CC BY
34
УДК 629.114.2.06: 621.892
ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ
ТЕРМОРЕГУЛИРОВАНИЯ
РАБОЧЕЙ ЖИДКОСТИ В ГИДРОСИСТЕМЕ
Е. Г. Рылякин, П. А. Власов
ФГОУ ВПО «Пензенская ГСХА», г. Пенза
Изложены теоретические исследования по определению тепловой мощности, передаваемой рабочей жидкости гидросистемы трактора от разработанной системы терморегулирования за счет тепловой энергии моторного масла смазочной системы двигателя. Применение системы терморегулирования обеспечивает разогрев и поддержание температуры рабочей жидкости гидросистемы в интервале 40...6СРС и сокращает время достижения рекомендуемого уровня температуры масла до 5.30 минут непрерывной работы системы терморегулирования при различных начальных температурах воздуха.
При проектировании гидравлических систем машин, эксплуатируемых на открытом воздухе, необходимо учитывать влияние климатических условий на тепловое состояние гидросистемы. Следует помнить, что на тепловой режим также оказывают влияние конструктивные особенности и режим работы гидросистемы и машины. Таким образом, существует качественная связь между климатическими условиями (внешней средой), конструкцией, режимом работы гидросистемы, с одной стороны, и тепловым состоянием гидросистемы - с другой.
В этой логической цепи (климатические условия - тепловой режим гидросистемы -состояние гидрооборудования и рабочей жидкости - параметры и характеристики гидросистемы - технико-экономические показатели машины) отчетливо видно место расположения устройства регулирования температуры. На основе анализа существующих устройств и систем регулирования температуры рабочей жидкости была предложена система терморегулирования, в которой для разогрева рабочей жидкости используются внутренние резервы ДВС, а именно, тепловая энергия моторного масла смазочной системы двигателя [1].
Ввиду особенности конструкции разработанной системы терморегулирования, при обосновании повышения работоспособно-
сти гидросистемы необходимо определить связи между свойствами устройств охлаждения смазочной системы ДВС и внешних факторов с критерием температурно-дина-мической характеристики, определить расчетный режим масляного радиатора смазочной системы ДВС трактора, оценить влияние температуры окружающего воздуха на изменение теплового режима тракторной гидросистемы и провести расчет теплооб-менного аппарата системы терморегулирования рабочей жидкости гидросистемы.
Применительно к смазочной системе автотракторного двигателя основой структурных связей взаимосвязи потенциальных свойств системы и внешних факторов с критерием температурно-динамической характеристики является взаимодействие выделяющего теплоту двигателя и радиатора, рассеивающего эту теплоту в окружающий воздух. Конечным критерием этого взаимодействия следует принять тепловое состояние двигателя, определяемое установившейся температурой моторного масла (при определенной температуре окружающего воздуха t'L) [2], когда
Одв = Ор, (1)
где Одв - тепловая мощность, отдаваемая двигателем в моторное масло, кДж/с;
Ор - тепловая мощность, рассеиваемая радиатором, кДж/с.
Тепловая мощность Ор, отводимая радиатором в окружающую атмосферу, достаточно точно может быть определена уравнением Ньютона, однако использование этого уравнения всегда представляет существенные трудности, так как значения средних температур жидкости и воздуха на выходе заранее обычно не известны. Поэтому чаще всего переходят от среднело-гарифмического температурного напора к среднеарифметическому, который является удобным параметром для оценки тепловой эффективности радиатора [2]:
2, - Д'.....
1
1
1
(2)
к • рь 2 • СрЬ • 2 • cpw •
где Ынач - начальная разность температур жидкости и воздуха в радиаторе, °С;
Срм - удельная теплоемкость жидкости, кДж/кг°С;
- расход рабочей жидкости радиатора, кг/с;
ср_ - удельная теплоемкость воздуха, кДж/кг°С;
О_ - расход набегающего воздуха на радиатор, кг/с;
к - коэффициент теплопередачи, Вт/м2 °С;
Р - площадь радиатора, м . После некоторых преобразований по лучаем уравнение вида [2] 1
QP =
1/(Ат• ^) +1/(2-ср1 • в1) +1/(2-СрГ • в№)
, (3)
рШ
которое учитывает все факторы, воздействующие на обобщенный показатель темпе-ратурно-динамической характеристики устройств охлаждения смазочной системы двигателя трактора или автомобиля.
