Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Системы жидкостного охлаждения тракторных дизелей, методы их расчета и оценки эффективности 5
1.1. Анализ конструктивных схем систем жидкостного охлаждения тракторных дизелей 5
1.1.1. Внутренний (гидравлический) контур системы 5
1.1.2. Внешний (воздушный) контур системы 10
1.2. Температура жидкости в системе охлаждения и ее влияние на показатели дизеля 12
1.3. Анализ конструкции и методов расчета агрегатов воздушно-радиаторных систем охлаждения тракторных дизелей 21
1.3.1 Радиаторы охлаждающей жидкости 21
1.3.2 Вентиляторные установки 31
1.3.3 Жидкостные насосы '. 39
1.4. Анализ методов расчета и оценок систем жидкостного охлаждения дилей 43
Глава 2. Разработка метода выбора и оценки парамет ров системы жидкостного охлаждения тракторного дизеля 49
2.1. Требования к системам жидкостного охлаждения дизелей универсально-пропашных тракторов 49
2.2. Разработка показателя эффективности системы жидкостного охлаждения 51
2.3. Использование показателя эффективности для выбора расходов теплоносителей и оценки системы охлаждения 54
2.4. Согласование параметров вентилятора и жидкостного насоса системы охлаждения 59
2.5. Задачи экспериментального исследования 65
Глава 3. Экспериментальное исследование агрегатов системы жидкостного охлаждения дизеля 66
3.1. Исследование агрегатов внешнего контура системы охлаждения 66
3.1.1 Сравнительные испытания радиаторов охлаждающей Жидкости 66
3.1.2 Исследование вентиляторов системы охлаждения и аэродинамического сопротивления блока охладителей " 75
3.2 Исследование агрегатов внутреннего контура системы
охлаждения 81
3.2.1 Оценка параметров жидкостного насоса 81
3.2.2 Исследование гидравлического сопротивления жидкостного тракта системы охлаждения 85
Глава 4. Оптимизация систем жидкостного охлаждениядизелей тракторов класса 0,6;0,9 и 1,4 87
4.1. Исследование системы охлаждения дизеля на моторном стенде 87
4.1.1. Методика и объект исследований " 87
4.1.2. Определение изменения теплоотдачи дизеля в систему охлаждения от температуры ОЖ на режиме номинальной мощности 89
4.1.3. Оценка влияния температуры охлаждающей жидкости на выброс вредных веществ с отработавшими газами 93
4.2. Оптимизация систем охлаждения дизелей ЗЧН и 4ЧН 12/10,5... 98
Выводы по работе 104
Список использованной литературы
- Внешний (воздушный) контур системы
- Разработка показателя эффективности системы жидкостного охлаждения
- Сравнительные испытания радиаторов охлаждающей Жидкости
- Определение изменения теплоотдачи дизеля в систему охлаждения от температуры ОЖ на режиме номинальной мощности
Введение к работе
Совершенствование методов проектирования сложных изделий машиностроения предполагает, в том числе, сокращение времени и трудозатрат на разработку и выпуск конструкторской документации. Это в полной мере относится к дизелям, разработка которых требует значительных предпроектных исследований. Среди их систем важная роль сохраняется за системой охлаждения (СО), определяющей технический уровень не только самого дизеля, но и объекта, в состав которого он включен.
Расширение функциональных возможностей тракторов, применение прогрессивных узлов и агрегатов существенно усложнили конструкцию системы охлаждения. Сегодня в ее состав входят охладители не только охлаждающей жидкости двигателя, но и масла трансмиссии, рулевого управления, гидросистемы, а также жидкости системы кондиционирования воздуха в кабине. Кроме того, в воздушном тракте системы охлаждения устанавливают узлы электрооборудования, воздухоочистки и др. Однако для уверенного выбора параметров жидкостной системы охлаждения при проектировании перспективных тракторных дизелей известных научных рекомендаций часто оказывается недостаточно. Последнее существенно затрудняет достижение требуемых технических и экономических параметров и показателей как дизелей, так и моторных установок с ними. Поэтому теоретическое и экспериментальное обоснование методики, позволяющей уже на этапе проектирования производить выбор параметров агрегатов, входящих в ее состав, является актуальной задачей.
Внешний (воздушный) контур системы
При разработке системы жидкостного охлаждения (СЖО) не менее важным является совершенствование ее внешнего контура, так как именно он определяет габариты моторного отсека и машины в целом.
В состав воздушного контура системы охлаждения тракторного дизеля входят вентилятор с направляющим кожухом, теплообменные устройства для охлаждения жидкости в системе охлаждения, моторного масла, надувочного воздуха, масла трансмиссии, рулевого управления, гидросистемы, жидкости системы кондиционирования воздуха в кабине [11... 13] и т.п.
