Жидкостная вентиляторная система

Жидкостная система охлаждения обеспечивает теплоотдачу от нагретых деталей двигателя в охлаждающую жидкость; пере­нос тепла от двигателя к радиатору и рассеивание тепла радиа­тором. В соответствии с этим система охлаждения состоит из двух частей: теплопереносной и теплорассеивающей. Агрегаты и узлы теплорассеивающей части называются радиаторной уста­новкой и включают радиатор, вентилятор, воздухопритоки и воздухоотводы, а также органы регулирования интенсивности охлаждения.

В моторных установках гусеничных машин чаще применяются жидкостные вентиляторные системы охлаждения с принудитель­ной циркуляцией жидкости. Эти системы являются закрытыми, или замкнутыми, т. е. жидкостный тракт не имеет постоянного сообщения с атмосферой, что способствует умень­шению расхода жидкости. Циркуляция воды между двигателем и радиатором обеспечивается центробежным насосом. В расши­рительном бачке имеется запас жидкости для компенсации ее убыли в контуре двигатель-радиатор из-за испарения и воз­можных утечек. Парообразование ослабляет эффективность ра­боты системы охлаждения, поэтому пар из рубашки двигателя и радиатора отводится в паровоздушное пространство расшири­тельного бачка.

Превышение сверх нормы давления в системе может привести к нарушению ее герметичности и разрушению, понижение – к недопустимому парообразованию. Поддержание давления в не­обходимых пределах осуществляется при помощи двойного паро-воздушного клапана, который устанавливается в наиболее высокой точке водяной системы. Часто он монтируется в пробке заливной горловины расширительного бачка или верхнего бачка радиатора.

Паровой клапан этого устройства открывается, когда давление в си­стеме превышает атмосферное на 20-60 кПа и выше. Воздушный клапан откры­вается, когда в системе (при охлаж­дении двигателя) образуется разре­жение 1-4 кПа.Перепады давления, при которых открываются клапаны, обеспечи­ваются подбором параметров и на­тяга клапанных пружин. Наличие избыточного давления в жидкост­ном тракте системы охлаждения двигателя приводит к повышению температуры кипения жидкости и способствует увеличению эффек­тивности охлаждения, уменьшению потерь жидкости, снижает возможность появления в потоке жидкости пузырьков воздуха и пара. На рис. 97 представлен график зависимости температуры кипения воды и водоэтиленгликолевых смесей различной концентрации (антифризы) от из­быточного давления в жидкостном тракте системы охлаждения.

Рис. 97. Зависимость температу­ры кипения t охлаждающих жидко­стей от избыточного давления Δр в системе охлаждения

Регулирование расхода жидкости. Интенсивность охлаждения жидкости, а следовательно, и двигателя регулируется изменением расхода жидкости или воздуха, проходящих через радиатор, регулирование расхода жидкости осуществляется при помощи термостатов с двойным клапаном, обеспечивающим циркуляцию жидкости через радиатор (по большому кругу) при ее темпера­туре на выходе из двигателя не ниже 65-70° С. При более низкой температуре жидкость направляется из водяной рубашки головки цилиндрового блока к насосу и обратно в водяную рубашку двигателя.

Запуск и прогрев холодного двигателя с термостатом в системе охлаждения при минусовой температуре наружного воздуха со­провождается интенсивным охлаждением радиатора, циркуляция жидкости через который в начале прогрева весьма ограничена. В связи с этим, если в качестве охлаждающей жидкости используется вода, возможно ее замер­зание в трубках радиатора, и тогда радиатор выходит из строя. В этом случае необходимо прекратить продувку радиатора возду­хом, приостановив на время прогрева двигателя действие венти­лятора или перекрыв воздушный тракт.

Для регулирования расхода воздуха в системе охлаждения используются жалюзи. При вентиляторной системе охлаждения на расход воздуха можно также воздействовать изменением числа оборотов или углов атаки лопастей вентилятора.

Расчет радиаторной установки. Расчет включает: определение количества тепла, отводимого жидкостью; расчет радиатора; оценку сопротивления воздушного тракта; подбор вентилятора по требуемому расходу воздуха и сопротивлению воздушного тракта.

Расчетным режимом радиаторной установки является режим, соответствующий работе двигателя на максимальной мощности. При установившемся тепловом состоянии двигателя количество тепла Q, отводимого от нагретых деталей охлаждающей жидкостью, принимают равным количеству тепла, рассеиваемого радиатором, так как отвод тепла соединительными трубопроводами не пре­вышает 2-3% от Q.

Для определения количества тепла, уносимого охлаждающей жидкостью, имеется несколько сравнительно простых формул, учитывающих некоторые конструктивные параметры и режимные факторы, например

(30)
где N_е – эффективная мощность в кВт; g_е – удельный расход топлива в г/(кВт-ч); Н_и – низшая теплотворная способность топлива в кДж/кг; q – относительная теплопередача в окру­жающую среду (для дизелей q =0,16=0,25; для бензиновых двигателей q= 0,20-0,30).

Для практических целей с допустимой точностью можно счи­тать

(31)
где а – опытный коэффициент, равный для дизелей 0,45-0,90, для бензиновых двигателей 0,8-1,4.

При определении расчетного количества тепла, подлежащего рассеиванию радиатором, вводят коэффициент запаса =1,10-1,15, тогда

(32)

Теплорассеивающая способность радиатора зависит от боль­шого числа факторов: размеров, типа, конструкции и качества изготовления охлаждающей решетки, скоростей жидкости и воздуха, организации воздушного потока, продувающего радиатор, и т. д. При плохом контакте между трубками и пластинами оребрения теплопередача ухудшается на 20-30%. Сильная запылен­ность радиатора также снижает теплопередачу на 10%.