При низких температурах гидросистема может быть подготовлена к нормальной работе на рациональном тепловом режиме за счет внутреннего тепловыделения, например трения жидкости о стенки трубопроводов и гидрооборудования, за счет внешних источников тепла или за счет обоих источников. Для приближения модели теплообмена гидросистемы к процессам, протекающим в условиях реальной эксплуатации, необходимо рассматривать как внутренние, так и внешние источники тепла.
Расчет параметров раздельно-агрегатной гидросистемы трактора и технико-экономических показателей машины целесообразно проводить в интервале установившихся температур рабочей жидкости, обеспечивающих ее работоспособность. Для масла М-10Г2, применяемого в качестве рабочей жидкости гидросистемы экспериментального трактора, он составляет +5...90°С [3]. Причем начальное значение температуры рабочей жидкости принималось равным температуре окружающего воздуха или температуре, до которой успела охладиться машина.
Тепловая мощность, затрачиваемая на нагрев гидросистемы, находится из выражения [4]
0 нагрI = От + Оур/ - Qизлi, (4)
где От - тепловая мощность, получаемая гидросистемой за время Дт,, кДж;
Оизл, - тепловая мощность, отдаваемая гидросистемой в окружающую среду за время Дт,, кДж,
Оизл, = кгп • Ргпп • (Т, - То) • Дт,. (5)
Тепловая мощность, получаемая гидросистемой за время Дт,, кВт
От, = Nагр, ' Дт, (6)
где Мнагр, - мощность, потерянная в гидросистеме (она расходуется на нагрев), кВт;
Мощность, потерянная в гидросистеме, складывается из составляющих [4]:
где Nн, Np, N4, Nmр, Nок, Nф - потери мощности в насосе, распределителе, гидроцилиндре, трубопроводах, обратном клапане и фильтре.
Рассчитав последовательно каждую составляющую формулы (7), сможем судить о величине тепловой мощности, получаемой рабочей жидкостью гидросистемы в результате ее дополнительной перекачки, барбатирования и возрастающего трения о стенки трубопроводов и гидроагрегатов.
При расчете теплового режима гидросистемы в него отдельными блоками входят расчеты тепловой мощности, вырабатываемой в устройствах разогрева. Тепловая мощность, получаемая гидросистемой от устройства разогрева, может быть определена по формуле [4]
Ог = кт • Рг • (Т1-2 - Тз),
(8)
N
нагр = N + N + N + ^р + ^к + Nф, (7)
где к - коэффициент теплопередачи, Вт/м2-°С;
Т1-2 - температура греющего теплоносителя перед теплообменником, °С;
Т3 - температура горячего теплоносителя после теплообменника, °С;
Предлагаемый нами теплообменник конструктивно представляет собой гидробак, через который проходят два теплообмен-ных элемента, выполненных в виде системы трубок. Для наиболее эффективной работы теплообменника схему движения теплоносителей целесообразно применять противоточную, поскольку при одинаковых температурах входящих и выходящих теплоносителей (ДО при противотоке всегда больше, чем при прямотоке. Таким образом, для передачи одного и того же теплового потока О при противоточной схеме потребуется теплообменник меньшей площади, и, кроме того, только в противоточ-ном теплообменнике можно нагреть холодный теплоноситель до температуры более высокой, чем температура греющего теплоносителя на выходе €2 > [5].
