Конструкция, параметры и расчет водомасляных теплообменников.

Водомасляные теплообменники предназначены для охлаждения водой масла дизеля или гидравлической передачи. В современных тепловозах в большинстве случаев применяют двухконтурную систему охлаждения с водомасляным теплообменником в контуре охлаждения наддувочного воздуха.

Используемые в тепловозах водомасляные теплообменники различают по схемам движения воды и масла и по конструкции теплопередающей поверхности (охлаждающего элемента). Для максимального теплосъема в заданных размерах в теплообменниках применяют противоточное или противоточно-перекрестное течение жидкостей.

Наиболее простыми (по конструкции и технологии изготовления) и надежными в эксплуатации являются гладкотрубные теплообменники с внешним омыванием трубок маслом, которые широко применяют на тепловозах. Наличие прямых трубок не создает трудностей при очистке внутренних поверхностей и замене поврежденных трубок. Кроме того, трубчатая конструкция позволяет работать при сравнительно высоких давлениях теплоносителей.

Для повышения интенсивности передачи теплоты в теплообменниках необходимо максимально уравнивать термические сопротивления теплоотдачи от масла к поверхности охлаждения и от нее к охлаждающей воде. Выравнивание термических сопротивлений достигается оребрением трубок. В последнее время в отечественных тепловозах применяют охлаждающие элементы из труб с накатанным оребрением (рис. 4.40).

Водомасляный теплообменник дизеля тепловоза 2ТЭ116 состоит из корпуса 2, передней 11 и задней 1 крышек, охлаждающего элемента 9, кронштейнов 7 и 15. Перегородка 4 крышки 11 разделяет водяную полость теплообменника пополам для обеспечения двух ходов воды для повышения ее скорости в трубках. Охлаждающий элемент 9 состоит из передней 3 и задней 16 трубных досок, в отверстиях которых закреплены оребренные трубки 6 с сегментными перегородками 13, создающими поперечное омывание маслом трубного пучка, что способствует лучшим условиям теплообмена. Заполнители 8 уменьшают зазоры между корпусом и трубным пучком, сокращая переток неохлажденного масла. С этой же целью стык сегментных перегородок и корпуса уплотняют резиновым шнуром 14.

Вода в теплообменник поступает по патрубку 5 передней крышки, проходит по трубкам 6 одной половины охлаждающего элемента (секции), а затем по трубкам другой половины элемента выходит из патрубка 10. Масло в теплообменник входит через отверстие в кронштейне 15, проходит в межтрубном пространстве и выходит через отверстие в кронштейне 7.

Температурные удлинения трубок охлаждающего элемента компенсируются перемещением задней трубной доски 16, которая уплотнена в корпусе 2 и крышке 1 двумя резиновыми кольцами 18. Между кольцами 18 установлено промежуточное кольцо 17 с отверстиями, через которое в случае просачивания будут вытекать вода или масло.

Основные характеристики водомасляных теплообменников приведены в табл. 4.9.

Тепловой расчет водомасляных теплообменников проводят для того, чтобы вычислить поверхности теплообмена элементов, определяющие их основные параметры, а также выбрать оптимальные режимы течения теплоносителей. Расчет базируется на уравнениях теплопередачи (4.17) и теплового баланса (4.18) с использованием экспериментальных критериальных зависимостей для гладкотрубных теплообменников с поперечными сегментными или кольцевыми перегородками. Коэффициент теплопередачи от масла к охлаждающей воде, Вт/(м²·К),

(4.22)

где α_вд — коэффициент теплоотдачи от внутренней поверхности трубок к охлаждающей воде; α_м — коэффициент теплоотдачи от масла к наружной поверхности трубок; d_H, d_B — соответственно наружный и внутренний диаметры трубок охлаждающего элемента.

Коэффициент теплоотдачи α_вд (Вт/(м²·К)) определяют из критериального уравнения

(4.23)

где — критерий Нуссельта для воды; λ_вд — коэффициент теплопроводности воды, Вт/(м·К); — критерий Рейнольдса для потока воды; υ_вд — скорость охлаждающей воды в трубках, значение которой выбирают равным 1,3—2,5 м/с из-за ограничения наименьшей скорости по условию обеспечения турбулентного режима движения теплоносителя и наибольшей — по условиям прочности трубок и затрат мощности на прокачивание воды; υ_вд — коэффициент кинематической вязкости воды, м²/с; — критерий Прандтля для воды; с_вд — удельная теплоемкость воды, кДж/(кг·К); ρ_вд — плотность воды, кг/м³. Физические характеристики воды определяют при средней температуре t_вд.с_p.

