Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин, страница 8

В зависимости от конструкции охлаждающей решетки скорости и плотности воздуха он изменяется в широких пределах — от 3 до 8 — 10. Большие значения ~ имеют место при меньшей скорости воздуха. Аэродинамическое сопротивление Лрр радиаторов транспортных машин примерно пропорционально глубине решетки и достигает значения 800 — 1200 Па (80— 120 кГ(мр). Сопротивление горячего радиатора на 3 — 824 больше, чем холодного. Аэродинамическое сопротивление всего воздушного тракта может быть выражено суммарной потерей напора р2 (1.38) где ь~р = ь.,, + ь,,, — коэффициент аэродинамического сопротивления воздушного тракта, равный сумме коэффициентов аэродинамического сопротивления воздухопритока (7"., „) и воздУхоотвода (ь,,,).

имеЯ в видУ, что пр = — „' (здесь 2', — Рас27Р ход воздуха в мр(с), получим 2 Рв~ в Нх=ьх 2 7 2Р,,~р т е Нх = 1 ()7,). Эта функция называется аэродинамической характеристикой воздушного тракта. На рис. 1.16 показана схема воздушного тракта с осевым вентилятором. Воздушный поток на стороне воздухопритока проходит через жалюзи и обдувает двигатель. На стороне воздухоотвода воздух обдувает трансмиссию и проходит через радиатор, жалюзи и облицовку. Все перечисленные здесь элементы воздушного тракта оказывают сопротивление воздушному потоку и являются причинами местных потерь статического напора. Эти потери и оцениваются коэффициентами аэродинамического сопротивления ьр, ь,,„и ь,, На рис.

1.3 и 1.4 показаны схемы воздушных трактов с центробежными вентиляторами и продувкой масляных радиаторов, включенных в общий воздушный тракт системы охлаждения. Вентилятор подбирается по заданным оборотам п„и требуемым значениям напора Нх и расхода воздуха х', (рис. 1.22), определяемым точкой пересечения А характеристики вентилятора (кривая 1) и аэродинамической характеристики воздушного тракта (кривая 2). Мощность, затрачиваемая на привод вентилятора, в Вт Нхр, У„„ (1.39) где х)„„— 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 ч, лопастей. Следует иметь в виду, что окружная скорость по наружному диаметру вентилятора 0„ л0зарнвезт с'ока — зо ограничивается величиной 100 — 110 м/с по акустическим соображениям. Расход жидкости 1' (в майе), циркулирующей в системе охлаждения, зависит ув от количества тепла Я (в кВт), отводимого Рнс.!.22.

К определению от двигателя: расхода воздуха вентиля- Я торной системой охлаж1l =, (1.40) дення дг реес где сзг = г,„— г,, — перепад температуры жидкости в радиаторе; р — плотность жидкости в кг!ма; с,„— удельная теплоемкость жидкости в кДж!Кг К, равная для воды 4,19; для этиленгликоля 2,9). Требуемая площадь проходного сечения одного хода радиатора со стороны жидкости г = г„аг' (где à — площадь проходного сечения трубки в м', ( р — число трубок одного хода радиатора) зависит от расхода х" и скорости о жидкости: г" (1.

41) При этом задаются оптимальные значения и и И . Число ходов радиатора со стороны жидкости определяется конструктивно- компоновочными еоображениями и зависит от требуемой площади охлаждающей поверхности радиатора г"а по воздуху. Расчетная производительность водяного насоса определяется с учетом возможных утечек жидкости из напорной полости во всасывающую:- (1.42) где х) = 0,8еь0,9 — коэффициент подачи, 37 Потери напора в водяном тракте системы охлаждения ЬН состоят из потерь на трение т'ЬН и местных потерь ~~ ЬН„„. Водяной насос при заданной производительности должен создавать напор Н ) ЬН =",т'1ЬН + ',~'1ЬН Местные потери напора могут быть определены по формуле ЬН„,„= Г„,„ (1.43) где и„, „— коэффициент местного сопротивления.