Исходя из перечисленных условий и особенностей конструкции гидросистемы, принимаем схему движении теплоносителей перекрестную с числом перекрестных ходов более трех. В этом случае схему движения можно считать чисто противо-точной, так как направления движения теплоносителя и рабочей жидкости гидросистемы трактора противоположны. Один из теплообменных элементов предназначен для нагрева, второй - для охлаждения рабочей жидкости в условиях пониженных или повышенных температур. Нагревательный элемент последовательно включен в смазочную систему двигателя и мо-
жет выполнять функции штатного масляного радиатора трактора. Элемент для охлаждения рабочей жидкости соединен с ресивером пневмосистемы на входе в гидро-бак и свободно сообщен с атмосферой на выходе [1].
С целью упрощения расчета, подводящие и отводящие патрубки условно разделим на участки, в которых примерно одинаковые диаметры и режим течения теплоносителей (рис. 1).
Рис. 1. Система регулирования температуры рабочей жидкости в гидросистеме: 1 - ДВС; 2 - гидробак; 3 - напорная гидролиния; 4 - теплообменный элемент; 5 - сливная гидролиния; 6 - всасывающая гидролиния; 7 - шестеренный насос;
8 - нагнетательная гидролиния
Очевидно, что на участках 1-2 и 3-4, где движение жидкости происходит внутри гибких резино-армированных шлангов (для гидросистемы трактора Т-150К/ХТЗ-150К-09), теплообмен между греющим маслом и атмосферой незначителен и в ходе расчетов можно пренебречь потерями тепла за счет естественной конвекции через их наружные поверхности, а температуру масла на входе в теплообменник можно считать равной температуре масла на выходе из двигателя.
Расчет теплообменного аппарата сводится к совместному решению уравнений теплового баланса и теплопередачи, в которых неизвестными остаются значения температур теплоносителей после теплообменника. Для определения конечных температур теплоносителей воспользуемся формулами [6]
Т 2-3 = Тм ~(тм - То )• 7 , (9)
, ч О • с
Т2-3 = Тв + (Тм - То )• г • , (10)
О • с 4 '
о ро
где То - температура рабочей жидкости в гидробаке, °С;
Тм - температура моторного масла на входе в теплообменник, °С;
Z - опытный коэффициент;
Эм - массовый расход моторного масла, м3/с;
Зо - массовый расход рабочей жидкости гидросистемы, м3/с;
срм - удельная теплоемкость при постоянном давлении моторного масла, Дж/(кг°С);
сро - удельная теплоемкость при постоянном давлении рабочей жидкости, Дж/(кг°С).
Рассмотрим пределы изменения, выбор и расчет переменных величин, входящих в уравнения (9) и (10).
Температура моторного масла на выходе из двигателя может быть определена из технической характеристики двигателя базовой машины. Максимальная установившаяся температура моторного масла в дизельном двигателе при отрицательных температурах окружающего воздуха не должна быть ниже 40°С. При более низких температурах моторного масла работа двигателя становиться неустойчивой, значительно повышается расход топлива (6...7 %), степень изнашивания деталей двигателя увеличивается от 4 до 20 раз по сравнению с нормальным температурным режимом (85.90 °С) [7, 8].
Для разогрева моторного масла в смазочной системе двигателя, воды или охлаждающей жидкости в системе охлаждения и подготовки двигателя к восприятию эксплуатационных нагрузок перед его пуском применяют специально устанавливаемые на тракторы различного рода пусковые подогреватели. Тем самым добиваются разогрева двигателя до температуры масла, воды или низкозамерзающей жидкости, равной 50.60 °С, максимально сокращая период работы двигателя в интервале заниженных температур рабочих жидкостей. Кроме того, время подготовки двигателя к восприятию эксплуатационных нагрузок, независимо от температуры окружающего воздуха, не должно превышать 30 минут [9].
Тракторы и гидрофицированные мобильные машины эксплуатируются в зимних условиях на различных видах работ. В основном все они сопряжены с переездами от места стоянки техники до места проведения работ - поле, ферма и т. д. Время, потраченное на переезд техники, может быть использовано для разогрева рабочей жидкости гидросистемы перед началом ее интенсивной эксплуатации.
