- •1. Системы охлаждения и требования, предъявляемые к ним
- •2. Конструкция и расчет агрегатов систем охлаждения
- •§ 3. Контрольные и другие устройства системы охлаждения
- •Глава 7
- •1. Охладители поршневых и комбинированных двигателей
- •2. Расчет и конструирование охладителей
- •7. Характеристики некоторых охладителей
2. Конструкция и расчет агрегатов систем охлаждения
Жидкостные насосы
Назначением жидкостных насосов является обеспечение циркуляции жидкости около охлаждаемых поверхностей двигателей, их агрегатов и через охладители охлаждающего тела. При использовании для охлаждения двигателя водо-водяного охладителя забортной воды применяют насос забортной воды, который должен обеспечить подачу воды и напор, способный преодолеть гидравлическое сопротивление не только системы охлаждения двигателя и охладителя, но и фильтров кингстонных ящиков и теплых ящиков. Для обеспечения необходимых расходов нередко устанавливают несколько насосов, работающих параллельно или последовательно и обеспечивающих откачку воды из трюмных отсеков судна.
Общими для всех двигателей принципами компоновки насосов являются расположение их вне картера и обеспечение возможно более простых приводов и водопроводов.
В судовых двигателях насосы обычно размещают на торце корпуса, рядом с масляными насосами и приводят в движение цилиндрическими зубчатыми колесами или от пальца кривошипа (поршневые насосы) на торце коленчатого вала. В автотракторных двигателях насосы компонуют соосно с вентилятором.
Центробежные насосы получили наибольшее распространение как для внутренних, так и для внешних кругов циркуляции, так как они отличаются высокой подачей при малых габаритных размерах и массах, простотой конструкции и высокой износостойкостью. Через центробежные насосы можно также сливать охлаждающую жидкость из систем охлаждения. В центробежных насосах применяют полузакрытые и реже открытые и закрытые колеса.
Водокольцевые, вихревые, шестеренные и поршневые насосы обладают в отличие от центробежных способностью подсасывания жидкости на высоту не менее 1,5 м. Их применяют для судовых двигателей в тех случаях, когда насосы расположены высоко над уровнем воды.
Конструкция водяного насоса тракторного двигателя А-41 (рис. 246) типична для насосов автотракторных двигателей. Вода к крыльчатке 9 подводится через полость в чугунном корпусе 16 насоса. Вал 6 уплотнен резиновой манжетой 7 с пружиной, а торец корпуса 16 – шайбой 11, вращаемой крыльчаткой за выступы и прижимаемой к корпусу 16 пружиной 10 манжеты. Подшипники 4 и 14 смазываются консистентными смазочными
Рис. 246. Водяной насос и вентилятор двигателя А-41
материалом, подаваемым через масленку 13 до появления его в контрольном отверстии 15, закрываемом пробкой. Полость подшипников уплотнена сальниками 2 и 12. Крыльчатка закреплена на валу болтом 8, а шкив 5 шести- лопастного вентилятора - шпонкой и гайкой 1. Осевому смещению вала в сторону вентилятора препятствует упорное кольцо 3.
Конструкция насоса, представленного на рис. 247, характерна для высокооборотных форсированных дизелей. В чугунном корпусе насоса с отводящим патрубком 3 и крышкой с входным патрубком 1 на двух шарикоподшипниках 7 вращается вал 10, к фланцу которого приклепана крыльчатка 14, отлитая из алюминиевого сплава. Вал приводится во вращение шестигранным кулачком 9 привода, вставленным в шестерню привода масляного насоса дизеля, установленную на пальцах вертикального вала привода водяного, топливоподкачивающего и масляного насосов от
Рис. 247. Водяной насос дизеля 6Ч 15/18
Рис. 248. Самовсасывающий насос дизеля 6Ч 15/18:
а-схема движения жидкости в насосе; б-крыльчатка; в-конструкция; 1 и 5-крышки; 2 и 4-половины корпуса; 3 - крыльчатка
коленчатого вала. Так как шарикоподшипники смазываются маслом, используемым для смазывания передачи с коническими зубчатыми колесами, то их изолируют от водяной полости двумя уплотнениями из резиновых колец 11 и текстолитовых втулок 13, поджимаемых пружинами 5.
