1
0,92... 0,98 | 0,9 ...1,0
0,86... 0,92
1,02... 1,05 | 1,01... 1,08
Жалюзи за вентилятором (см. рис. 93)
1
0,86... 1,0 I
0,87 ... 0,84 |
0,94 ... 1,0
0,8 ... 0,88
Если это условие не соблюдается, то изменяется число секций
радиатора первого контура (циркуляции воды, охлаждающей ди-
зель) и расчет повторяется.
Затраты мощности N2 на привод вентилятора (вентиляторов)
могут быть определены по его аэродинамической характеристике и
известным значениям ф и 0.
Для анализа влияния на затраты мощности на привод вентиля-
тора (вентиляторов) факторов, характеризующих конструкцию и
режим работы охлаждающего устройства, целесообразно в алго-
ритме расчета использовать уравнение (20), которое с учетом рас-
смотренных выше основных положений методики расчета прини-
мает вид
n2=a
еп (1 + £q) I3 Р2 Сф
_36ООр2ср£р2ср /гф^в'Пп
(152)
где £ф — определяется в зависимости от типа охлаждающего уст-
ройства и конструкции боковых жалюзи в соответствии с уравне-
ниями (22) и (32).
264
Заключительным этапом в выборе охлаждающего устройства
для проектируемого тепловоза должен быть сравнительный эконо-
мический анализ рассматриваемых рациональных вариантов уст-
ройств.
25. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ КОНСТРУКЦИИ
И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
ТЯГОВЫХ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН И ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЕЙ
Опыт создания тепловозов и результаты исследований, изло-
женные в разд. 18 и 22, позволяют рекомендовать централизован-
ные системы воздухоснабжения тяговых электрических машин
(ТЭМ) и других объектов. В таких системах воздухозаборные уст-
ройства с блоком фильтров должны иметь коллектор с плавным
входом, воздухозаборные окна высотой А= (0,7 + 2)1), расположен-
ные на боковых стенках кузова. При этом такие параметры, как
угол установки, глубина расположения воздушных фильтров, ме-
сто расположения коллектора, конфигурация проточной части меж-
ду боковыми решетками и коллектором следует выбирать из
конструктивных соображений.
Исследование систем централизованного воздухоснабжения
тепловозов ТЭП70, ТЭП75, ТЭМ7, 2ТЭ121 и 2ТЭ136 показывает,
что отклонения в распределении воздуха между потребителями не
должны превышать 4% номинальной величины.
Наиболее рационально применять осерадиальные диффузоры с
переходом от осевой части к радиальной, выполненным с внутрен-
ним радиусом, составляющим не менее 15% диаметра рабочего
колеса вентилятора.
Уменьшение сопротивления воздуховодов должно достигаться
в результате выбора их рациональной конфигурации. При этом
внутренний радиус скругления поворотов потока целесообразно
выполнять равным 0,6.. .0,7 высоты воздуховода.
Для уменьшения сопротивления регулировочных лопаток, рас-
полагаемых при необходимости за спрямляющим аппаратом вен-
тилятора, следует обоснованно выбирать их рациональное число и
положение в диффузоре. Сопротивление прямолинейных участков
нагнетательных каналов следует снижать, совершенствуя их кон-
структивные формы. При применении специальных лопаток для
регулирования расхода воздуха по потребителям необходимо обес-
печивать минимальные углы их установки, так как увеличение
угла установки всегда приводит к значительному росту сопротивле-
ния элемента (участка) канала. Улучшение формы воздуховодов к
главному генератору и тяговым электродвигателям, введение скруг-
лений в местах поворота потока всегда приводит к заметному
уменьшению сопротивления системы.
Для повышения экономичности привода при работе вентилято-
ра в холодный период рекомендуется применять менее вязкие сорта
масел.
265
Аэродинамическое сопротивление воздухозаборных устройств
существенно уменьшается при установке жалюзи с вертикальными
створками, которые выравнивают поле скорости воздуха перед
фильтрами и, как следствие, повышают эффективность их работы.
В системах централизованного воздухоснабжения целесообраз-
но использовать вентиляторы, имеющие высокие аэродинамические
качества, обеспечивающие надежную и экономичную работу си-
стем. Применение различного типа противосрывных устройств по-
зволяет свести к минимуму срывную зону работы вентиляторов.
Направляющие аппараты таких вентиляторов должны обеспечи-
вать необходимое регулирование расхода воздуха при эксплуата-
ции тепловозов в различные периоды года, обеспечивающее мини-
мальные среднеэксплуатационные затраты мощности на приводы.
Для повышения надежности работы, уменьшения уровня акусти-
ческой мощности вентиляторов следует добиваться максимально
возможного снижения окружных скоростей лопастей рабочих колес.
В тех случаях, когда применение системы централизованного
воздухоснабжения затруднено (установка на тепловозе кузова с
несущей рамой и др.) организацией воздуховодов к тяговым элек-
тродвигателям задней тележки, целесообразно использовать си-
стему централизованного (группового) воздухоснабжения для
электрооборудования, расположенного в передней части тепловоза,
а для охлаждения двигателей задней тележки применять систему
вентиляции со своими вентилятором и воздухоочистителями. При
создании такой системы следует учитывать основные рекоменда-
ции, которыми руководствуются при разработке систем централи-
зованного воздухоснабжения.
