Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
системы охлаждения.docx
Скачиваний:
4
Добавлен:
27.11.2019
Размер:
4.93 Mб
Скачать

2. Расчет и конструирование охладителей

В качестве охладителей в комбинированных двигателях вну­треннего сгорания преимущественно используют рекупера­тивные теплообменники. Рекуперативными называют такие ап­параты, в которых теплота от горячего теплоносителя к холодному передается через стенку, разделяющую теплоноси­тели, и, таким образом, процесс передачи теплоты происходит через поверхность твердого тела. Поэтому рекуперативные ап­параты называют также поверхностными. В зависимости от ви­да греющих и охлаждающих теплоносителей различают га­зовые, газожидкостные и жидкостные теплообменники.

В газовых теплообменниках оба теплоносителя - газы, и коэффициенты теплоотдачи на противоположных сторонах разделяющей их поверхности обычно не отличаются более чем в 2-3 раза, а их абсолютные значения ниже соответствующих значений в жидкостных теплообменниках в 10-100 раз.

Рис.259. Виды оребрения труб:

а- винтовая накатка; б- продольные внутренние ребра; в- коллективное оребрение плоскими пластинками; г- продольные внешние ребра.

В комбинированных двигателях внутреннего сгорания га­зовые теплообменники применяют в воздуховоздушных систе­мах охлаждения наддувочного воздуха тепловозных и авто­тракторных дизелей.

В газожидкостных рекуперативных теплообменниках осу­ществляется передача теплоты либо от газового теплоносителя (наддувочный воздух) к жидкости (вода), либо от жидкости (во­да, масло) к воздуху. В связи с этим газожидкостные теплооб­менники в комбинированных двигателях внутреннего сгорания используют в качестве охладителей наддувочного воздуха, а также в качестве радиаторных охладителей воды и масла.

В жидкостных теплообменниках охлаждение одного жидко­го теплоносителя происходит за счет нагревания другого, при этом теплоемкости жидких теплоносителей отличаются незна­чительно. Теплообменники такого типа особенно целесообраз­но использовать в тех случаях, когда коэффициенты теплоотда­чи двух жидкостей не отличаются более чем в 2-3 раза, и вследствие этого нет особой необходимости увеличивать пло­щадь поверхности теплообменника.

По типу тепло передающей поверхности рекуперативные те­плообменники подразделяют на трубчатые и пластинчатые. В трубчатых теплообменниках используют гладкие трубы, как круглые, так и плоские, а также трубы с увеличенной пло­щадью поверхности теплообмена в результате применения по­перечных и продольных ребер, оребрения винтовой накаткой, проволочными петлями, гладкими и рифлеными пластинами (рис. 259). При этом поверхности теплообмена большей площа­ди выполняют со стороны теплоносителя с меньшим коэффи­циентом теплоотдачи. Пластинчатые теплообменники изгото­вляют из листового материала. Как правило, они имеют фигурные выштамповки и каналы на поверхности для увеличе­ния коэффициента теплоотдачи. Если один из теплоносителей имеет в 2-3 раза меньший коэффициент теплоотдачи, то с его стороны применяют ребра, которые увеличивают поверхность теплопередачи и турбулизируют поток. При низких коэффициентах теплоотдачи с обеих сторон разделительной стенки теплообменника часто используют двустороннее оребрение (рис. 260).

Основными видами взаимного движения теплоносителей в теплообменниках являются прямоток, противоток и одно кратные или многократные перекрестные токи.

Рис.260. Формы теплообменных поверхностей пластинчатых аппаратов:

а - пластинчато-ленточные двусторонние; б - трубчато-

ленточные; в — пластинчатые с фигурными выштамповками; г - пластинчато-лен­точные односторонние

При прямотоке охлаждаемый и нагреваемый теплоносители движутся в одном направлении относительно разделяющей их стенки, при проти­вотоке -в противоположных направлениях. При однократно или многократно перекрестном токе теплоносители движутся во взаимно перпендикулярных направлениях.