Уплотнения смонтированы в промежуточной вставке 12; для проверки их работы имеются контрольные отверстия 6. Подвод масла к подшипникам дозируется маслоотражателем 8. Вода из насоса сливается через спускной кран 2. Тщательно спрофилированные лопатки крыльчатки и диффузор 4 корпуса обеспечивают высокую подачу (до 22 м3/ч) и давление на выходе до 0,1 МПа.
На рис. 248 показана конструкция водокольцевого самовсасывающего насоса забортной воды. Насос состоит из крыльчатки, двух бронзовых половин корпуса (рис. 248, в) и двух чугунных крышек с подшипниками вала насоса и поджимными уплотняющими сальниками.
Рис. 249. Вихревой насос:
1 и 2-выпускной и впускной патрубки; 3 - корпус; 4 - рабочее колесо; 5-крышка корпуса
Крышки со стороны половин корпуса насоса отделены и уплотнены латунными листами и паронитовыми прокладками, предотвращающими их коррозионное разрушение и смешение воды и масла подшипников. В половинах корпуса выполнены спиральные каналы I и II переменного сечения, образующие полости вокруг крыльчатки (рис. 248, в). Эти полости связаны окном III с входным патрубком насоса, а окном IV-с выходным. Так как патрубки расположены выше насоса, то полости даже при неработающем насосе заполнены водой. При вращении крыльчатки воздух или вода центробежными силами выбрасываются в каналы I и II, где сначала создается разрежение (на участке увеличивающихся сечений канала), а затем давление (на участке, где сечения каналов уменьшаются). Этим обеспечивается самовсасывание насосом воды.
Вихревой насос (рис.249) имеет рабочее колесо с радиальными лопатками, расположенными симметрично для устранения осевого усилия. При вращении колеса лопатками создаются вихревые токи в каналах, выполненных в корпусе и крышке насоса и охватывающих лопатки. Энергия выхода преобразуется в давление, под действием которого вода по спиральному каналу направляется в выпускной патрубок. С другой стороны насоса выполнен спиральный канал, по которому вследствие разрежения, создающегося при перемещении воды в охватывающих колесо каналах, вода подсасывается из впускного (вихревого) патрубка.
В конструкциях шестеренных насосов систем охлаждения зубчатые колеса не смазываются маслом в отличие от масляных насосов. Поэтому в насосах забортной воды и трюмных насосах недопустимо, чтобы зубья колес насоса касались одно другого. В таких насосах (рис. 250) оба рабочих зубчатых колеса 4 и 7 не касаются одно другого и закреплены на валиках 5 и 6 неподвижно, например, шпонками, а движение их синхронизируется наружными зубчатыми колесами 2 и 3, находящимися,
Рис. 250. Шестеренный насос забортной воды
как и зубчатое колесо 1 привода, в картере или полости, где возможно их смазывание маслом. Шариковые подшипники смазываются тем же маслом, что и шестерни, синхронизирующие зубчатые колеса, а бронзовые втулки в корпусе насоса - маслом из дозирующей автомасленки (сечение А-А).
Примером конструкции поршневых насосов является насос судового двигателя NVD24 (4СЧ 17,5/24), показанный на рис. 251. Корпус 5 насоса установлен на корпусе 1 привода; поршень 6 насоса с помощью шатуна 7 и болта-эксцентрика 19 с втулкой 18 эксцентрика приводится в движение от коленчатого вала 21 двигателя шестерней 22 и колесом 23. Шатунные подшипники смазываются маслом, подводимым из подшипника приводного вала 24 через отверстия в болте-эксцентрике, втулке-эксцентрике и шатуне. Направляющими поршня служат втулка 2 и грундбукса 9; поршень уплотнен сальником 8 с мягкой набивкой и составными кольцами 3 и 4. Смазывается поршень с помощью пресс-масленки 29. Вода засасывается через отверстие в коробке всасывания 16 и нижний клапан с седлом 13, уплотняемый резиновым кольцом 12, и нагнетается через с седлом 10. Седла клапанов смонтированы в корпусе насоса на шпинделе 14 с помощью дистанционной трубки 11. Клапаны прижимаются к седлам пружинами. Подача насоса регулируется коническим клапаном 25, перепускающим воду со стороны нагнетания в рабочую полость. В случае излишнего повышения давления вода перепускается через предохранительный клапан, расположенный в коробке 28. Клапан 31 устраняет большое разрежение в рабочей полости в случае засорения всасывающих труб или фильтров и позволяет регулировать подачу насоса. Кран 30 служит для спуска воды из насоса и системы охлаждения.
