В табл. 2 приведены основные
технические характеристики современных
тепловозных ДВС.
Таблица 2
Основные технические характеристики
ДВС2-2Д49
|
Характеристика |
2 - 2Д49
(ТЭМ7) |
Ne, кВт |
1470 |
b e , кг/ кВтч |
0,210 |
Теплоотвод, %:
в воду ДВС, aВ
в масло, aМ
в воду, охлаждающую наддвувочный
воздух, aНВ |
16,5
9,8
5,7 |
QB = (0,165 * 0,210 * 1470 *42500)/3600 = 601 кДж/с
QM= (0,098 * 0,210 * 1470 * 42500)/3600 = 357 кДж/с
QНВ= (0,057 * 0,210 * 1470 * 42500)/3600 = 208 кДж/с
После определения количества
тепла от теплоносителей необходимо задаться их температурами,
согласно нижеприведенным рекомендациям.
Температура наружного воздуха: t1 = + 40 0С.
Температура воздуха после
охлаждения водяных радиаторов ДВСпри
водяной системе закрытого типа
t2В = t1 + (35 - 45) 0C;
(4)
t2В = 40 + 40 = 80 0C
Температура воздуха после
охлаждения водяных радиаторов второго
контура
t2В = t1 + (15 - 20) 0C.
(5)
t2В = 40 + 20 = 60 0C
Температура воздуха после
охлаждения масляных радиаторов
t2М = t1 + (15 - 18) 0C.
(6)
t2М = 40 + 18 = 58 0C
Температура воды на выходе
из ДВСпри водяной системе закрытого типа:t1B = 1050C;
Температура масла на выходе
из ДВСпри водяной системе закрытого типа
поддерживается на уровне воды;
Температура воды ДВС после
охлаждения в радиаторах ОУ
t2B = t1B– (8 - 10) 0C.
(7)
t2B =105 - 10 = 950C
Температура масла после охлаждения
в радиаторах ОУ
t2M = t1M – (10 - 15) 0C.
(8)
t2M =105 - 15 = 90 0C
Температура воды на входе в
холодильник наддувочного воздуха
t1HB = 70…75 0C, принимаем
t1HB = 75 0C
Температура воды на выходе
из холодильника наддувочного воздуха
t2HB = t1HB + (3 - 5)0C.
(9)
t2HB = 75 + 3 = 78 0C
Температура воды на входе в
радиаторы второго контура при выходе
из холодильника наддувочного воздуха
-75 – 78 0С, при выходе
из водомасляного теплообменника – 70
– 750С.
После выбора температур производится
расчет оптимальной поверхности охлаждения,
расхода жидкости и воздуха путем решения
трех уравнений:
–уравнения теплопередачи
в ОУ, кДж/с,
Q = KFDt,
(10)
– уравнения теплового баланса
при отдаче тепла от жидкости к стенке,
кДж/с,
Q = cЖGЖ (t1 – t2);
(11)
– уравнение теплового баланса
при передачи тепла от стенки к воздуху,
кДж/с,
Q = cВЗGВЗ (t1 - t2),
(12)
где К – коэффициент теплопередачи
от жидкости к воздуху, кВт/(м2К);
F – расчетная поверхность охлаждения,
м2; Dt – средний температурный напор,
т.е. средняя разность температур охлаждаемой
жидкости и нагреваемого воздуха, 0С,
Dt = [(t1 + t2)/2] – [(t1 + t2)/2],
(13)
где t1 и t2 – температура
жидкости перед ОУ и за ними, 0С; сЖ и сВ – удельная
теплоемкость охлаждаемой жидкости и
воздуха. Для воды сВ = 4,19 кДж/(кг
К), для воздуха сВЗ = 1 кДж/(кг
К); GЖ , GВ – весовой
расход жидкости и воздуха, кг/ час.
Для решения поставленной задачи
необходимо определить коэффициент теплопередачи
радиаторов. Коэффициент теплопередачи
для водяных радиаторов КВ определяется
из графической зависимости, построенной
на основании аналитических расчетов,
исходя из значений массовой скорости
воздуха UВ и скорости
воды в трубках радиаторов – VB (рис. 2).
Массовая скорость воздуха
в водяных радиаторах принимается в пределах
8–10 кг/(м2с). Массовая
скорость в масляных радиаторах зависит
от их расположения относительно водяных.
Рисунок 2. Зависимость
коэффициента теплопередачи водяных
радиаторов от UВ и VВдля тепловоза-образцаТЭМ7
При однорядном расположении
радиаторов в холодильной камере (тепловоз
ТЭМ2), массовая скорость воздуха определяется
из условий равенства сопротивлений h
водяных и масляных радиаторов, размещенных
в одном ряду по фронту воздушного потока,
т. е.
hВ = hМ .