Коэффициент теплоотдачи α_м находят из критериального уравнения

(4.24)

где — критерий Нуссельта для масла; λ_м — коэффициент теплопроводности масла, Вт/(м К); Rе_м, Рr_м — критерии соответственно Рейнольдса и Прандтля, отнесенные к средней температуре масла; Рr_т — критерий Прандтля для масла, отнесенный к температуре стенки трубки; В_к — безразмерный коэффициент, зависящий от наружного диаметра трубок d_Н, минимального расстояния δ между поверхностями соседних трубок и отношения внутреннего диаметра кожуха D к расстоянию между перегородками l (для d_Н = 10 мм и δ = 3 мм В_к определяют по кривой на рис. 4.41).

Площадь сечения (м²) для прохода масла в пространстве между трубками охлаждающего элемента

(4.25)

где G_М — расход масла через теплообменник, кг/с; ρ_м — плотность масла при средней температуре, кг/м³; υ_м — средняя скорость масла в межтрубном пространстве, которую принимают в диапазоне 1,2—2 м/с, ограниченном сверху по условиям резкого увеличения гидравлических сопротивлений масляного тракта.

Из условия равенства сечений для прохода масла в межтрубном пространстве между перегородками и над ними (рис. 4.42) площадь сегмента перегородки

(4.26)

где t₁ = d_Н + δ — шаг разбивки трубок.

Значения центрального угла φ сегмента перегородки в зависимости от отношения f/D²:

Расчетный температурный напор между маслом и водой

(4.26)

где —температура масла соответственно на входе в теплообменник и на выходе из него; — соответственно воды на входе и выходе из теплообменника и средняя.

Расчетную величину поверхности охлаждения теплообменника определяют из уравнения теплопередачи

(4.27)

где Q— количество теплоты, отводимое маслом.

При тепловом расчете необходимы исходные данные: количество теплоты, отводимое маслом, Вт; значения расходов масла и воды через теплообменник (соответственно G_м и G_вд), кг/с, известные из технической характеристики насосов дизеля; температуры масла на входе t'_M и выходе t''_M теплообменника, также известные из технической характеристики дизеля; температура воды на входе теплообменника t'_ВД принимается в соответствии с выбранной ранее схемой движения воды через теплообменники в контуре. Перед расчетом выбирают наружный d_и и внутренний d_в диаметры трубок охлаждающего элемента, разбивку трубок в трубной доске, которая обусловлена наименьшим расстоянием между соседними трубками 5; а также число ходов охлаждающей воды z_вд.

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

(4.28)

где т_T — количество рядов трубок, перпендикулярных к потоку масла; С, р — экспериментальные константы. Для теплообменников с сегментными перегородками при d_Н = 10 мм и δ = 3 мм в диапазоне Rе_м = 10—250 константа р = 0,65. Значение С принимают по графику (рис. 4.41).

Гидравлическое сопротивление водяного тракта теплообменника (Па)

(4.29)

где L—полная длина трубок, м; β_ТР — коэффициент, зависящий от средней температуры t_вд.ср и скорости υ_вд воды (рис. 4.43).

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

(4.30)

где η_ВД, η_м — КПД соответственно водяного и масляного насосов.

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

Системи повітропостачання і повітряного охолоджування.

Очисники повітря.

§4.7. Конструкция охладителей наддувочного воздуха.

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

Проведенные экспериментальные и теоретические исследования выявили, что для дизеля каждого типа и заданного режима работы существует оптимальная по удельному расходу топлива температура наддувочного воздуха перед впускными органами. Поэтому тепловозные дизели оборудуются устройствами для получения оптимальных значений температур наддувочного воздуха. При номинальном и близких к нему режимах работы дизеля наддувочный воздух необходимо охлаждать, а при режимах холостого хода и малых нагрузок — подогревать.

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

На некоторых тепловозах применяют системы с охлаждением наддувочного воздуха атмосферным. Охлаждение атмосферным воздухом проще. В системе вместо двух теплообменников (для охлаждения воздуха водой и для охлаждения воды атмосферным воздухом) устанавливают один воздуховоздушный теплообменник, в котором реализуется весь температурный напор между наддувочным и атмосферным воздухом. Однако воздуховоздушные теплообменники, вследствие значительных размеров, не нашли широкого применения в тепловозах большой мощности. Такая система охлаждения была применена на опытном тепловозе ТЭП75.