На рис. 98, а изображены экспериментальные кривые, ха­рактеризующие зависимость отводимого тепла Q и воздушного сопротивления Δр радиатора от глубины l охлаждающей решетки. При l >150 мм тепловая эффективность радиатора начинает заметно понижаться, тогда как аэродинамическое сопротивление его продолжает расти по примерно линейному закону.

Рис. 98, б свидетельствует о том, что увеличение скорости воды v_ж в решетке радиатора целесообразно до определенного предела (в выполненных конструкциях 0,4–0,8 м/с), после ко­торого повышение теплоотдачи незначительно.

Из рис. 98, в видно, что изменение скорости воздуха перед фронтом радиатора v_в оказывает значительное влияние на эффек­тивность теплоотдачи Q и энергетические потери Δ_р, обусловлен­ные аэродинамическим сопротивлением радиатора. Оптимальные значения скорости воздуха, продувающего радиатор (перед фрон­том радиатора), находятся в пределах 10-20 м/с.

Рис. 98. Характеристики радиатора

Приведенные на рис. 1.20, б и в зависимости даны для трубчато-пластинчатого радиатора при глубине охлаждающей решетки 95 мм и разности средних температур жидкости и воздуха 60° С.

Аэродинамическое сопротивление воздушного тракта системы охлаждения оценивается суммой перепадов статического давле­ния на всех участках тракта. Аэродинамическое сопротивление радиатора может быть выражено в виде потери напора Н_р или перепада давления Δ р_р (в Па):

(33)
где v_в – скорость воздуха перед фронтом радиатора в м/с; ρ_в – массовая плотность воздуха в кг/м³; ς_р – коэффициент аэроди­намического сопротивления радиатора, определяемый опытным путем. В зависимости от конструкции охлаждающей решетки скорости и плотности воздуха он изменяется в широких преде­лах – от 3 до 8-10. Большие значения ς, имеют место при мень­шей скорости воздуха. Аэродинамическое сопротивление Δр_р радиаторов транспортных машин примерно пропорционально глубине решетки и достигает значения 800-1200 Па. Сопротивление горячего радиатора на 3-8% больше, чем холодного.

Аэродинамическое сопротивление всего воздушного тракта может быть выражено суммарной потерей напора

(34)
где z_тр – коэффициент аэродинамического со­противления воздушного тракта. Имея в виду, что (здесь V_в – расход воздуха в м³/с), получим

,
т. е. . Эта функция называется аэродинамической характеристикой воздушного тракта.

Вентилятор подбирается по заданным оборотам п_вент и тре­буемым значениям напора Н_S и расхода воздуха V_в (рис. 99), определяемым точкой пересечения А характеристики венти­лятора (кривая 1) и аэродинамической характеристики воздуш­ного тракта (кривая 2).

Рис. 99. К определению расхода воздуха вентиля­торной системой охлаж­дения

Мощность, затрачиваемая на привод вентилятора, в Вт

(35)
где h_вент – к.п.д. вентилятора. К.п.д. центробежных венти­ляторов лежит в пределах 0,3-0,6; осевых – 0,3-0,7 и зависит от совершенства аэродинамической формы лопастей. Следует иметь в виду, что окружная скорость по наружному диа­метру вентилятора D_нар

(36)
ограничивается величиной 100-110 м/с по акустическим соображениям.

Расход жидкости V_ж (в м³/с), цирку­лирующей в системе охлаждения, зависит от количества тепла Q (в кВт), отводимого от двигателя:

где Dt_ж – перепад температуры жидкости в ра­диаторе; r_ж – плотность жидкости в кг/м³; с_ж – удельная теп­лоемкость жидкости в кДж/кг-К, равная для воды 4,19; для этиленгликоля 2,9).

Требуемая площадь проходного сечения радиа­тора со стороны жидкости F_ж зависит от расхода V_ж и скорости v_ж жидкости:

. (37)

При этом задаются оптимальные значения v_ж и Dt_ж. Число ходов радиатора со стороны жидкости определяется конструктивно-компоновочными соображениями и зависит от требуемой площади охлаждающей поверхности радиатора со стороны воздуха.

Расчетная производительность водяного насоса определяется с учетом возможных утечек жидкости из напорной полости во всасывающую:

(38)
где h=0,8-0,9 – коэффициент подачи.

Потери напора в водяном тракте системы охлаждения DН_ж состоят из потерь на трение и местных потерь . Водяной насос при заданной производительности должен созда­вать напор

(39)

Местные потери напора могут быть определены по формуле

,(40)
где – коэффициент местного сопротивления. Для прямо­угольного колена и резкого расширения =1; для внезап­ного сужения =0,5; для плав­ного расширения = 0; для за­кругления =0,24-0,35.

Потери напора на трение зависят от длины l трубопровода и его эквивалентного диаметра d_э:

, (41)
где – коэффициент трения. Для круглой трубы диаметром d эквивалентный диаметр d_э = d; для плоской трубы , здесь F_тр и S_тр – соответственно площадь и периметр поперечного сечения трубы.

При последовательном включении участков жидкостного тракта расходы жидкости на разных участках равны, а потери напора суммируются. На параллельных участках равны потери напора, а суммируются расходы жидкости.

Мощность (в кВт), потребляемая водяным насосом, может быть определена по формуле

,(42)
где V_ж.р. – расчетная производительность водяного насоса в м³/с; H_ж –требуемый напор в Па; h_н.г. = 0,6-0,7 – гидравличе­ский к. п. д. насоса. Для автотракторных двигателей обычно N_вн= (0,005-0,01) N_е; здесь N_е – эффективная мощность дви­гателя.