Энергетический расчет системы охлаждения тяговых электри-
ческих машин и аппаратов сводится к определению расхода возду-
ха, необходимого для охлаждения всех объектов, выбору вентиля-
тора и оценке затрат мощности на его привод. Требуемый расход
воздуха должен устанавливаться с учетом требований технических
условий на поставку тяговых электрических машин, выпрямителей
и других объектов охлаждения и возможных утечек через неплот-
ности воздуховодов системы. Для приближенных расчетов расхода
воздуха (в м3/мин) для генераторов и выпрямительных установок
может быть использовано следующее уравнение [44]:
V= 14,3— ------(—— } ,
[>2Ср2^Т \ 7] — 1 )
f, Тг о -^Э.Д (1 — ^Э.д)
а для электродвигателей Тэ.д=14,3-------------- •
?2Р Э.ц
Здесь/3 — мощность (электрическая) объекта охлаждения (генера-
тора, электродвигателя, выпрямительной установки), кВт; АГ —
перепад температуры воздуха в объекте охлаждения, К; ср2 — теп-
лоемкость воздуха, Дж/(кг-К).
Для приближенных оценок расхода воздуха рекомендуются
следующие значения перепадов температур воздуха в электриче-
ских машинах и выпрямительных установках [44];
266
Д7'г=22... 28 К; Д7Эд=20 ... 25К; ДГв.у= 10... 12 К.
Величины требуемых расходов воздуха через тяговые электри-
ческие машины созданных тепловозов установлены опытным путем.
Методика расчета аэродинамического сопротивления системы
охлаждения рассмотрена в разд. 23.
В результате расчетов, связанных с определением необходимых
производительности VB и создаваемого при этом напора /7В венти-
лятора, затраты мощности (в кВт) на его привод.
102 7)в 7)п ’
где т]в и т]п — КПД вентилятора и его привода.
Основы расчета и проектирования систем охлаждения тяговых
электрических машин и преобразователей к настоящему времени
разработаны достаточно глубоко [44, 47].
26. РАЦИОНАЛЬНАЯ КОМПОНОВКА СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
НА ТЕПЛОВОЗЕ
Анализ компоновок силового и вспомогательного оборудования
в кузове существующих тепловозов различной секционной мощно-
сти показал, что при применяющихся принципиальных схемах рас-
положения силового и вспомогательного оборудования в теплово-
зах секционной мощностью не менее 2941 кВт наряду с примене-
нием более совершенного оборудования охлаждающие устройства
дизеля целесообразно располагать в верхней части кузова.
Проведенные исследования позволяют установить, что для
того, чтобы коэффициент использования мощности составлял
0,78.. .0,80% мощности дизеля необходимо дальнейшее уменьше-
ние мощности на привод вентиляторов систем охлаждения дизеля
и тяговых электрических машин как минимум в 1,8. ..2 раза по
сравнению с существующим уровнем, что даст возможность увели-
чить КПД тепловоза на 2,0.. .2,5%.
Использование уравнений (29) и (31) позволяет для тепловозов
секционной мощностью 2206.. .5882 кВт определить экономически
выгодное число секций гс.э при установке их в охлаждающих уст-
ройствах крышевого и арочного типов, в том числе минимальное,
соответствующее увеличению приведенных расходов на 5. ..10%,
учитывая требования по максимально возможному сокращению
ширины фронта охлаждающего устройства:
Мощность тепловоза Ne, кВт
Число секций радиатора
зс.э:
по уравнению (31) при
V — 20 ... 25 м/с...........
и 6Z = 0,75 ...0,85 ........
по уравнению (31) при
увеличении расходов на
5... 10%....................
2206 2941 4412 5882
70 ... 80 77 ... 84 88... 102 98... 112
(42 ...47) (46... 53) (56... 60) (66.. 70)
68... 78 74 ... 80 84 ... 88 94 ...98
(40 ... 46) (44 ... 48) (52 ... 56) (62 ... 66)
Примечание. Данные без скобок — для секции, рабочая длина которой составляет
0,710 м, данные в скобках — 1,206 м.
267
20. Характеристики рациональных вариантов блоков
и охлаждающих устройств (ОУ) тепловозов
Блок ОУ
Рабочая длина секции радиатора (р, м Число секций радиатора в блоке zc, шт. Диаметр вентилятора блока D, м Мощность дизеля тепловоза ЛГг, кВт Число блоков в ОУ^Б , шт. Масса секций радиатора ОУ в , кг с
Некрышевой (арочный) блочный
20 1,4... 1,5 2206 2941 4412 5882 2* 3 3* 4 1336 2004 2004 2672
1,206 22 1,5... 1,7 2206 2941 4412 5882 2 2* 3 4 1470 1470 2204 2939
24 1,6... 1,8 2206 2941 4412 5882 2 2 3 3* 1603 1603 2405 2405
Крышевой блочный
20 1,4 ... 1,5 2206 2941 4412 5882 3 4 5 5 1326 1768 2210 2210
0,710 22 1,6... 1,7 2206 2941 4412 5882 3* 3 4 4 1467 1467 1945 1945
24 1,6... 1,8 2206 2841 4412 5882 3 3* 4 4* 1581 1581 2122 2122
Комбинированный
1,206 0,710 1,206 0,710 22 1,6 ... 1,7 4412 5882 2 1 2 2 1956 2442
* Предпочтительные варианты ОУ с минимальными размерами, массой и затратами
мощности, равными (0,035 ... 0,04)/Vz, при применении элементов (секций радиатора, шахт,
вентиляторных установок и др.) рациональных конструкций.