Применяемые на тепловозах системы спроектированы и рассчитаны для охлаждения наддувочного воздуха при работе дизеля в номинальном режиме и не удовлетворяют условию получения оптимальных температур воздуха при всех режимах его работы. Оптимизацию температур наддувочного воздуха в зависимости от режима работы дизеля можно осуществить при помощи систем, регулирующих поступление воды в теплообменник из различных водяных контуров, а также использующих теплоту выпускных газов дизеля для подогрева воздуха в теплообменниках.

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

Водовоздушный теплообменник для охлаждения наддувочного воздуха дизеля 2А-5Д49 тепловозов ТЭП70 и 2ТЭ116 (рис. 4.43) установлен на торце дизеля на кронштейне. Состоит из сварного корпуса 12, патрубка 13, верхней 2 и нижней 6 крышек и охлаждающей секции. У последней есть верхняя 4 и нижняя 11 трубные доски, в отверстия которых установлены оребренные трубки 3. Внутри трубок образуется водяная, а между ними — воздушная полость.

Вода поступает в теплообменник по патрубку Е нижней крышки, обходит перегородку 5, которая делит водяную полость секции пополам, проходит по трубкам одной, а затем второй половины секции и выходит через патрубок С. Пар из водяной полости отводится через трубку 1, установленную в верхней крышке.

Наддувочный воздух поступает к теплообменнику по патрубку 13, охлаждается в межтрубном пространстве и по каналу Ж в кронштейне поступает в ресивер блока цилиндров.

Оценку эффективности охлаждающих устройств тепловозов выполняют по натуральным и удельным показателям, а также на основе технико-экономических расчетов.

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

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

Энергетический показатель

(4.31)

где Q— количество теплоты, передаваемой в теплообменнике, Вт; Р— мощность для функционирования теплообменника, Вт; Δt — средняя разность температур между теплоносителями в пределах теплообменника, °С; F— расчетная поверхность теплопередачи, м².

Объемный показатель

(4.32)

где V_т — объем, занимаемый теплообменником, м³.

Массовый показатель

(4.33)

где т — масса теплообменника, кг.

Для сравнения радиаторов используют также показатель тепловой напряженности площади фронта

(4.34)

где F_фр — фронтальная поверхность радиатора, м².

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

(4.35)

где E_н = 0,1 — нормативный коэффициент эффективности для железнодорожного транспорта; К₃ — капитальные затраты изготовления охлаждающего устройства, руб.; С— годовые эксплуатационные затраты, зависящие от системы охлаждения тепловоза, руб.; Q— количество теплоты, рассеиваемое в течение года, кДж.

Капитальные затраты изготовления систем охлаждения

K_З= K_З1 + К_З2, (4.36)

где К_З1 — капитальные затраты на теплообменники (секции радиатора, водомасляные теплообменники, водовоздушные теплообменники наддувочного воздуха), вентиляторы и насосы, входящие в систему охлаждения; К_З2 — капитальные затраты на трубопроводы, задвижки, вентили, систему автоматического регулирования и т.д.

Эксплуатационные расходы на систему охлаждения

С = С_тс + С_рто + С_ам + С_дпт + С_т, (4.37)

где С_тс — расходы на топливо и смазку, потребляемые двигателем тепловоза для получения мощности на функционирование системы охлаждения; С_рто — расходы на ремонты и технические осмотры охлаждающего устройства; С_ам — амортизационные расходы на систему охлаждения; С_дпт — расходы на содержание дополнительного парка тепловозов, необходимого при уменьшении полезной мощности двигателя, используемой для целей тяги и для работы системы охлаждения; С_т — затраты на транспортировку системы охлаждения на тепловозе.

§4.8. Системы охлаждения тяговых электрических машин и аппаратов тепловозов.

Назначение систем охлаждения.При работе тяговых электрических машин часть подведенной к ним энергии преобразуется в активных элементах (в обмотках и в магнитной системе) в тепловую, что ведет к нагреванию машин и повышению температуры изоляции их обмоток.

Тепловое состояние электрической машины характеризуется превышениями τ температур t_i- ее обмоток над температурой t_о окружающего воздуха, т.е.

Увеличение температур обмоток ускоряет старение электроизоляционных материалов. Для каждого класса этих материалов существует определенный температурный уровень, превышение которого на 5—10 °С приводит к сокращению срока службы изоляции в 2 раза. Предельные допустимые превышения t_i _m_ах температур обмоток строго ограничены стандартами в соответствии с классами изоляции значениями, соответствующими длительному режиму и температуре охлаждающего воздуха 25 °С:

Класс изоляции