Можно обеспечить нормальный тепловой режим двигателя, применив систему охлаждения по замкнутому циклу чистой водой, которая затем поступает в каналы, омываемые снаружи забортной водой (рис. 1).
Такие каналы (рис. 2), называемые днищевыми холодильниками, размещаются снаружи корпуса в районе киля (1) или скулы (2), или же встраиваются в набор корпуса (3). Чаще всего им придают наиболее простую форму, например, трубчатую. Конфигурация каналов усложняется, если они размещены в выступающих частях конструкции: основных и боковых килях, водозаборниках и соплах водометных движителей, рулях, крыльевых устройствах и т. п. В любом случае поверхность днищевых холодильников должна быть достаточной для обеспечения нормального теплового режима работы двигателя. В то же время слишком развитые каналы приводят к необоснованному увеличению сопротивления выступающих частей и веса катера.
Предлагаемая методика упрощенного расчета поверхности днищевых холодильников, а также рекомендации по выбору отдельных параметров и конструкции, являются результатом обобщения опыта проектирования и испытаний различных типов охлаждающих каналов в катерных силовых установках.
На основании теории теплообмена охлаждающая поверхность каналов F определяется формулой:
где Q — количество передаваемого тепла, ккал/час;
К — коэффициент теплопередачи, ккал/м2 град·час;
Δt — средняя разность температур воды в системе, °С.
Температура забортной воды по всей длине каналов практически не меняется, так как масса циркуляционной воды в холодильнике относительно невелика. Поэтому направление движения воды в каналах относительно хода катера на теплообмене не отражается.
Средняя разность температур Δt в зависимости от температуры воды на входе в каналы t1' и на выходе t1'' с достаточной точностью может быть определена с помощью графика (рис. 3), построенного для температуры забортной воды t2=25° С. Такое значение температуры соответствует наиболее напряженному случаю работы системы и поэтому может быть принято общим для любого климатического района.
Температура воды на входе в каналы t1' составляет 75—90° в зависимости от типа двигателя.
Чтобы иметь некоторый запас охлаждающей поверхности каналов, температура t1'' принимается на 35—40° С ниже величины t1'.
Так как теплопроводность металлических стенок каналов холодильника относительно велика, то при малой толщине стенки марка материала не имеет принципиального значения, и формула для определения коэффициента теплопередачи может быть записана в виде:
где α1 и α2 — коэффициенты теплоотдачи циркуляционной воды к стенке канала и от стенки канала к забортной воде.
Интенсивность теплообмена между циркуляционной и забортной водой в большой степени зависит от скорости потоков. Вместе с тем коэффициент К зависит от кинематических характеристик потока, т. е. степени его турбулентности. Наилучшая теплопередача получается при развитом турбулентном потоке при числе Рейнольдса более 104 для воды в канале холодильника и 4·104 для забортной воды:
где ω — скорость движения жидкости, м/сек;
l0 — определяющий линейный размер, м;
ν — коэффициент кинематической вязкости, м2/сек.
Скорость параллельного прохождения циркуляционной воды через несколько каналов составляет:
где G — производительность насоса циркуляционной воды, м3/сек (приводится в паспорте двигателя);
f — площадь поперечного сечения канала, м2;
z — число каналов.
В случае отсутствия данных по производительности насоса ее можно определить по графику (рис. 4), где дается пример определения величины G (пунктир) для двигателя мощностью 90 л. с.
Скорость движения забортной воды ωз.в., омывающей каналы снаружи, равна скорости хода катера.
Как уже упоминалось, каналы могут иметь различные поперечные сечения. Для потока внутри канала круглого сечения определяющим линейным размером l0 будет внутренний диаметр трубы. При канале любого другого сечения:
где S — периметр сечения канала, участвующего в теплообмене с забортной водой, м.
При внешнем обтекании для канала круглого сечения величина l0 равна наружному диаметру трубы, для канала другого сечения — его длине.
Зависимость коэффициента кинематической вязкости ν от средней температуры воды в канале:
с учетом реальных температурных режимов работы двигателей, дана на рис. 5 (пунктиром показан пример определения коэффициента при t1=65°С).
Коэффициент кинематической вязкости забортной (пресной и морской) воды при t2=25°С равен 0,9-10-6 м2/сек.
Из формул (3), (4) и (5) видно, что для обеспечения развитого турбулентного характера потока внутри канала (Re>104) необходимо соответствующим образом подобрать площадь его поперечного сечения и определяющий линейный размер при обычном числе каналов один или два.