268
269
21. Примеры рациональных параметров и компоновок охлаждающих устройств (ОУ) из унифицированных блоков для тепло»
возов
Тип ОУ Мощность тепловоза, кВт
2206 2941 4412 5882
ОУ крышевого типа DBXzB=l,6 мХЗ; £>вХ zB= 1,7 мХЗ; 7)BXzB=l,6 мХ4; DBX zB= 1,7 мХ4;
I 22 | 22 | 22 | | 24 | 24 | 24 | | 22 | 22 | 22 |22 | | 24 | 24 | 24 | 24
Zc= 66 шт.; Zp= 0,710 м гс= 72 шт.; /Р = 0,710 м zc= 88 шт.; /Р= 0,710 м zc= 96 шт.; 1р= 0,710 м
ОУ арочного типа: из однотипных блоков DBX zb= 1,5 мХ2; I>bXZb=1,7 мХ2; £>вХгв=1,5 мХЗ; РвХ 2в= 1,8 мХЗ
| 20 | 20 | | 22 | 22 | | 20 20 | 20 | 24 | 24 | 24 |
zc= 40 шт.; /р = 1,206 м zc— 44 шт.; 1р— 1,206 м zc= 60 шт.; /Р= 1,206 м Zc = 72 шт.; 1р= 1,206 м
комбинированное £>вХ zB= 1,7 мХЗ; DBX zB= 1,7 мХ4;
| 22 22 22 | 22 | 22 22 22
zc— 22 шт Zc = 44 шт
с 1Р — 0,710 м; с /Р= 1,206 м; zc— 44 шт с 1Р= zc= 44 шт с 1р- 0,710 м; 1,206 м;
Рис. 138. Аэродинамические схемы блоков всасывающих охлаждающих устройств:
а—арочного типа; б — крышевого типа; / — жалюзи с убирающимися створками; 2 — вен-
тилятор диаметром 1400 ... 1600 мм; 3 — секции радиатора; 4 — боковые жалюзи с верти-
кальными створками; 5 — общие коллекторы; 6 и 7 — люки
Основные параметры конструкции (размеры поверхности тепло-
обмена, диаметры и число вентиляторов) и комплексная оценка
энергетического совершенства охлаждающих устройств тепловозов
большой секционной мощности были получены на основе расчетов,
проведенных с использованием ЭВМ. Установлено, например, что
применение в охлаждающих устройствах упомянутых выше более
совершенных конструкций секций радиаторов (табл. 9), специаль-
ных тепловозных вентиляторов (типа Т13-М, рис. 100), шахт (см.
рис. 134 и табл. 18) и верхних жалюзи с убирающимися створками
(см. рис. 97) позволит уменьшить затраты мощности на привод
вентилятора (вентиляторов) соответственно на 25.. .30, 6. ..12,
10...15 и 5...10%.
Результаты расчетов охлаждающих устройств дизелей теплово-
зов мощностью 2941 и 4412 кВт позволяют определить минимально
возможное число секций радиатора (близкое к экономически вы-
годному) для отвода необходимого количества теплоты от дизеля
при условии максимально возможного развития сечения, ометаемо-
го лопастями вентиляторов различных диаметров, исходя из допу-
стимой мощности, затрачиваемой на привод вентиляторов
(табл. 20).
Многочисленные конструктивные проработки, проведенные ПО
ВТЗ, ПО КТЗ и ВНИТИ, в процессе проектирования тепловозов
секционной мощностью 2941 и 4412 кВт и сами проекты тепловозов
ТЭП70, ТЭП75, 2ТЭ121 и 2ТЭ136 позволяют установить определен-
ные ограничения максимально возможного числа секций, диаметра
и числа вентиляторов исходя из допускаемых габаритных размеров
тепловозов и компоновок в них силового и вспомогательного обору-
дования. Это позволяет наметить унифицированные (полностью
270
или частично) варианты охлаждающих устройств для тепловозов
мощностью 2941 ...4412 кВт, в том числе блочного типа (табл. 20).
В результате проведенных исследований определено число бло-
ков и их рациональные комбинации в унифицированных вариантах
охлаждающих устройств для тепловозов мощностью 2941...
5882 кВт (табл. 21). Проведенные исследования позволяют реко-
мендовать рациональные аэродинамические схемы всасывающих и
нагнетательных блочных устройств, приведенных на рис. 138 и 139
и др. [22, 31].
Примером рациональной компоновки охлаждающего устройства
дизеля из трех блоков крышевого типа (см. рис. 17), систем возду-
хоснабжения тяговых электрических машин, аппаратов и электро-
динамического тормоза является тепловоз ТЭП70 мощностью
2941 кВт.