На корпусе 1 могут быть установлены два таких насоса (вместо крышки 17; шатун второго насоса монтируют на место промежуточного кольца 20). Один из насосов обычно работает
Рис. 251. Поршневой водяной насос дизеля 4СЧ 17,5/24
как трюмный насос, но в аварийных случаях оба и работать параллельно или как охлаждающие, или как трюмные насосы. Для этого их соединяют соответствующими трубопроводами и переключательными кранами 15 и 27, смонтированными в коробке всасывания 16 и воздушном колпаке 26, полость которого частично заполнена воздухом для уменьшения колебаний давления подаваемой воды.
Поршневые насосы аналогичной конструкции используют в качестве насосов забортной воды.
Вентиляторы
Вентиляторы являются обязательными агрегатами двигателей с жидкостными системами охлаждения автономных установок наземного и воздушного транспорта и передвижных стационарных энергоустановок, обеспечивающими охлаждение рабочей жидкости в охладителях прокачкой воздуха через решетки. В двигателях воздушного охлаждения вентиляторы по- Авиационные двигатели дают воздух непосредственно к охлаждаемым поверхностям воздушного охлаждения цилиндров и их головок.
Используют вентиляторы осевого и центробежного типов.
Осевые вентиляторы отличаются от центробежных большой подачей и гидравлическим КПД (до 0,8) при одинаковых габаритных размерах, простотой конструкции кожуха, направляющего воздух на охлаждаемые поверхности, регулирования расхода воздуха поворотом лопастей (вплоть до реверсирования, что расширяет компоновочные возможности систем охлаждения и силовых установок). Однако они характеризуются повышенным уровнем шума при увеличенной частоте вращения (до 9200 об/мин), необходимой для получения одинакового давления воздуха, малым снижением потребляемой мощности при изменении расхода воздуха дросселированием, более узкой зоной устойчивой (без помпажа) работы, большей зависимостью КПД от расхода воздуха, высокими требованиями к точности и качеству обработки поверхностей деталей проточной части.
Такие дополнительные преимущества осевых вентиляторов, как малый наружный диаметр и большое втулочное отношение (до 0,71), хорошее совмещение их с гидравлическими, электромагнитными и фрикционными муфтами и электрогенераторами, удобное расположение на двигателях и около охладителей, обеспечили им основное применение в системах охлаждения двигателей.
Зависимости КПД от расходов для центробежных вентиляторов более пологие. Эти вентиляторы могут быть установлены на переднем конце коленчатого вала или в маховике, вследствие чего не требуется сложный привод; тем не менее их компоновка на двигателе из-за большого наружного диаметра и необходимости поворота потока воздуха для подвода воздуха к охлаждаемым поверхностям усложняется. Центробежные вентиляторы применяют в мотоциклетных и автомобильных двигателях воздушного охлаждения небольших мощностей при малом числе цилиндров, рядном и противолежащем их расположении.
Вентиляторы жидкостных систем охлаждения устанавливают на двигателях непосредственно около охладителей, а при воздушном охлаждении - на двигателях или около входных или выходных отверстий отделений для двигателя.
Лопасти вентиляторов (в количестве 2-12 при жидкостном охлаждении и 5-32 при воздушном) делают вогнутыми, штампованными из стали (см. рис. 246) или с профилем авиационного крыла из пластмассы и отливают из легких сплавов/ Давление, на которое рассчитывают вентиляторы, не превышает 0,5-3 кПа.