Чаще всего применяются каналы круглого сечения с внутренним диаметром D=0,02—0,04 м; при ином сечении ширина канала b=0,08—0,25 м и высота h=0,01—0,02 м. Длина одного канала L=1,5—4,5 м при толщине стенок 1—3 мм. Скорость движения воды в каналах не должна превышать 1,4 м/сек.
Оценка коэффициента теплоотдачи от циркуляционной воды к стенке канала любого сечения производится по формуле:
где коэффициент А снимается с графика (рис. 6) в зависимости от средней температуры воды в канале t1; коэффициент В, равный:
определяется по графику (рис. 7): значение числа Рейнольдса для потока циркуляционной воды откладывается на горизонтальной оси графика и сносится на кривую, затем на вертикальной оси снимается значение коэффициента В; коэффициент теплопроводности λ (ккал/м град·час) определяется с помощью графика (рис. 8), в зависимости от средней температуры воды t1 в канале.
Формула (6) справедлива для потока внутри канала при Re=104÷5·106 и отношении L/l0≥50.
Если L/l0<50, то полученный коэффициент α1 надо умножить на поправку EL: при L/l0=30 EL=1,04, при L/l0=40 EL=1,02.
Для определения коэффициента теплоотдачи от стенки канала к забортной воде, в зависимости от формы сечения канала, служат формулы (7) и (8).
Для канала круглого сечения:
где коэффициент С определяется по графику (рис. 9) тем же способом, что и коэффициент В; λ — коэффициент теплопроводности забортной воды при t2=25° С (для пресной воды равен 0,513 ккал/м град·час, для морской воды — 0,488); l0 — наружный диаметр трубы, м.
Для канала любого другого сечения:
где коэффициент D определяется по графику (рис. 10) тем же способом, как и коэффициенты В и C; l0 — длина канала, к.
После определения коэффициентов α1 н α2 можно по формуле (2) найти коэффициент теплопередачи К.
Количество тепла, передаваемого циркуляционным потоком забортной воде, определяется по формулам (9) и (10).
Для быстроходных дизелей авиационного типа:
где Nе max — максимальная мощность двигателя, л. с.;
ge — удельный расход топлива, кг/л. с. час.
Для дизелей автомобильного и тракторного типа:
Для карбюраторных двигателей:
Определив значения Q, К и Δt, по формуле (1) находим потребную охлаждающую поверхность каналов F (при размерах и количестве каналов, принятых в первом приближении расчета).
Для получения оптимальных размеров каналов следует выполнить расчет во втором приближении. Прежде всего надо проверить, насколько правильно была выбрана в первом приближении длина каналов.
Для каналов круглого сечения:
Длина каналов любого другого сечения:
Указанная проверка в основном необходима в случае каналов некруглого сечения, длина которых входит в формулу расчета потребной охлаждающей поверхности. При расчете охлаждающей поверхности круглых каналов их длина учитывается лишь при определении коэффициента ai, если необходимо внести поправку Е ь. Поэтому формула (11) фактически служит для определения длины круглых каналов по охлаждающей поверхности, рассчитанной в первом приближении.
При расчете во втором приближении следует воспользоваться следующими рекомендациями.
Расчет каналов некруглого сечения
Не следует увеличивать высоту каналов h по сравнению с принятой в первом приближении.
Снижение величины h при сохранении принятых в расчете размеров b — ширины канала и z — числа каналов приведет к уменьшению длины каналов.
Уменьшение ширины канала без увеличения высоты вызовет увеличение длины каналов.
Уменьшение длины каналов, по сравнению с полученной по формуле (12), приведет к увеличению коэффициента α2.
Если длина каналов, рассчитанная по формуле (12), окажется меньше принятой в первом приближении, то полученное значение следует подставить в формулу (8) для уточнения потребной охлаждающей поверхности.
Расчет каналов круглого сечения
С уменьшением диаметра трубы потребная охлаждающая поверхность каналов и их длина уменьшаются. Однако надо иметь в виду, что уменьшение диаметра трубы может привести к нежелательному увеличению скорости потока в ней.
Увеличение числа каналов (независимо от формы их сечения) до трех и более будет способствовать сокращению размеров этих каналов.
Рассчитанная подобным образом система охлаждения работает надежно и обеспечивает устойчивость температурного режима двигателя в самых различных условиях.
Литература
- 1. А. В. Болгарский, Г. А. Мухачев, В. К. Щукин. Термодинамика и теплопередача, Издательство «Высшая школа», 1964.
- 2. С. С. Кутателадзе, В. М. Бори-шанский. Справочник по теплопередаче, Госэнергоиздат, 1959.
- 3. А. М. Радов. Основы проектирования катерных механических установок, Судпромгиз, 1955.