(14)
В свою очередь для стандартных
водяных радиаторов
hB = 4,6
UВ1,83
(15)
Для стандартных масляных радиаторов
hM = 4,8 UM1,75(16)
Тогда для принятых
водяных радиаторов UВ из нижеприведенного
соотношения определяют UМ
4,8UM1,75 = 4,6UB1,83(17)
Коэффициент теплопередачи
КМ для масляных
радиаторов определяется из рис. 3 по
UM и принятой
VM.Линейные
скорости движения жидкостей в радиаторах
принимаются в пределах:
VВ = 0,9–1,2
м/с, VМ = 0,12–0,36
м/с.
Рисунок 3. Зависимость коэффициента
теплопередачи масляных радиаторов от
UМ и VМ для тепловоза-образцаТЭМ7
Подставляя найденные значения
Ui и Vi в графические
зависимости, изображенные на рис. 2 и 3,
определяют значения коэффициента теплопередачи
для водяных КВ и , при необходимости,
для масляных радиаторов КМ.
Принимаем Uв = 9 кг/м2 * с,Vв = 1 м/с, Кв = 0,045 кВт/м2 * К( в соответствии
с рисунком 2)
UM =9,7 кг/м2 * с
Следовательно, соответственно
рисунку , принимаем Км = 0,024 кВт/м2*К, Vм = 0,25м/с
После определения коэффициентов
теплопередачи производят расчет поверхности
охлаждения F, м2
Fi = Q/ (КiDt).
(18)
Для первого контура в соответствии
с формулой (10):
Dtв =(105 + 95)/2 -
(40 + 80)/2 = 40 0С
Dtм = (105 + 90)/2 -
(40 + 58)/2 = 48,5 0С
Следовательно:
Fв =601/(0,045 * 40)
= 333,8 м2
Fм = 357/(0,024 * 48,5)
= 306,7 м2
В связи с тем, что трубки радиаторов
в процессе эксплуатации загрязняются,
рассчитанную поверхность охлаждения
увеличивают на
10 – 15 %,м,
FДi = (1.1 –
1.15) Fi.
(19)
FДв =333,8 * 1,15
= 383,8 м2
FДм =306,7 * 1,15
= 352,7 м2
Далее определяют количество
радиаторов в ОУ:
Z = FДi / DF,
(20)
где DF – поверхность
охлаждения, омываемая воздухом, одного
радиатора, м2.
Zв =383,8/21 = 18 рад.
Zм =352,7/19
= 19 рад.
После расчета числа радиаторов
определяют расход жидкости и воздуха,
кг/с,
GЖi = Qi/ [cЖ (t1 – t2)],
(21)
GЖв =601/(4,19*(105-95))
= 14,3 кг/с
GЖм = 357/(1,67 *
(105-90)) = 14 кг/с
GВi = Qi/ [cВ (t1 – t2)].
(22)
GВв =601/(1 * (80-40))
= 15 кг/с
GВм = 357/(1 * (58-40))
= 19,8 кг/с
Правильность выполненного
расчета проверяют путем определения
количества воздуха, которое может пройти
через найденное число радиаторов, кг/с.
Для ОУ, состоящих из одних серийных радиаторов:
GВ1 = ZUiW.
(23)
GВв1 = 18 * 9 * 0,1177
= 19 кг/с
GВм1 =19 * 9,7 * 0,1165
= 21,5 кг/с
Разница между значениями GB и GB1 не должна
превышать 2–3 %, в противном случае необходимо
произвести перерасчет количества радиаторов.
Как мы видим разница междуGB и GB1 существенно
больше установленных значений. Это обусловлено
неполнотой начальных данных для расчёта,
что вызвало необходимость привлекать
данные с прототипов более поздних версий.
Для второго контура в соответствии
с формулой (10):
Dtнв = (75 + 78)/2
- (40 + 80)/2 = 16,5 0С
Следовательно:
Fнв =208/(0,045 *
16,5) = 154,5 м2
В связи с тем, что трубки радиаторов
в процессе эксплуатации загрязняются,
рассчитанную поверхность охлаждения
увеличивают на
10 – 15 %,м,
FДi = (1.1 –
1.15) Fi.
FДв =154,5 * 1,15
= 178 м2
Далее определяют количество
радиаторов в ОУ:
Z = FДi / DF,
где DF – поверхность
охлаждения, омываемая воздухом, одного
радиатора, м2.
Zнв =154,5/21 = 8
рад.
После расчета числа радиаторов
определяют расход жидкости и воздуха,
кг/с,
GЖi = Qi/ [cЖ (t1 – t2)],
GЖнв =208/(4,19 *
(78-75)) = 16,6 кг/с
GВi = Qi/ [cВ (t1 – t2)].
GВнв =208/(1 * (80-40))
= 5,2 кг/с
Правильность выполненного
расчета проверяют путем определения
количества воздуха, которое может пройти
через найденное число радиаторов, кг/с.
Для ОУ, состоящих из одних серийных радиаторов:
GВ1 = ZUiW
GВнв1 = 8 * 9 * 0,1177
= 8,5 кг/с
Разница между значениями GB и GB1 не должна
превышать 2–3 %, в противном случае необходимо
произвести перерасчет количества радиаторов.
Как мы видим разница междуGB и GB1 существенно
больше установленных значений. Это обусловлено
неполнотой начальных данных для расчёта,
что вызвало необходимость привлекать
данные с прототипов более поздних версий.