Таким образом, при расчете рабочих параметров теплообменника целесообразно исходить из допущения, что температура греющего теплоносителя (моторного масла) (Тм) к моменту начала работы теп-
лообменника достигает нормального температурного режима - 85±5 °С.
Диаметр и длину участков трубопроводов в каждом конкретном случае выбирают конструктивно - в зависимости от габаритов машины, литража и мощности двигателя, а также от местоположения гидробака на машине.
Коэффициент теплопередачи участка трубы змеевика может быть вычислен по формуле [4,5,6]
k = ■
1
1/а + 8/Л + 1/а
(11)
где а1 - коэффициент теплоотдачи моторного масла двигателя к стенке трубы, Вт/(м2°С);
5 - средняя толщина стенки рассматриваемого участка трубы, м;
А - коэффициент теплопроводности стенки трубы, Вт/(м°С);
а2 - коэффициент теплоотдачи от стенки трубы к воздуху, Вт/(м2°С).
В формуле (11) значения 5 и А известны из конструкции теплообменного устройства, значение коэффициента а2 выбирается в зависимости от материала теплообменника. Коэффициент теплоотдачи а1 для турбулентного режима течения масла определится на основе критериального уравнения [10]
Мим - 0,021-ЯеМ8• РгГ"(Рг«/РГс), (12)
а1 • ёь
где Ыи - число Нуссельта, Nи - —■— ;
лм
- „и ■ ёь
Reм - число Рейнольдса, Яем - ——- ;
PrM, Prc - число Прандтля масла и стенки змеевика соответственно;
£ - поправочный коэффициент, для змеевиковых труб £ = 1 + d/R;
db - внутренний диаметр трубы, м; Ам - коэффициент теплопроводности теплоносителя, Вт/(м- °C);
им - скорость течения моторного масла в гидролинии, м/с;
vM - коэффициент кинематической вязкости теплоносителя, м2/с.
Подставив в уравнение (12) числа Нуссельта, Рейнольдса и Прандтля, решив его относительно коэффициента теплоотдачи а1 и выразив динамическую вязкость (р) через кинематическую - ji = v-p, получим
а = 0,021-
1,23 0,43 0,43
V ■ р -с
м > м рм
■ЛУ7 (Pr ^
Vм d
м b
v Pr
Ч с У
. (13)
Так как температура стенки, а соответственно и число Прандтля для стенки неиз-
вестны, то решение целесообразно вести методом последовательных приближений.
Таким образом, определив температуру моторного масла перед теплообменником (Т1-2) и после него (Т3), можно определить тепловую мощность (Оур), передаваемую гидросистеме устройством разогрева рабочей жидкости.
Очевидно, что для каждого типа трактора система терморегулирования будет иметь различные геометрические размеры, зависящие от площади теплообмена, диаметра трубопровода, скорости течения жидкости в канале, массы и плотности теплоносителя.
Основными параметрами теплообменника системы терморегулирования будут являться: длина одного витка змеевикового теплообменника I, общая длина змеевика _, общая высота змеевика Н, поверхность нагрева теплообменника Р, число витков теплообменника п.
Длина одного витка змеевикового теплообменника [6]
l = п- D
(14)
где йзм - диаметр витка змеевика, м.
Поверхность нагрева теплообменника [5]
Е-—2—, (15)
где О - потенциальная тепловая мощность, которая может быть передана рабочей жидкости от моторного масла двигателя, кВт;
к - коэффициент теплопередачи через стенку трубки змеевика, кВт/(м2°С);
А7ср лог - среднелогарифмическая разность температур теплоносителей, °С; Общая длина змеевика [6]
ь ■ (16)
п •а
где б - наружный диаметр трубы змеевика, м. Число витков теплообменника [6]
L
n = — l .
Общая высота змеевика [6] H = n-h,
(17)
(18)
где Л - расстояние между витками теплообменника, м.
