Выбор основных параметров, расчёт и конструирование тепловозов

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

Для проектируемого теплообменника принимаю:

- температура воды на входе в теплообменник;

- температура масла на входе в теплообменник;

- температура масла на выходе из теплообменника;

- наружный диаметр трубок  теплообменника;

- внутренний диаметр трубок теплообменника;

- шаг ребра; 

- число ходов воды в теплообменнике;

 

Рис. 2.  Принципиальная схема конструкции водомасляного теплообменника.

 

3.4.1 Температура воды на выходе из теплообменника

 

 где - подача водяного насоса во II контуре,

 

3.4.2 Средняя температура масла в теплообменнике

 

 

3.4.3 Средняя температура воды в теплообменнике

 

 

3.4.4 Определяю числа Рейнольдса, критерия Прандтля и Нуссельта для воды при температуре

,

         _{где VВД  - скорость охлаждающей воды в трубках, значение которой выбираю 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. Выбираю скорость движения воды теплообменника}

_{VВД = 1,5 м/с.}

 

3.4.5 Коэффициент теплоотдачи от стенок трубок воде

 

 

3.4.6 Определяю числа Рейнольдса и Прандтля для масла при температуре

;

где V_М – средняя скорость масла в межтрубном пространстве, которую принимаю в диапазоне 1,2—2 м/с, ограниченном сверху по условиям резкого увеличения гидравлических сопротивлений масляного тракта. Выбираю скорость движения масла между перегородками теплообменника равной =1,2 м/с.

 

3.4.7 Определяю температуры стенки трубки

 

Температуру стенки выбирают в пределах:

Температура потока t_пот.м = 75̊ С

 

3.4.8 Определяю числа Прандтля для масла при температуре стенки трубки

 

 

3.4.9 Определяю числа Нуссельта для масла стенки трубки

 

 

3.4.10 Конвективный коэффициент теплоотдачи от масла к стенке трубки

 

 

3.4.11 Определяю расчётное значение температуры стенки трубки

 

Разница составляет 1,3̊ - надо пересчитать.

 

 

 

 

3.4.12 Коэффициент теплопередачи теплообменника

 

 

3.4.13 Определяю расчётный температурный напор между теплоносителями

 

 

3.4.14 Предварительное значение расчётной поверхности охлаждения теплообменника

 

 
F > 40 м² –рекомендуется взять 2 ВМТ

F’_ВМТ = ½ F = 67,75 м²

        Учитывая возможность загрязнения, увеличиваю расчетную поверхность теплообменника в 1,1 раз. Тогда

 

3.4.15 Требуемое число водяных трубок для пропуска воды с заданной скоростью

 

 

где Z = 3 – число ходов воды в ВМТ

 

3.4.16 Диаметр трубного пучка

 

где - коэффициент заполнения трубкой доски ( )

Примаю  .

 

 

3.4.17 Ориентировочная длина трубок

 

 

3.4.18 Живое сечение между трубками, требуемое для пропуска масла с заданной скоростью

 

 

3.4.19 Определяю центральный угол сегмент (ω_м = ω’_м)

 

где - центральный угол сегмента.

Методом подбора получаю  φ = 97̊  

 

3.4.20 Высота сегмента перегородки

 

3.4.21 Определяю площадь сегмента перегородки, требуемую для пропуска масла под перегородкой с заданной скоростью

 

 

 

3.4.22 Ширина углового среднего сечения для прохода масла между перегородками

 

Рис. 3. Поперечный разрез водомасляного теплообменника

 

3.4.23 Расстояние между перегородками для пропуска масла в межтрубном пространстве с заданной скоростью

 

3.4.24 Число ходов масла в водомасляном теплообменнике

 

 

3.4.25 Окончательная рабочая длина трубок теплообменника

 

 

где - толщина перегородки ( мм)

2 блока длиной по 2,1 м

 

3.4.26 Число рядов трубок водомасляного теплообменника перпендикулярных потоку масла

 

 

3.4.27Гидравлическое сопротивление масляного тракта теплообменника

 

ΔP’ = (m_T*C*ρ_м*V_м²)/(Re_м^0,65*(Pr_м(пот)/Pr_м(ст))^0,14) = 133,2 кПа

 

D/L_n = 0,488/0,2 = 2,44

С = 10

С учётом загрязнения ΔP_м = 1,2* ΔP’ = 133,2*1,2 = 160 кПа

 

3.4.28 Гидравлическое сопротивление водяного тракта теплообменника

 

 

3.4.29 Мощность масляного насоса, требуемая для прокачки масла через водомасляный теплообменник

 

 

 

 

 

3.4.30 Мощность водяного насоса, необходимая для прокачки воды через водомасляный теплообменник

 

3.4.31 Качество  водомасляного теплообменника

К_ВМТ = Qм/(N_м+N_вд) = 517/(2,05+5,75) = 66,282

 

Рис. 4. Схема устройства и работы водомасляного теплообменника.