Теплорассеивающая способность крышевых блоков с секциями
радиаторов, имеющими рабочую длину /р=0,710 м, на 21...23%
меньше теплорассеивающей способности блоков с секциями с рабо-
Рис. 139. Блоки охлаждающего устройства крышевого нагнетательного типа:
а — с, горизонтальным многослойным расположением панелей радиаторов; б — с наклонным
расположением панелей радиаторов; 1 — жалюзи с вертикальными створками; 2 — всасыва-
ющий канал; 3—5 — панели радиатора; 6 — верхние жалюзи; 7 — диффузор; 8 — вентилятор;
9 — коллектор
271
чей длиной трубок Zp= 1,206 м. Из табл. 21 следует, что для тепло-
возов мощностью 2941 кВт необходимо применять три блока, имею-
щих 24 секции серийной конструкции, а для тепловозов мощностью
4412 кВт — четыре таких блока, имеющих 22 секции. При исполь-
зовании рациональных конструкций секций радиатора, шахт, вен-
тиляторных установок в охлаждающем устройстве тепловоза сек-
ционной мощностью 4412 кВт достаточно трех блоков с числом сек-
ций 2с=24. На рис. 18 показан пример компоновок охлаждающих
устройств дизелей (из трех блоков: одного арочного и двух крыше-
вого типа), систем охлаждения тяговых электрических машин и
тормозных элементов электродинамического тормоза в кузове теп-
ловоза ТЭП75 — первого в мировой практике однодизельного пас-
сажирского тепловоза секционной мощностью 4412 кВт производ-
ства ПО КТЗ. Подобную компоновку охлаждающих устройств
(арочного и крышевого для охлаждения наддувочного воздуха ат-
мосферным) имеет первый в мире однодизельный тепловоз
2ТЭ136, созданный ПО ВТЗ для грузовой службы.
Унификация охлаждающих устройств дизелей тепловозов сек-
ционной мощностью 2941 и 4412 кВт позволяет применить в кры-
шевых блочных конструкциях устройств вентиляторы диаметром
Z>= 1,5.. .1,7 м, имеющие привод (электрическим или гидростати-
ческим) мощностью 50.. .55 кВт (в блоках с гс = 20) и 70.. .75 кВт
(в блоках с 22 и 24 секциями), а в устройствах арочного типа —
вентиляторы с Z>= 1,6.. .1,8 м и приводом (электрическим и гидро-
статическим) мощностью 70.. .75 кВт. Однако, учитывая, что на
тепловозах большой секционной мощности применяется только
электрическая передача, предпочтение должно быть отдано элек-
трическому приводу вентиляторов с регулированием подачи возду-
ха поворотом лопастей или изменением частоты вращения вентиля-
торов [24].
27. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАТРАТ ЭНЕРГИИ НА ОХЛАЖДЕНИЕ
И технико-экономическая ОЦЕНКА
СОВЕРШЕНСТВА СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ
С увеличением секционной мощности тепловоза, учитывая огра-
ниченные возможности развития длины кузова, все труднее реша-
ются вопросы размещения охлаждающего устройства — этого гро-
моздкого узла, который при применении существующих типов сек-
ций радиаторов, шахт, вентиляторных установок и других элемен-
тов устройства требует для своего размещения, например в тепло-
возах секционной мощностью 2206.. .2941 кВт, помещения длиной
более 3.. .4 м.
На рис. 140 показано изменение основных размеров (рис. 141),
характеризующих компоновку силового и вспомогательного обору-
дования в кузове, в зависимости от мощности тепловоза: l\ = fi (Ne);
(Zi + li) — $2 (ZVe); (Zi + I2 + Z3) =f3(Ne); (Zi + I2 + Z3 + Z4) =fi (ZVg);
(Zi + Z2 + Z3 4- Z4 + Z5) = fs (ZVe); (Zi + I2 + Z3 + Z4 + Z5 + Ze) =fe (ZVe);
272
Рис. 140. Изменение основных компоно-
вочных размеров силового и вспомога-
тельного оборудования, определяющих
длину тепловоза в зависимости от мощ-
ности дизеля:
1 — ТЭМ6; 2 — ТЭЗ; 3 — М62; 4 — ТЭ114; 5 —
ТЭП60; 6 — ТЭП10Л; 7 — ТЭ109; 8 —2ТЭ116М;
9 — ТЭП70; 10 — V400; 11 — 2ТЭ121; 12 — ТЭП75;
13 и 14 — ВНИТИ; 15—«Крестрел»; (Zj——
см. рис. 144)
(/1 + /г + + ^4 + /5 + + /7) —
=fr(AM; h=MNe).
Анализ позволяет сделать
прогноз, который свидетельствует
о том, что в применяемых прин-
ципиальных схемах расположе-
ния силового и вспомогательного
оборудования в тепловозах сек-
ционной мощности 2941 кВт и бо-
лее охлаждающие устройства
дизелей и воздухозаборные уст-
ройства систем охлаждения тяго-
вых электрических машин целесо-
образно располагать частично или
полностью в верхней части кузо-
ва, так как традиционное их рас-
положение может привести к излишне стесненному нерациональ-
ному расположению другого оборудования или окажется вообще
невозможным. Так, при ограничении длины двухкабинных теплово-
зов секционной мощностью 2941 и 4412 кВт 22 метрами, при при-
менении в них силового и вспомогательного оборудования суще-
ствующего уровня совершенства для размещения охлаждающих
устройств дизелей предназначена часть кузова длиной соответ-
ственно не более 3,7 и 2,0 м (см. рис. 140, заштрихованная об-
ласть) .