Разработанный и изготовленный с учетом приведенных зависимостей теплообменник системы терморегулирования рабочей жидкости приведен на рис. 2. Для разогрева рабочей жидкости гидросистемы используется тепловая энергия моторного масла смазочной системы двигателя.
V
0,25
21
20
19 '18
28
1 16
12 17
15 / "
14
13
1
Рис. 2. Теплообменник системы терморегулирования: 1 - кронштейн; 2 - реле; 3 - штуцер сливной; 4 - змеевик; 5 - скоба;6 - штуцер; 7 - крышка задняя; 8 - корпус; 9 - штуцер сапуна; 10 -сапун;11 - фильтрующие элементы; 12 - терморегулятор; 13 - сердечник;14 - пружина; 15 - стопор; 16 - кран шаровой; 17 - рычаг; 18 - коль-цо;19 - прокладка; 20 - крышка передняя; 21 - болт М6; 22 - винт М5; 23 - крышка горловины; 24 - горловина; 25 - прокладка; 26 - термопара;27 - болт М6; 28 - радиатор охлаждения
Используя внешний источник тепла для разогрева масла в гидросистеме, по своим теплофизическим параметрам приближенный к конструкции масляного радиатора, выяснили, что температурный режим моторного масла двигателя не нарушается, а температура рабочей жидкости гидросистемы при этом выдерживается в рекомендуемом интервале. Гидросистема получает теплоту не только за счет саморазогрева рабочей жидкости в результате ее трения о стенки трубопроводов и гидроагрегатов, но и от системы терморегулирования, что оправдывает ее применение.
Результаты теоретических и эксплуатационных исследований подтвердили, что разработанный и изготовленный с учетом приведенных зависимостей теплообменник обеспечивает разогрев и поддержание температуры рабочей жидкости гидросистемы в интервале 40...60°С. При работе гидросистемы, оборудованной системой терморегулирования, установлено, что интенсивность разогрева рабочей жидкости, по сравнению со штатной гидросистемой трактора, увеличилась, а время достижения рекомендуемого уровня температуры масла составило 5. 30 минут непрерывной работы системы терморегулирования при различных начальных температурах воздуха .
Литература
1. Патент РФ № 2236615, МКИ5 Р15Б21/04. Система регулирования температуры рабочей жидкости / П. А. Власов, Е. Г. Рылякин. -Бюл. № 26. - 2003.
2. Бурков, В. В. Автотракторные радиаторы / В. В. Бурков, А. И. Индейкин. - Л.: Машиностроение. Ленинградское отд-ние, 1978. - 216 с.
3. Итинская, Н. И. Топливо, масла и технические жидкости: справочник / Н. И. Итинская, Н. А. Кузнецов. - М.: Колос, 1989. - 208 с.
4. Каверзин, С. В. Обеспечение работоспособности гидравлического привода при низких температурах / С. В. Каверзин, В. П. Лебедев, Е. А. Сорокин. - Красноярск, 1997. - 240 с.
5. Баскаков, А. П. Теплотехника: учеб. для вузов / А. П. Баскаков. - М.: Энергоатомиз-дат, 1991. - 224 с.
6. Юрнеев, В. Н. Теплотехнический справочник / В. Н Юрнеев, П. Д. Лебедев. - Т.1, 2.
- М.: Энергия, 1975-1976.
7. Бардышев, О. А. Эксплуатация строительных машин зимой / О. А. Бардышев. - М.: Транспорт, 1976. - 100 с.
8. Цуцоев, В. И. Зимняя эксплуатация тракторов и автомобилей / В. И. Цуцоев. - М.: Московский рабочий, 1983. - 111 с.
9. Николаев, Л. А. Системы подогрева тракторных дизелей при пуске / Л. А. Николаев, А. П. Сташкевич, И. А. Захаров - М.: Машиностроение, 1977. - 191 с.
10. Краснощеков, Е. А. Задачник по теплопередаче / Е. А. Краснощеков, А. С. Сукомел.
- М.: Энергия, 1969.- 264 с.