Расчет рекуперативных теплообменников непрерывного дей­ствия основан на совместном решении уравнений теплового ба­ланса и теплопередачи. Уравнение теплового баланса имеет вид

(172)

где Q-тепловой поток; G1 и G2-массовые расходы охлаждае­мой и охлаждающей сред; , , и - начальная и конечная энтальпии соответственно охлаждаемой и охлаждающей сред; - потери теплоты в окружающую среду.

В охладителях двигателей внутреннего сгорания потери те­плоты в окружающую среду обычно незначительные (в основ­ном это радиационные потери), и ими можно пренебречь. Кро­ме того, учитывая, что изменение температуры потоков теплоносителей относительно невелико, можно принять удель­ную теплоемкость теплоносителей, участвующих в теплообме­не, постоянной. Тогда уравнение теплового баланса

(173)

где и - средние удельные теплоемкости охлаждаемой и ох­лаждающей сред в интервале рабочих температур; , , , - начальная и конечная температуры соответственно охла­ждаемой и охлаждающей сред.

В общем случае основное расчетное уравнение теплопереда­чи записывается в интегральном виде:

Если использовать средние значения коэффициентов тепло­передачи и температурного напора, то уравнение теплопереда­чи для непрерывных процессов примет вид

(174)

где k - средний постоянный для поверхности F коэффициент те­плопередачи; ΔT-средний по поверхности F температурный напор между теплоносителями.

Вид расчетной формулы для определения среднего темпера­турного напора ΔT зависит от направления взаимного движе­ния рабочих сред. При использовании противотока температу­ра охлаждающей среды приближается к максимальной темпе­ратуре охлаждаемой среды. При использовании прямотока охлаждающий теплоноситель не может иметь температуру больше минимальной температуры охлаждаемого теплоносите­ля (рис. 261). При прямотоке, противотоке и при постоянной температуре одного из теплоносителей средний температурный напор определяют как средний логарифмический, т.е.

(175)

Рис. 261. Изменение тем­ператур теплоносителей при различном соотноше­нии водяных эквивалентов:

a - W1 = W2; б - W2 >W2;

в-W1 < W2 - при прямотоке; при противотоке;

где и - соответственно больший и меньший температурные напоры между охлаждаемым и охлаждающим теплоносителями на концах теплообменника.

При отношении / ≤ 1,7 определить ΔT с погреш­ностью, не превышающей 3%, можно по формуле для среднего арифметического температурного напора: ΔT = АТар =0,5 ( + ). При всех других схемах течения

(176)

где - поправочный коэффициент, зависящий от значений вспомогательных величин Р и R и схемы движения теплоноси­телей; ; ; и - водяные эквиваленты ох­лаждаемого и охлаждающего теплоносителей.

Значение поправочного коэффициента как функцию Р и R для различных схем движения теплоносителей находят по графикам или расчетным зависимостям.

С достаточной для практических расчетов точностью сред­ний температурный напор можно рассчитать по формуле

(177)

где ; - коэффициент противоточности теплообменника, значения зависят как от схемы дви­жения теплоносителей, так и от формы теплообменных поверхностей (табл. 6).

6. ЗНАЧЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА ПРОТИВОТОЧНОСТИ

Вид движения теплоносителей

рпт

Тип охладителя

Прямоток

0

Противоток

1

Однократный крестный ток:

с перемешиванием обо­их теплоносителей

с разделением охлаж­дающего теплоносите­ля

с разделением охлаж­даемого теплоносителя

0,496

0,570

0,595

Охладитель из профильных листов

Трубчатый охладитель наддувочного воздуха

Радиатор

Двухходовой

перекрестный противоток:

с разделением охлаж­дающего теплоносите­ля

с разделением охлаж­даемого теплоносителя

с перемешиванием обо­их теплоносителей

0,882

0,881

0,876

Трубчатый охладитель наддувочного воздуха

Радиатор

Охладитель из профильных листов

Многоходовой (число хо­дов п) перекрестный

противоток с разделени­ем охлаждающего теп­лоносителя

0,882-0,991

Кожухотрубные охлади­тели масла и воды с од­ним трубным ходом

Ниже приведены значения рпт для различного числа ходов п в случае многоходового перекрестного противотока с разде­лением охлаждающего теплоносителя.

n

2

3

4

5

6

7

Рпт

0,882

0,949

0,972

0,982

0,987

0,991

Перемешивающимся (неразделенным) называют теплоноси­тель, температура которого поперек его хода выравнивается вследствие перемешивания (теплоноситель, движущийся между трубками), а неперемешивающимся (разделенным) - теплоноси­тель, температура которого поперек хода не выравнивается (при движении внутри параллельно расположенных трубок).