Все это свидетельствует о необходимости проведения работ по
созданию более совершенного компактного высокоэкономичного
Рис. 141. Общий вид тепловоза:
/ — кабина; 2 — тамбур; 3 — охлаждающее устройство дизеля; 4 — дизель-генератор; 5 —
компрессор; 6 — высоковольтная камера
273
22. Основные характеристики охлаждающих
Наименование ТГМ23 ТЭ2 ТЭЗ ТЭМ2 ТГ102 М62 ТЭМ7 ТЭП10
Мощность тепловоза Ne, кВт 36 735 1470 880 1470 1470 1470 2206
Тип дизеля Теплоотвод, кВт: В2 Д50 2Д100 ПД1М М756 14Д70 2-2Д49 10Д110
от воды, охлажда- ющей дизель, QB 215 508 633 727 547 698 930
от масла смазочной системы дизеля QM 24 67 397 76 41 395 582
от наддувочного воздуха дизеля QHB от масла смазочной системы гидропере- дачи Q г 96,0 48 192 361
суммарный Q 336 575 1027 503 768 1093 1025 1873
Удельный теплоотвод Q/Ne 0,914 0,57 0,697 0,57 1604 0,744 0,765 0,849
Поверхность охлаж- дения F, м2 Тепловая нагрузка 1 м2 поверхности ох- лаждения Q/F, кВт/м2 191,6 524 1199 708 2X409 885 885 1245
1,75 1.1 0,85 0,71 1,88 1,23 1,27 1,50
Площадь фронта ра- диатора Гф, м2 1,76 4,83 5,57 5,23 2X2,97 5,57 5,57 11,27
Тепловая нагрузка 1 м2 фронта радиато- ра Q/Гф, кВт/м2 190 119 104 96 259 196 202 166
Мощность вентилято- ра ОУ Мв, кВт 18,4 25,7 58,8 44 2X40 62,5 70 120
Энергетические по- казатели ОУ Q/NB 12,86 28,3 17,46 11,43 19,2 17,5 16,1 16,6
Масса цветных ме- таллов радиаторов 6Ц, кг 396 938 2204 644 2X676 1050 1050 2415
Удельный теплоотвод цветных металлов ра- диаторов Q/бц, 0,85 0,61 0,47 0,78 1,14 1,04 1,07 0,78
кВт/кг Масса секций радиа- торов Gp, кг Удельный теплоотвод радиаторов Q/G^, кВт/кг 531 1207 2924 1900 2X970 1267 1350 3203
0,63 0,48 0,35 0,42 0,79 0,86 0,83 0,59
силового и вспомогательного оборудования, в том числе блочных
охлаждающих устройств дизелей и воздухозаборных устройств си-
стем централизованного воздухоснабжения тяговых электрических
машин и аппаратов, на основе оптимизации параметров секций
радиаторов, шахт, вентиляторных установок воздухоочистителей,
воздуховодов и других элементов.
Энергетическое и конструктивное совершенство отдельных уст-
ройств и систем охлаждения в целом должно оцениваться на осно-
ве технико-экономического метода, основные положения которого
рассмотрены в разд. 5. Показатели для оценки уровня совершенст-
ва устройств и систем даны в разд. 6, 7, 13, 15 и в данной главе.
В табл. 22 для отечественных тепловозов приведены конструк-
тивные и энергетические показатели, позволяющие с некоторым
приближением сравнивать двигатели тепловозов по удельному
274
устройств дизелей тепловозов
2ТЭ10Л ТЭП60 ТЭ109 ТЭ114 2ТЭ116 ТЭП70 2ТЭ121 ТЭП75 2ТЭ136
2206 2206 2206 2059 2206 2940 2940 4412 4412
10Д110 11Д45 1А-5Д49 3-5Д49 1А-5Д49 2А-5Д49 2В-5Д49 1Д45 1-1Д49
930 958 779 523 915 1163 1070 1570 1570
582 540 250 395 423 465 535 605 605
361 212 297 360 314 582 582 1023 1023
1873 0,849 1711 0,776 1326 0,60 1278 0,49 1652 0,751 2210 0,751 2187 0,751 3198 0,725 3198 0,725
1537 1006 1244 1244 1126 1250 1416 1947 1947
1,22 1,7 1,07 1,03 1,47 1,77 1,56 1,64 1,64
9,65 8,92 7,81 7,81 7,07 7,87 8,9 12,25 12,25
194 192 170 164 234 281 248 261 261
121 136 108 25,7 128 164,7 183 213 220,5
15,5 12,6 12,3 16,9 12,9 13,4 15,2 16,0 14,5
1815 1717 1410 1410 1275 1666 1680 2310 2310
1,03 1,0 0,94 0,90 1,29 1,33 1,31 1,38 1,38
2406 2188 1982 1982 1710 2304 1980 2970 2970
0,78 0,78 0,75 0,64 0,97 0,96 1,1 1,1 1.1
тепловыделению и охлаждающие устройства — по напряженности,
компактности и массе.
Значение показателей при применении новых экономичных
дизелей типа Д49 в тепловозах мощностью 2206.. .4412 кВт следую-
щие.
Показатель . . Q/Ne Q/F, Q/F<s>, Q/Nb Q/Gp,
кВт/м2 кВт/м2 кВт/кг
Значение . . 0,6... 0,75 1,1 ... 1,8 165 ... 280 12 ... 15 0,75... 1,1
Следует отметить, что приведенные показатели зависят от уров-
ня температуры теплоносителей, определяемого техническими усло-
виями на проектирование и эксплуатацию тепловоза. Однако они
соответствуют располагаемому температурному напору LT = Тi —
275
3000
^ТЗЗ
2ТЭ10/1а ТЗП70
ТЗПбОи $МтЭ121
2000-----ТПЮа—<fcpio9\
Op,кг
2ТЭ136
Рис. 142. Затраты мощности на привод вен-
тиляторов и масса секций радиаторов ох-
лаждающих устройств дизелей тепловозов
Т32
1000
,^М62
ТЭМ2-
О ТГМ23
О 1000 2000 3000 4000Ме,кВт
Рис. 143. Зависимость мощности, затрачи-
ваемой на привод вентиляторов, от числа
секций гс в охлаждающем устройстве ди-
зеля тепловоза мощностью 2941 кВт при
различной температуре воды на выходе из
дизеля 1,4 м;-------------гв = 3;
----------ZB = 2)
— 7\ изменяющемуся в сравнительно небольших пределах (50...