1 — нижняя подвижная решётка (доска); 2 — перегородки;  3 —охлаждённое масло; 4—нагретая вода; 5 — верхняя неподвижная решётка (доска);

6,7 — горячее масло; 8 —охлаждённая вода

 

3.5 Компоновка  охлаждающего устройства проектного  тепловоза и выбор конструктивных  параметров вентиляторов

 

         Назначение вентиляторов—нагнетание или засасывание воздуха в системы вентиляции и охлаждения тяговых электрических машин и аппаратов, тормозных резисторов электрического тормоза, а также через радиаторные секции холодильной камеры.

         Наибольший объём воздуха в  тепловозе потребляется для электрических  машин и аппаратов, а также  для охлаждения радиаторных секций.

         До выбора типа, размеров и необходимой производительности одного или нескольких вентиляторов необходимо предварительно наметить количество шахт холодильника и определить размеры фронта радиаторов в каждой шахте.

         Решение вопроса об установлении  количества шахт холодильника  во многом зависит от результатов  предыдущих расчётов. Так, если  температуры воздуха на выходе  из секции радиаторов и принятые  значения массовой скорости воздуха  в рассчитанных контурах охлаждения  примерно равны, то можно ограничиться  созданием одной шахты холодильника. Но это в идеале. На практике, для использования одной шахты  холодильника для двух контуров  охлаждения достаточно чтобы  были примерно равны массовые  скорости воздуха, а разница  в температурах воды на выходе  из секций радиаторов первого  и второго контуров не превышала  10⁰С.

         В моём случае в первом контуре охлаждения - ; ; . Во втором контуре охлаждения - ; ; .

         Таким образом, массовые скорости  движения воздуха в секциях  одинаковы, а температура воздуха  на выходе из секций радиаторов  первого контура отличается от  соответствующей температуры во  втором контуре на 10⁰С. Следовательно, принимаю вариант конструкции холодильника с одной шахтой.

          Нахожу фронтальные размеры шахты при использовании стандартных размеров с активной длиной секции . Всего в первой контуре охлаждения– 15 секций, а во втором –31 секция. Таким образом, с одной стороны шахты будет установлено 23 секций, с другой 23 секций.. Тогда

  При проектировании тепловозов вентиляторы холодильника выбираю из числа выпускаемых промышленностью. Поскольку тепловозные холодильники характеризуются значительными величинами расходов воздуха и сравнительно небольшими аэродинамическими сопротивлениями воздушных трактов, то для обеспечения этих условий наилучшими являются осевые вентиляторы. Они компактнее, легче, проще по конструкции, а главное, экономичнее центробежных вентиляторов.

  Число вентиляторов, обслуживающих каждую шахту, и диаметр рабочего колеса выбираю из условия наилучшего омывания секций радиатора воздухом и возможности размещения вентилятора. Расчёт вентилятора в этом случае позволяет определить его частоту вращения и угол установки лопастей, при котором к.п.д. вентилятора будет наибольшим. Определяю также и величину мощности, затрачиваемую на привод вентилятора.

  Учитывая величину фронтальной поверхности проектируемого холодильника выбираю для охлаждения секций два вентилятора. Диаметр рабочего колеса вентилятора нахожу с учетом технологических и конструктивных допусков на установку в виде

          

Для проектирования вентилятора принимаю:

• тип вентилятора—УК-2М;
• тип привода вентилятора—гидростатический;
• номинальная частота вращения—1350 об/мин;
• Число лопастей—8;
• Диаметр втулки колеса—720 мм;

 

3.5.1 Определяю величину средней температуры воздуха в шахте холодильника

Более точно  определяю температуру воздуха  в шахте

3.5.2 Определяю необходимый расход воздуха в аэродинамической сети при температуре

3.5.3 Для расчета полного напора или давления воздуха, создаваемого вентиляторами

Необходимо рассчитать скорость воздушного потока

и все составляющие аэродинамического сопротивления движению воздуха

Определяю скорость воздуха в сечении, омываемом лопастями вентилятора:

Определяю степень поджатия потока воздуха:

где - общая площадь фронта радиатора радиаторов, обслуживаемая вентилятором, - высота шахты холодильника с радиаторами.

Определяю аэродинамическое сопротивление боковых жалюзи

,

где - коэффициент сопротивления проходу воздуха через боковые жалюзи,

- плотность воздуха при температуре  40°С, - скорость воздуха перед фронтом боковых жалюзи.

,

где - фронтальная поверхность одной секции радиатора

Определяю аэродинамическое сопротивление секций

,

где - число Эйлера. Подсчитываю в зависимости от Величины числа Рейнольдса, полученного ранее для воздуха при тепловом расчете секций. В моём случае находится в пределах 1400…3382. Значит, число Эйлера рассчитываю на основании выражения