Точность расчета теплообменника в основном зависит от точности определения коэффициента теплопередачи k. Для вы­числения коэффициента теплопередачи необходимо знать коэф­фициенты теплоотдачи со стороны охлаждаемого α1 и охлаж­дающего α 2 теплоносителей, а также термическое сопротивле­ние теплопередающей поверхности δ/λ,-для однослойной стенки или - для многослойной стенки (где δ – толщина стенки, λ -коэффициент теплопроводности материала стенки). Коэффициент теплопередачи многослойной стенки, на поверх­ности которой при работе теплообменника образуются раз­личные отложения (солей, смол и т.д.), рассчитывают по уравнению

(178)

где ΣRзаг - термическое сопротивление, учитывающее загрязнение с обеих сторон теплопередающей поверхности, м2 · К/Вт.

Как правило, при расчете теплообменников Rзаг выбирают на основании опыта эксплуатации аналогичного теплообменни­ка. Максимальная толщина слоя отложений не должна превы­шать 0,5 мм, для чего следует предусмотреть возможность пе­риодической химической промывки либо чистки теплообменных поверхностей от отложений. Термическое сопротивление слоя отложений толщиной 0,3-0,5 мм составляет: 3,5·10-4м²·К/Вт - для накипи; 5·10-4м²·К/Вт - для ржавчины; 8,6·10-4м²·К/Вт -для смолистых отложений смазочно­го масла при толщине слоя отложений 0,1 мм.

В случае неоребренной цилиндрической теплопередающей стенки для расчета коэффициента теплопередачи используют формулу

(179)

где αвн и αн - коэффициент теплоотдачи соответственно с вну­тренней и наружной стороны трубы; dвн и dн - внутренний и на­ружный диаметры трубы.

При определении считают, что если αвн» αн, то = dн.

Если αвн= αн, то =0,5(dвн + dн); если αвн« αн, то = dвн

Основные трудности возникают при подсчете коэффициен­тов теплоотдачи α. Они связаны с тем, что теплообменные ап­параты могут иметь сложную конфигурацию поверхностей те­плообмена, и, кроме того, приходится учитывать изменение температур теплоносителей по длине теплообменного аппарата.

Для оценки совершенства охладителей комбинированных двигателей используют следующие характеристики.

Тепловая эффективность

(180)

Величина характеризует отношение действительно переданной в охладитель теплоты к максимально возможной.

Коэффициент использования объема трубного пучка

(181)

где V - объем трубного пучка или пакета пластин

Коэффициент характеризует интенсивность теплопереноса в единице объема трубного пучка и устанавливает взаимо­связь тепловой нагрузки с габаритными размерами охладителя.

Коэффициент использования массы трубного пучка

(182)

где М - масса трубного пучка или пакета пластин.

Коэффициент характеризует интенсивность теплопереноса в единице массы трубного пучка и устанавливает взаимосвязь тепловой нагрузки с массой теплопередающей поверхности охладителя.

Коэффициент теплопередачи

k = Q/(FΔT). (183)

Показатель энергетической эффективности

(184)

I

где N1 и N2 - мощность, затрачиваемая на прокачку соответственно охлаждаемого и охлаждающего теплоносителей.

Показатель Е характеризует теплогидродинамическое со­вершенство охладителя и устанавливает взаимосвязь между те­пловой нагрузкой охладителя и затратами мощности на про­качку обоих теплоносителей.

Потери давления на прокачку охлаждаемого Δр1 и охлаж­дающего Δр2 теплоносителя характеризуют аэро- и гидродина­мические качества охладителя.

Для каждого типа охлаждающих поверхностей значения коэффициентов , , k, Е и потерь давления Δр1 и Δр2 регла­ментируются соответствующими ГОСТами (табл. 7)