55 К).
Рассмотренные данные свидетельствуют о значительных абсо-
лютных, а также удельных расходах мощности и цветных металлов
на охлаждающие устройства тепловозов большой секционной
мощности (рис. 142). Так, масса секций радиатора по отношению
к массе тепловоза GC/GT= 1,5.. .2,6%, а мощность, затрачиваемая
на привод вентиляторов охлаждающего устройства, по отношению
к эффективной мощности дизеля 7V2/7Ve=5,5.. .6,0%.
Затраты мощности на привод вентилятора (вентиляторов) си-
стем охлаждения тяговых электрических машин и аппаратов, как
показывает анализ, увеличиваются с ростом мощности тепловозов
пропорционально и для тепловозов мощностью 2206 кВт состав-
ляют примерно 3,0. ..3,5% [44]. По отношению к системам охлаж-
дения тепловозов мощностью секции 2941 кВт и более возникает
требование по сохранению удельных затрат мощности на этом уже
значительном уровне. Если принять остальные затраты мощности
на вспомогательные нужды (привод компрессора, стартер-генера-
тора и др.) в пределах 3%, затраты мощности NB.H на вспомога-
тельные нужды современных отечественных тепловозов мощностью
1471...2941 кВт составят 12,0. ..12,5% от мощности дизеля, что со-
ответствует коэффициенту использования мощности ty = NK/Ne —
= (Ne—N3H)/Ne=0,746.. .0,754 при КПД т]П =0,84.. .0,85 электри-
276
ческой передачи переменно-постоянного тока, применяемой на всех
новых тепловозах большой секционной мощности.
Лучшие зарубежные образцы магистральных тепловозов боль-
шой секционной мощности имеют коэффициент 0,77.. .0,78. Высокие
значения ф достигаются, в том числе, за счет меньших затрат мощ-
ности дизеля на охлаждающие устройства, что объясняется более
легкими климатическими условиями эксплуатации тепловозов.
При создании новых отечественных тепловозов задача дальней-
шего повышения коэффициента использования мощности имеет
большое значение [35]. Коэффициент ф может быть повышен за
счет снижения затрат мощности на вспомогательные нужды тепло-
воза до 0,77.. .0,78. Такому значению коэффициента ф для теплово-
зов большой секционной мощности с электропередачей (т]п=
= 0,845) соответствует N3ii/Ne = 0,09.
Следует отметить, что долю затрат мощности на привод комп-
рессора, стартер-генератора, возбудителя, составляющую пример-
но 3% Ne, можно считать приблизительно одинаковой как для теп-
ловозов секционной мощностью 2206.. .2941 кВт, так и для теплово-
зов секционной мощностью 4412 кВт. В этом случае для достиже-
ния ф = 0,77 затраты мощности на привод вентиляторов систем
охлаждения силовой установки отечественных тепловозов не долж-
ны превышать 6% мощности дизеля. Это может быть обеспечено
только в результате дальнейшего уменьшения удельной мощности,
затрачиваемой на привод вентиляторов как систем охлаждения
дизеля, так и тяговых электрических машин, как минимум в
1,5 раза. Для достижения ф = 0,78 только за счет охлаждающего
устройства дизеля необходимо удельные затраты мощности на при-
вод вентиляторов довести до уровня 3,0. ..3,5% мощности дизеля,
т. е. уменьшить примерно в 1,8 ... 2 раза.
Столь сложная задача может быть успешно решена при внедре-
нии результатов новейших исследований и конструкторских раз-
работок, в том числе рассмотренных выше. Для снижения сроков
необходимо использование автоматизированных систем комплекс-
ных расчетно-экспериментальных исследований на ЭВМ.
Требуют своего скорейшего решения сложные вопросы повыше-
ния надежности работы дизелей с закрытыми системами охлажде-
ния, позволяющими повысить уровень температур охлаждающих
их теплоносителей, что является большим резервом в решении рас-
смотренных выше задач сокращения затрат мощности на привод
вентиляторов. Так, повышение допустимого уровня температуры
воды, охлаждающей дизель, с 378 до 393 К позволяет сократить
эти затраты примерно в 1,5 раза (рис. 143) в результате улучшения
аэродинамических параметров и применения более качественных
изоляционных материалов.
Рассмотренные направления являются одними из основных
среди многочисленных задач по дальнейшему совершенствованию
существующих и созданию принципиально новых систем охлажде-
ния, обеспечивающих экономичную и надежную работу силовых
установок тепловозов.
277
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Асатурян В. И. Теория планирования эксперимента. М.: Радио и связь.
1983. 248 с.
2. Бажан П. И. Расчет и конструирование охладителей дизелей. М.: Маши-
ностроение, 1981. 168 с.
3. Башков В. М., Кузьмич В. Д., Епифанов В. П. Оценка аэродинамических
показателей систем охлаждения тяговых электрических машин и аппаратов теп-
ловозов//Тр. МИИТ. М.: 1980. Вып. 663. С. 139—146.
4. Борисенко А. И., Костиков О. Н., Яковлев А. И. Охлаждение промышлен-
ных электрических машин. М.: Энергоатомиздат, 1983. 296 с.
