Меню раздела

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.
В комбинированных двигателях внутреннего сгорания газовые теплообменники применяют в воздухо-воздушных 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 теплопередающей 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. 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.
Основными видами взаимного движения теплоносителей в теплообменниках являются прямоток, противоток и однократные или многократные перекрестные токи. 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
е = ог а; - п) = о2 & - ) + еПоТ,  (пг)
где 2-тепловой поток; Сг и С2-массовые расходы охлаждаемой и охлаждающей сред; и г2, х2-начальная и конечная энтальпии соответственно охлаждаемой и охлаждающей сред; бпот-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, где срх и ср2-средние удельные теплоемкости охлаждаемой и охлаждающей сред в интервале рабочих температур; Т{9 Т'{ и Г2\ Т2-начальная и конечная температуры соответственно охлаждаемой и охлаждающей сред.
В общем случае основное расчетное уравнение теплопередачи записывается в интегральном виде: 0 = ^кАТДГ.
Если использовать средние значения коэффициентов теплопередачи и температурного напора, то уравнение теплопередачи для непрерывных процессов примет вид
б = кАТР,            (174)
где к-средний постоянный для поверхности Р коэффициент теплопередачи; АТ-средний по поверхности Р температурный напор между теплоносителями.
Вид расчетной формулы для определения среднего температурного напора АТ 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.
При отношении АТб/АТм ^ 1,7 определить АТ с погрешностью, не превышающей 3%, можно по формуле для среднего арифметического температурного напора: где гд7-поправочный коэффициент, зависящий от значений вспомогательных величин Р и Я и схемы движения теплоносителей; р = (ту - Ту )/(Ту - Ту); Я = (т; - Ту )/(Г" - ТУ) = = МУ/^1 = ^2ср2/(^1ср1 )> ИУ и Иу-водяные эквиваленты охлаждаемого и охлаждающего теплоносителей.
Значение поправочного коэффициента едх как функцию Р и Я для различных схем движения теплоносителей находят по графикам или расчетным зависимостям.
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 к. Для вычисления коэффициента теплопередачи необходимо знать коэффициенты теплоотдачи со стороны охлаждаемого ах и охлаждающего а2 теплоносителей, а также термическое сопротивление теплопередающей поверхности бД-для однослойной стенки или I (6, Л;)-для многослойной стенки (где 5-толщина стенки, л-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, где ХЯзаг - термическое сопротивление, учитывающее загрязнение с обеих сторон теплопередающей поверхности, м2 К Вт.
Как правило, при расчете теплообменников Кзаг 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 0,3-0,5мм составляет: 3,5* 10-4 м2-К/Вт-для накипи; 5 10-4м2 К/Вт-для ржавчины; 8,6 10-4 м2 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, где авн и ан-коэффициент теплоотдачи соответственно с внутренней и наружной стороны трубы; <1т и ^-внутренний и наружный диаметры трубы.
Основные трудности возникают при подсчете коэффициентов теплоотдачи а. 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
Величина г| характеризует отношение действительно переданной в охладитель теплоты к максимально возможной. Коэффициент использования объема трубного пучка, где V- объем трубного пучка или пакета пластин.
Коэффициент ку характеризует интенсивность теплопереноса в единице объема трубного пучка и устанавливает взаимосвязь тепловой нагрузки с габаритными размерами охладителя. Коэффициент использования массы трубного пучка, где М-масса трубного пучка или пакета пластин.
Коэффициент ко характеризует интенсивность теплопереноса в единице массы трубного пучка и устанавливает взаимосвязь тепловой нагрузки с массой теплопередающей поверхности охладителя.
Показатель Е характеризует тепло-гидродинамическое совершенство охладителя и устанавливает взаимосвязь между тепловой нагрузкой охладителя и затратами мощности на прокачку обоих теплоносителей.
Потери давления на прокачку охлаждаемого Арг и охлаждающего Ар2 теплоносителя характеризуют аэро- и гидродинамические качества охладителя.
Для каждого типа охлаждающих поверхностей значения коэффициентов к у, кс, к, Е и потерь давления Арг и Ар2 регламентируются соответствующими ГОСТами (табл. 7).
При прочих равных условиях изменение скорости движения теплоносителя по-разному влияет на параметры, характеризующие работу теплообменного аппарата: коэффициент теплопередачи изменяется пропорционально скорости (или расходу) в степени 0,6-0,8; гидродинамическое сопротивление - в степени 1,7-1,8, а мощность, затрачиваемая на прокачку теплоносителей,- в степени 2,75.