Для прямоугольного колена и резкого расширения ь „= 1; для внезапного сужения ь „= 0,5; для плавного расширения ь„„= 0; для залам,кба кругления ь „= 0,2 —:0,35. бр б) га Потери напора на трение зависят от длины 1 трубопровода и его эквивалентного диаметра д,: где ~, = 0,0144 + ' — коэффициент трения. Для круг- 0,00947 Р лой трубы диаметром 11 эквивалентный диаметр 11, = 11; для плоской трубы 11, = — Р; здесь г'„р и 5„р — соответственно площадь и периметр поперечного сечения трубы. Ориентировочная схема распределения потерь напора в жидкостном тракте системы охлаждения' транспортного двигате- 38 и а а с а е г а Рис.

1.23. Распределение потерь напора по жидкостному тракту системы охлаждения двигателя: а — вход в насос; Ь вЂ” выход из насоса; с — выход в двигателач о — выход из двигателя; е — выход в радиатор; 1 — выход из радиатора Рис. 1.24. Гидравлические характеристики двух смежных участков жидкостного тракта: 1 — 1-й учсстоя; 2 — х-й участок; а — суммарная карактерксткке ля представлена на рис. 1.23. П и ри последовательном вкл включении Раз"ых уммируются. Н параллельн Ру Р ьных т личе кой характери у ежных участков стики дв х см рно гид ав- ых последовательно (Р1тс 1.2 М ' п рис.

. 4,а) и параллельно ощность (в кВт) п оп е ел р д лена по формуле ), потребляемая во я дяным насосом, может быть где У. (1.45) — расчетная производительность ~ы~ю~~ водяного насоса /, Для автотракто ных . п. д. насоса. т1, = 0,6-:0,7 — ги а рных двигателей обычно —, — эффективная тощ~о ность дви- Жидкостная эжекц В ционная система последнее время значите и внедрению начительное внимание машин. Э эжекционного охл ж а дения в е уделяют развитию екциыный ~юсоб охла мен зевании э ерги от б ра отавших газов й на испольнно задачи охлажде ния как двигателя, так и в, позволяет решать одновре- , так и выхлопных газов.

5 е 5 Ю Рис. 1.25. Схеме эжекционной си иной системы охлаждении; — ь; — ежекторнмй патрубок; й— аод й р д тор' 6 — днфэуао ' — прнемнак'к мерю то— Н вЂ” сужаюпанй насадок бражена п ин ип а рис. 1.25 изоб жю~к~ены В ыпускные газы, обла а нас 10 дят смесительную заставляют ег и рие нй«жеей б ть через ди у поток, о разуется Разрежение н ние, и суммарный иапо Р 39 Нз, равный разнице статического атмосферного давления р, „ н статического давления в приемной камере р„, обеспечивает преодоление воздушным потоком аэродинамических сопротивлений (в данном случае жалюзи и радиаторов). В процессе эжекции происходит перемешивание струи отработавшего газа, вытекающего с большой скоростью через сопло выпускного патрубка цилиндра двигателя, с подсасываемым (эжектируемым) воздухом.

В смесительной камере благодаря непрерывному энергетическому обмену между струей газа и эжектируемым воздухом происходит выравнивание скоростей потоков, позволяющее без затраты механической энергии осуществить более простую и надежную по сравнению с вентиляторной циркуляцию воздуха. Применение эжекционного способа для охлаждения двигателей гусеничных и колесных машин исключает необходимость установки специальных выхлопных коллекторов и труб, вызывающих дополнительные потери.

Это позволяет сократить объем эжекционной системы охлаждения в 1,5 — 2 раза по сравнению с вентиляторной, а затраты мощности на обслуживание системы уменьшить на 4 — 7%. Кроме того, эжекционные системы охлаждения по сравнению с вентиляторными имеют ряд конструктивных и эксплуатационных преимуществ: простоту конструкции, отсутствие привода к вентилятору, отсутствие вращающихся деталей, саморегулирование интенсивности Охлаждения в условиях переменного' нагрузочного режима двигателя.