5. Брусиловский И. В. Аэродинамика осевых вентиляторов. М.: Машино-
строение, 1984. 246 с.
6. Бурков В. В., Индейкина А. И. Автотракторные радиаторы. Л.: Машино-
строение, 1978. 216 с.
7. Вентилятор с меридиональным ускорением потока для централизованных
систем воздухоснабжения тепловозов//В. М. Башков, Ю. А. Куликов, С. К. Ива-
нов и др. М.: Транспортное машиностроение. 1977. Вып. 5-77-15. С. 1—5.
8. Виноградов В. И. Вентиляторы электрических машин. Л.: Энергоиздат.
1980. 200 с.
9. Володин А. И. Моделирование на ЭВМ работы тепловозных дизелей. М.:
Транспорт, 1985. 216 с.
10. Воронин Г. И. Конструирование машин и агрегатов систем кондициони-
рования. М.: Машиностроение, 1978. 544 с.
11. Двигатели внутреннего сгорания: Системы поршневых и комбинирован-
ных двигателей/Под общ. ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова.— 3-е изд., перераб.
и доп. М.: Машиностроение, 1985. 456 с.
12. Двигатели внутреннего сгорания (тепловозные дизели и газотурбинные
установки)/А. В. Симеон, А. 3. Хомич, А. А. Куриц и др. М.: Транспорт, 1980.
384 с.
13. Жукаускас А. А. Конвективный перенос в теплообменниках. М.: Наука,
1982. 472 с.
14. Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.: Ма-
шиностроение, 1975. 559 с.
15. Керн Д. и Клаус А. Развитые поверхности теплообмена: Пер. с англ. М.:
Энергия. 1977. 464 с.
16. Конструкции воздухоочистителей дизелей и тяговых электрических машин
тепловозов/В. И. Рягузов, Ю. А. Куликов, В. П. Епифанов и др. М.:
ЦНИИТЭИтяжмаш. 1979. Вып. 5-79-35. 34 с.
17. Конструкция, расчет и проектирование локомотивов/Под ред. А. А. Кама-
ева. М.: Машиностроение. 1981. 351 с.
18. Крейт Ф., Блэк У, Основы теплопередачи: Пер. с англ. М.: Мир, 1983.
512 с.
19. Кулаковский В. Б. Работа изоляции в генераторах: Возникновение и ме-
тоды выявления дефектов. М.: Энергоиздат, 1981. 256 с.
20. Куликов Ю. А., Богданов В. И. Влияние качества соединения ребер с
трубками на процесс теплопередачи в радиаторах воды тепловозов//Тр.
ВНИТИ. Коломна: 1976, Вып. 44. 141 с.
21. Куликов Ю. А., Епифанов В. П., Вакуленко Н. Е. Аэродинамическое со-
противление шахт охлаждающих устройств современных тепловозов//Труды
МИИТ. М.: 1982. Вып. 700. С. 32—38.
22. Куликов Ю. А. К вопросу технико-экономических основ расчета охлаж-
дающего устройства дизеля тепловоза//Тр. ВНИТИ. Коломна: 1976. Вып. 44.
141 с.
278
23. Кутателадзе С. С. Основы теории теплообмена. 5-е изд., перераб. и доп.
М.: Атомиздат, 1979. 416 с.
24. Луков Н. М. Автоматическое регулирование температуры двигателей. М.:
Машиностроение, 1977. 224 с.
25. Луков Н. М. Совершенствование тепловозных автоматических систем ре-
гулирования температуры теплоносителей//Тр. МИИТ. 1972. Вып. 700. С. 23—28.
26. Мигай В. К. Повышение эффективности современных теплообменников.
Л.: Энергия, 1980. 144 с.
27. Михеев М. А., Михеева И. М. Основы теплопередачи. М.: Энергия, 1973.
320 с.
28. Монтгомери Д. К. Планирование эксперимента и анализ данных: Пер.
с англ. Л.: Судостроение, 1980. 384 с.
29. Мурзин Л. Г., Гончаров В. М. Топливо, смазка, воды. М.: Транспорт,
1981. 253 с.
30. Ольховский Ю. В. Методика оптимизации теплообменника наддувочного
воздуха по показателям работы дизелей//Тр. ВНИТИ. Коломна: Вып. 41. 1975.
С. 144—153.
31. Охлаждающие устройства тепловозов/А. Н. Коняев, Ю. А. Куликов,
В. И. Могила и др. М.: ЦНИИТЭИтяжмаш. 1985. 40 с.
32. Охлаждающие устройства тепловозов/В. П. Епифанов, Ю. А. Куликов,
Ф. Г. Вербер и др. М.: Транспортное машиностроение. 1976. Вып. 5-76-38. 50 с.
33. Пассажирский тепловоз ТЭП70/Ю. В. Хлебников, В. Г. Быков, Б. Н. Мо-
рошкин и др. М.: Транспорт, 1976. 232 с.
34. Петриченко Р. М. Системы жидкостного охлаждения быстроходных двига-
телей внутреннего сгорания. Л.: Машиностроение. 1975. 224 с.
35. Развитие локомотивной тяги/Под ред. Н. А. Фуфрянского и А. Н. Бев-
зенко. М.: Транспорт, 1982. 303 с.
36. Рейнольдс А. Дж. Турбулентные течения в инженерных приложениях:
Пер. с англ. М.: Энергия, 1979. 408 с.
37. Синенко Н. П., Заславский Е. Г. Тепловоз ТЭЗ. М.: Транспорт, 1986. 215 с.