3.3 Расчет параметров водомасляного
теплообменника
Pасчет параметров водомасляного
теплообменника (ВМТ) начинается с
определения поверхности теплообмена:
FВМТ
= QM
/ [КВМТ
(tCPM
- tCPB
)],
(24)
FВМТ
= 357/(0,8 * 10) = 44,7 м2
где QM
– количество тепла , отводимого от ДВС
маслом, кДж/ с; KВМТ
– коэффициент теплопередачи теплообменника,
принимается в пределах 0,7–0,8 кВт/ м2*
К; разность средних температур масла
tCPM
и воды tCPB
в ВМТ, принимается в пределах
tCpM
- tCPB
= 10 …15 0C
(25)
Принимаем разность равной
100C
.Задаваясь длиной трубок L, м, и их диаметром
d, м, определяют число трубок в ВМТ
n = FBMT
/ (p* d * L).
(26)
n = 44,7/(3,14 * 1,2 * 0,015) = 791
3.4 Расчет параметров
вентилятора
Расчет вентилятора производят
с целью определения диаметра колеса,
максимальной частоты вращения и затрат
мощности на его привод, при которых обеспечивается
необходимая производительность и напор.
Производительность и напор вентиляторного
колеса полностью зависят от геометрических
размеров и конструкции шахты ОУ. Так напор
Н, создаваемый вентилятором, должен быть
достаточным для преодоления аэродинамического
сопротивления воздушного тракта, а производительность
вентилятора Q должна быть равна расходу
воздуха через радиаторы ОУ. Исходя из
вышесказанного, приводятся формулы для
определения указанных величин:
H = hЖ + hР + hШ + hD, (27)
где H – напор, создаваемый вентилятором,
Н/ м2; hР – сопротивление
жалюзи ОУ, Н/м2 ; hС – сопротивление
радиаторов, Н/ м2 ;h – сопротивление
шахты ОУ, Н/ м2; h – динамические
потери за вентилятором, Н/ м2.
Напор, создаваемый вентилятором
при однорядном расположении радиаторов,
определяется как
Н = 0,1 hP+ hP + 0,8 hP + 0,9hP = 2,8 hP.
(28)
hB = 4,6 UВ1,83
(29)
hB = 4,6 * 91,83 = 256 Н/м2
hM = 4,8 UM1,75
(30)
hM = 4,8 * 9,71,75 = 256Н/м2
Следовательно:
Нв =2,8 * 256 = 716,8
Н/м2
Нм =2,8 * 256 = 716,8
Н/м2
Таким образом принимаем H =
716,8 Н/м2, так как
в системе один главный вентилятор, следовательно
все расчёты будут производиться по данным
рассчитанным для масляных радиаторов,
т.к. на них выше расход воздуха.
Далее рассчитывается производительность
вентилятора, которая равна расходу воздуха,
проходящего через радиаторы, м3 / с,
QB= GBЗ/ gB,
(31)
где GB – расход
воздуха, кг/ с, определенный по формуле
(27); gВЗ – удельная масса воздуха перед
вентилятором, кг/ м3,
gВЗ = 105 / [RB(t2 + 273)],
(32)
где RB= 287 - газовая
постоянная воздуха (работа, совершаемая
1 кг газа, если его температура повышается
на 1 оС, при неизменном
давлении), 287 Дж/ кг К.
gВЗ = 105/(287*(80+273))
= 0,987
QB=19,8/0,987 = 20 м3/с
Для обеспечения максимального
КПД (hB) вентилятора необходимо
определить угол установки (наклона) его
лопастей. Эта задача решается с помощью
аэродинамических характеристик вентилятора:`Н = f(`Q) и hB= f(`Q),где `Н – коэффициент напора, `Q – коэффициент производительности.
На рисунке 4 представлены
аэродинамические характеристики осевого
вентилятора типа У.
Задаваясь несколькими значениями
частоты вращения вентиляторного колеса
ni определяют
значения окружной скорости wI , м/с, по величине которой рассчитывают
значения `Нi и `Qi
wi = pDBni / 60 £ 120 м/ с,
(33)
w1 = 3,14 * 1,6 * 1300 = 108,9 м/с
w2 = 3,14 * 1,6 * 1150 = 96,3 м/с
w3 = 3,14 * 1,6 * 1000 = 83,7 м/с
w4 = 3,14 * 1,6 * 850 = 71,2 м/с
Hi = gH / 10gBwi2,
(34)
H1 = (9,8 * 716,8)/(10
* 0,987 * 108,92) = 0,060
H2 = (9,8 *716,8)/(10
* 0,987 * 96,32) = 0,077
H3 = (9,8 * 716,8)/(10
* 0,987 * 83,72) = 0,101
H4 = (9,8 * 716,8)/(10
* 0,987 * 71,22) = 0,140
Qi = QB / FBwi,
(35)
где Н – напор, Н/ м2; QB – производительность,м3/сек; FB – площадь
вентиляторного колеса по внешнему диаметру,
м2,
FB = pDB2/ 4.
(36)