Приводы вентиляторов имеют устройства, разгружающие детали от динамических нагрузок. В автотракторных двигателях широко используют ременный привод (см. рис. 246), в двигателях большей мощности - шестеренный привод с торсионными валиками и фрикционными, гидравлическими или
упругими муфтами.
Рис. 252. Вентилятор дизеля 6Ч 15/18:
а-вентилятор с приводом; б - фрикционная муфта привода
На рис. 252,а показан привод вентилятора, расположенного отдельно от водяного насоса, что характерно для высокооборотных форсированных двигателей, в которых по условиям компоновки моторного отделения водяные, масляные и топливоподкачивающие насосы сосредотачивают в одном месте - в нижней части картера – и которые имеют общий привод от коленчатого вала.
Валику 2 привода вентилятора передается движение от коленчатого вала с помощью шлицевого валика 1; ведущий шкив 3 связан с валиком 2 фрикционной муфтой, расположенной в шкиве 3, и тремя клиновидными ремнями 4 вращает ведомый шкив 6, на котором закреплена крыльчатка вентилятора с шестью штампованными лопастями 5. Натяжение ремней можно регулировать перемещением валика ведомого шкива в кронштейне 8 вентилятора натяжным устройством, имеющим натяжной болт 7.
Фрикционная муфта ведущего шкива (рис. 252, б) состоит из упорного диска 9, переднего 10 и заднего 11 дисков трения и пружин 12. Диск 11 привернут к фланцу валика 2 привода вентилятора, а диск 10 свободно перемещается на четырех штифтах вдоль ступицы ведущего шкива. Пружины 12 прижимают диск 10 к упорному диску, закрепленному на валу пальцем, а ведущий шкив - к диску 11. Пружины 12 подбираются так, что при чрезмерных угловых ускорениях шкив может провернуться на валике 2. Привод вентилятора надежно работает благодаря демпфирующим действиям шлицевого валика, фрикционной муфты и клиновых ремней.
Расчет жидкостных насосов
Расход охлаждающего тела GB (в кг/ч) определяют из уравнения
(170)
где Q - количество отводимой теплоты, вычисляемое по уравнению (167) или (168); с - теплоемкость охлаждающего тела.
Подачу водяных насосов выбирают с запасом: GH = GB (1,15 ÷1,20) кг/ч. Давление, создаваемое насосами, находится в пределах 0,05-0,35 МПа.
При проектировании центробежных насосов применяют теорию геометрического подобия и широко используют характеристики образцовых насосов (прототипов). Если линейные размеры образцового lоб и проектируемого lпр насосов связаны зависимостью lпр/lоб=λ, то подобие планов скоростей протоков при частотах вращения проектируемого nпр и образцового nоб насосов определится соотношением
спр/соб= λnпр/nоб
подач
Gпр/Gоб=
давлений
pпр/pоб= ,
где и - объемные КПД соответственно проектируемого и образцового насосов; и - гидравлические КПД соответственно проектируемого и образцового насосов.
Если прототипа насоса нет, то основные размеры определяют в следующем порядке. Задаваясь скоростью жидкости на входе в насос (с1 = 1÷2 м/с), по необходимой подаче определяют радиус r1, входного отверстия (рис. 253, а) из уравнения
где r0—радиус ступицы колеса, определяемый из конструктивных соображений в соответствии с креплением колеса на валу диаметра d; рж-плотность жидкости.
Необходимая для создания давления жидкости окружная скорость и2 схода жидкости с колеса (в м/с)
где р-напор, МПа; = 0,6÷ 0,7; α - угол между скоростями и2 и с2 (рис. 253,6), α2 = 8 ÷ 12°; β2-угол между скоростью w2 и обратным направлением вектора скорости и2, β2 = 12÷90°.
При выборе угла β2 следует иметь в виду, что при больших его значениях увеличивается давление, создаваемое насосом, но снижается КПД , поэтому большим значением β2 соответствуют меньшие значения . Наружный радиус крыльчатки
где пк-частота вращения крыльчатки, об/мин; выбирается близкой к частоте вращения коленчатого вала с учетом расположения насоса и конструкции привода.