38. Совершенствование конструкций шахт охлаждающих устройств арочно-
го типа/Ю. А. Куликов, В. Д. Шептуцолов, В. П. Епифанов, Г. С. Козакевич
//Транспортное машиностроение, 5-77-11, М.: НИИНФОРМтяжмаш. 1977. С. 5—8.
39. Ступин Ю. В. Методы автоматизации физических экспериментов и уста-
новок на основе ЭВМ. М.: Энергоатомиздат, 1983. 288 с.
40. Теория и техника теплофизического эксперимента/Под ред. В. К. Щуки-
на. М.: Энергоатомиздат, 1985. 360 с.
41. Теплотехнический справочник/Под ред. В. Н. Юренева и П. Д. Лебедева
/Соч. 2-е изд. Т. 2. М.: Энергия, 1976. 896 с.
42. Тепловоз М62/С. П. Филонов, В. И. Бидненко, А. Е. Зибаров и др. М.:
Транспорт, 1977. 280 с.
43. Тепловозы СССР. Каталог. М.: НИИНФОРМтяжмаш, 1978. 210 с.
44. Тепловозы/Под ред. Н. И. Панова. М.: Машиностроение, 1976. 544 с.
45. Тепловоз 2ТЭ116/С. П. Филонов, Л. И. Гибалов, В. Е. Быковский и др.
М: Транспорт, 1985. 328 с.
46. Тепловоз ТЭ10М. Руководство по эксплуатации. М.: Транспорт, 1985.
421 с.
47. Тепловозы. Основы теории и конструкции/Под ред. В. Д. Кузьмича. М.:
Транспорт, 1982. 317 с.
48. Ткаля В. С. Методика расчета охлаждающего устройства тепловозного
дизеля//Тр. ВНИТИ, Коломна: 1978. Вып. 47. 54 с.
49. Центробежные вентиляторы/Под ред. Т. С. Соломаховой. М.: Машино-
строение, 1975. 416 с.
50. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя: Пер. с нем. М.: Наука, 1974.
690 с.
51. Электрооборудование тепловозов: Справочник/Под ред. В. С. Марченко.
М.: Транспорт, 1981. 287 с.
52. Энергетические характеристики радиаторов трубчато-пластинчатого типа
^/Конструирование и производство транспортных машин/Ю. А. Куликов,
В. С. Ткаля, В. И. Богданов и др. Харьков.: Вища школа, 1984. 136 с.
279
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение .................................................. 3
Глава 1. Конструктивные особенности и режимы работы систем охлаж-
дения ................................................................. 5
1. Требования, предъявляемые к системам охлаждения.............. 5
2. Схемы и конструктивные особенности систем охлаждения ... 7
3. Условия и режимы работы систем охлаждения.................... 36
Глава 2. Технико-экономические основы оптимизации параметров систем
охлаждения............................................................ 39
4. Анализ основных направлений совершенствования систем ... 39
5. Оценка степени совершенства и оптимизации параметров конст-
рукции и режимов работы систем охлаждения....................... 41
6. Технико-экономическая оценка параметров конструкций и режи-
мов работы основных элементов систем охлаждения................. 46
7. Технико-экономическое обоснование расчетного значения тем-
пературы охлаждающего воздуха и уровня затрат мощности на
привод вентиляторов ............................................ 63
Глава 3. Методы экспериментальных исследований систем охлаждения 68
8. Анализ и основы моделирования гидродинамических и тепловых
процессов....................................................... 68
9. Энергетические испытания охлаждающих устройств............... 92
10. Методы аэродинамических испытаний элементов систем охлаж-
дения .......................................................... 99
Глава 4. Теплообменники.............................................. 112
11. Типы теплообменников и характеристики рабочих сред .... 112
12. Основные закономерности, описывающие процессы, происходящие
в теплообменниках ............................................... 115
13. Радиаторы..................................................... 134
14. Теплообменники для охлаждения масла и наддувочного воздуха
дизеля......................................................... 158
15. Пути совершенствования теплообменников..................... 174
Глава 5. Вентиляторы.................................................. 179
16. Основные закономерности, характеризующие работу вентилято-
ров в системах охлаждения тепловозов........................... 179
17. Вентиляторы систем охлаждения дизелей....................... 183
18. Вентиляторы систем охлаждения тяговых электрических машин
и преобразователей ............................................ 199
19. Аэродинамический расчет вентиляторов........................ 210
Глава 6. Аэродинамика систем охлаждения............................... 213
20. Аэродинамические потери в системах охлаждения.............. 213
21. Конструктивные и аэродинамические характеристики шахт си-
стем охлаждения дизелей........................................ 217
22. Конструктивные и аэродинамические характеристики воздухо-
заборных устройств и воздуховодов систем охлаждения тяговых
электрических машин и преобразователей ........................ 240
23. Методика определения аэродинамического сопротивления эле-
ментов систем охлаждения....................................... 249
Глава 7. Расчет, проектирование и технико-экономические показатели
систем охлаждения..................................................... 253
24. Выбор параметров конструкции и энергетический расчет систе-
мы охлаждения дизеля........................................... 253
25. Выбор параметров конструкции и энергетический расчет системы
охлаждения тяговых электрических машин и преобразователей 265
26. Рациональная компоновка систем охлаждения на тепловозе . . . 267
27. Определение затрат энергии на охлаждение и технико-экономи-
ческая оценка совершенства систем охлаждения................... 272
Список литературы..................................................... 278