Оценочными параметрами эжектора являются производительность и к. п. д. Производительность эжектора характеризуется коэффициентом эжекции д, который представляет собой отношение массовых расходов охлаждающего воздуха и, и выпускных газов т;. (1.46) /И1 Коэффициент эжекции зависит от типа двигателя и степени его форсирования, системы выхлопа, схемы расположения сопел и геометрических размеров проточной части эжектора. Величина д может достигать значения 15 — 20, рабочие значения в два-три раза меньше.

Коэффициент эжекции растет с увеличением частоты пульсаций потока выпускных газов и с увеличением разрывности потока (увеличивается эффект подсоса воздуха струей газа). Кроме того, при пульсирующем характере потока улучшается теплообмен воздуха с коллектором и усиливается охлаждающее действие системы. Для получения пульсирующего потока наиболее рациональным является применение индивидуального эжектора на каждый цилиндр. Однако в конструктивном отношении систему охлаждения с индивидуальным выхлопом выполнить значительно сложнее по сравнению с другими системами. Применение одного эжектора на два цилиндра сокращает габариты, упрощает кон- 40 Здесь У,, — эффективная мощность эжектора в кВт; У,— мощность эжектирующей струи в кВт.

Эти мощности определяются по формулам:. ~~~е.эж ~ оз (1.48) м~ й,т~ ч У, = — ', ~с„(Т,— Т,) + — '+ р~ з©в~г ~ (1.49) где Л = Нз — разрежение в приемной камере (аэродинамическое сопротивление воздушного тракта), равное требуемому суммарному напору, в Па; т,— массовый расход эжектируемого газа в кг!с; р, — плотность эжектируемого газа в кг/м', и„— массовый расход эжектирующего газа в кг/с; с„— средняя удельная теплоемкость газа при постоянном объеме в Дж/(кг К); Т, и Т, — температуры эжектируемого и эжектирующего газов в К; й, — динамический напор эжектирующей струи на выходе из сопла в Па; р, — плотность эжектирующего газа в кг!м', й, — коэффициент неравномерности потока перед соплом; Р,— площадь поперечного сечения сопла в м'; я — ускорение свободного падения.

При пульсирующем потоке эжектирующего газа для определения к. п. д, эжектора используются мгновенные значения давления и температуры газов перед соплом, получаемые экспериментально или расчетным путем. Основными особенностями эжекционной системы охлаждения являются: 1) пульсирующий характер истечения выхлопных газов; 2) геометрическая неравномерность поля скоростей на выходе из камеры эжектора вследствие недостаточных размеров проточной части эжекционного устройства; 4! струкцию, но приводит к снижению производительности, особенно если выхлопы цилиндров смещены по времени так, что поток не имеет разрывов. При обслуживании одним эжектором четырех цилиндров и более объем системы охлаждения значительно уменьшается, однако движение газов получается близким к непрерывному истечению, и коэффициент эжекции падает.

Эжекционная система охлаждения двигателя может объединять любое число цилиндров, если разработка эжектора ведется с учетом специфики газовых потоков. Степень использования энергии отработавших газов в системе охлаждения и целесообразность выбранной конструкции эжектора оценивается эффективным к. п. д. тЬ .. представляющим собой отношение работы, затрачиваемой на перемещение охлаждающего воздуха по воздушному тракту системы охлаждения до приемной камеры (полезная работа эжектора), к энергии отработавших газов перед сопловым аппаратом: Чз. Влс — ф (1.47) 3) работа на переменных режимах двигателя при переменном сопротивлении воздушного тракта; 4) сложные геометрические формы пространства моторного отделения, в котором должно помещаться эжекционное устройство.