Окружная скорость на радиусе r1ul = u2rl/r2. Так как угол
α1 между скоростями с1 и и1, как правило, равен 90° (входная скорость и1 направлена вдоль оси вала), то угол β1 находят из
выражения tg β1 =c1/u1. Ширина b1 лопатки на входе и b2 на выходе (см. рис. 253, а)
где z-число лопаток крыльчатки, z = 3÷12; δ1 и δ2 - толщина лопатки соответственно на входе и выходе; сr - радиальная скорость жидкости на выходе из колеса, м/с, сr=
Лопатки могут быть радиальными β2 = 90°) или загнутыми назад. В последнем случае профиль лопатки обычно описывают дугами. Для этого после проведения окружностей радиусами r1 и r2 из произвольной точки В (рис. 253,б) на внешней окружности строят углы β2 с перпендикулярными сторонами; под углом β1 + β2 к радиусу ОВ проводят прямую до пересечения с окружностью радиуса r1 в точке К, через которую проводят прямую из точки В до пересечения с внутренней окружностью в точке А. Из точки L (середины отрезка ВА) восстанавливают перпендикуляр до пересечения со стороной угла β2 в точке Е, из которой дугой соединяют точки лопатки А и В. Толщины лопатки у концов и в средней части, определяемые из технологических соображений и возможных кавитационных разрушений, составляют 2-10 мм.
Мощность (в кВт), потребляемая
(171)
где -механический КПД насоса, =0,7÷0,9
Обычно Nn составляет 0,5-1,5% Ne двигателя.
Размеры шестеренных водяных насосов по требуемой подаче устанавливают аналогично размерам масляных шестеренных насосов при коэффициенте подачи = 0,6 ÷ 0,7.
Подача поршневого насоса связана с его размерами и частотой вращения nн уравнением
где D и S - в м; nн-в об/мин; = 0,85 ÷ 0,95.
Среднюю скорость поршня выбирают 0,2-0,9 м/с; среднюю скорость воды на всасывании - до 2 м/с, на нагнетании - до 5 м/с.
Расчет вентиляторов
Определив по уравнению (170) или (169) расход охлаждающего воздуха GB, необходимо установить основные размеры вентилятора и частоту вращения ротора вентилятора nв, при которых будут обеспечены подача и давление вентилятора. Подача вентилятора связана с размерами вентилятора (рис.254) и частотой вращения ротора уравнением
где рв-плотность воздуха; R-наружный радиус лопастей вентилятора; r -внутренний радиус лопастей; b- ширина лопастей; b=0,08-0,12 м; Zb-число лопастей; - коэффициент, учитывающий сопротивление потоку воздуха при выходе его из-под капота; α-угол наклона лопасти к направлению воздушного потока, α = 35-45°.
Давление рв, создаваемое вентилятором, связано с окружной скоростью ротора и на радиусе R следующей зависимостью:
где u= в м/с; - коэффициент, зависящий от формы лопастей.
Величина u =70-100 м/с; ее выбирают с учетом прочности лопастей или ступицы ротора.
Частота вращения ротора (в об/мин) nв = 30u/ (πR).
При жидкостном охлаждении двигателей вентилятор устанавливают рядом с жидкостно-воздушным охладителем. Для лучшего использования решетки охладителя и вентилятора рекомендуется, чтобы форма решетки и площади решетки и ометаемой лопастями вентилятора поверхности были одинаковы. Из этих и технологических соображений решетки делают квадратными, а размер R лопастей ротора вентилятора определяется размером стороны квадрата решетки. Для этого согласовывают величины и и nв с подачей вентилятора и создаваемым им давлением. Согласование и конструкция привода получаются удовлетворительными при nв, равной 0,9-1,4 номинальной частоты вращения вала двигателя.
Мощность, потребляемую вентилятором, можно определить по уравнению (171), если в него подставить величины GB, рв, ρв для воздуха, а вместо ηМ-КПД вентилятора ηв, равного 0,32-0,40 для клепаных роторов и 0,55-0,65 для литых. Мощность вентиляторов составляет 3-6% номинальной мощности двигателей.