Благодаря простоте, надежности и низкой стоимости наибольшее распространение среди схем внешнего контура систем жидкостного охлаждения трактора получили схемы «а» (рис. 1.3) с охлаждением воздухом масла, надувочного воздуха и охлаждающей жидкости в последовательно расположенных по потоку воздуха охладителях [2,14]. Схемы такого типа принято назы-вать воздушно-радиаторными, в их составе, как правило, применяются высоконапорные вентиляторы. Существуют смешанные системы охлаждения, в которых масло двигателя или надувочный воздух охлаждается жидкостью из его системы охлаждения (схемы «б» и «в»). При такой схеме удается значительно упростить компоновку узлов СО на двигателе и разместить агрегаты воздухоснабжения, включая охладитель воздуха, в зоне впускного и выпускного трубопроводов двигателя, снижая тем самым потери давления воздуха во впускном тракте. Однако использование жидкости для охлаждения масла и наддувочного воздуха предъявляет повышенные требования к надежности охладителей с целью исключения ее попадания в наддувочный воздух и масло, а также подразумевает необходимость установки более эффективного радиатора ОЖ. Указанное, ограничивает использование смешанных систем при охлаждении тракторных дизелей, поэтому одной из целей данной работы является совершенствование воздушно-радиаторной системы и ее агрегатов.
При проектировании системы охлаждения температура ОЖ в системе и количество отводимого от нее тепла являются определяющими. Базовые зависимости для их расчета - уравнение теплопередачи Qoxn=k-F-At (1) и теплового баланса охл =Gr -СРГ -(/г T)-Gx -СРХ .(t x -4), (2) где Q0XJ1— количество отводимой теплоты, Вт; F— поверхность теплообмена, м2; и t" — температура теплоносителя соответственно на входе и выходе, С; к— коэффициент теплопередачи, Вт/м2-К; At- перепад средних температур горячей стенки (жидкости) и охлаждающей жидкости (воздуха), С; G и Ср— соответственно расход в кг/с и теплоемкость в кДж/кг-К теплоносителей. Индекс "г" относится к горячему, "х" - к холодному теплоносителю [2].
В нашей стране и за рубежом выполнены многочисленные исследования, посвященные изучению влияния режимных параметров СЖО не тепловое состояние двигателей и рабочий процесс. Значительную часть здесь занимают труды P.M. Петриченко, А.С. Орлина, Д.Н. Вырубова, С.Г. Роганова, А.И. Костина, Г.Х.Левина, В.М. Архангельского, М.М. Вихерта, Д.Б. Кузнецова, П.В. Соколова, B.C. Глушакова, Н.М. Лукова, М.С. Столбова, В.А. Маслова, Н.Г. Бриллинга, В.В. Эфроса, Э.А. Мкртумяна, B.C. Медведева и других [16, 9, 14...25].
Как показывают результаты проведенных работ, температура ОЖ /ож в первую очередь активно влияет на интенсивность охлаждения стенок цилиндра и камеры сгорания. Повышение температуры поверхности камеры сгорания с ростом температуры ОЖ и соответственно смазочного масла приводит, с одной стороны, к лучшему использованию теплоты сгорания топлива и снижению механических потерь, а с другой стороны, к уменьшению коэффициента наполнения rjv из-за увеличения подогрева свежего заряда. Однако согласно исследованиям [10], несмотря на ухудшение процесса наполнения с повышением ґож топливно-экономические и энергетические показатели дизеля улучшаются.
Д.С. Агапов в работе [26] приводит данные по снижению удельного эффективного расхода топлива для дизелей различной мощности (рис. 1.4). Из приведенных данных видно, что с увеличением t0.M с 50 до 90...100 С снижение ge достигает4...6%.
Необходимо отметить, что в соответствии с уравнением теплопередачи (1) при повышении температуры охлаждающей жидкости пропорционально снижается площадь требуемой поверхности охлаждения теплообменников внешнего контура.
Величина отведенной в систему охлаждения теплоты зависит кроме іож от многих других факторов (конструктивные параметры двигателя и условия его работы, режим течения теплоносителя и др.). Отметим, что в различных двигателях и даже в процессе эксплуатации одного двигателя могут иметь место самые различные сочетания указанных параметров.
Большой объем исследований [2...7, 16, 27], посвященных вопросам определения теплоотдачи применительно к жидкостным системам охлаждения, выполнены А.Л. Новенниковым, Б.С. Стефановским, М.А. Михеевым, В.В. Яковлевым, В.М. Бузником, Н.Г. Рассохиным, П.Г. Полетавкиным, В.К. Щербаковым, А.А.Чирковым, Д.Б.Кузнецовым, Г.Н. Кружилиным, С.С. Ку-тателадзе, В.И. Пикусом и др. Некоторые зависимости, полученные авторами при различных режимах теплоотдачи по результатам модельных исследований и испытаний непосредственно на двигателях, приведены в табл. 1.1.
Как показывает анализ приведенных в табл. 1.1 данных, в большинстве случаев исследованы лишь режимы вынужденной конвекции и заторможенного кипения, однако и эти результаты требуют уточнения. Так, Д.Б. Кузне-цовым [19] не отмечено влияния скорости течения жидкости на интенсивность теплоотдачи. В то же время в опытах Б.С. Стефановского, Ю.В. Ната-рова [3] и А.А. Чиркова [6], проведенных применительно к тепловым потокам, характерным для систем охлаждения, это влияние было замечено, однако оценки степени его интенсивности различны. В исследованиях П.Г. Поле-тавкина и Н.А. Шапкина [3] подобный эффект был зарегистрирован лишь при очень высоких тепловых потоках, а Н.Г. Рассохин и др. [24] этого влияние не отметили. Данные по закономерностям теплоотдачи при режимах кипения, наблюдаемых в условиях эксплуатации и рекомендуемых в качестве прогрессивного способа охлаждения, отсутствуют.
Разработка показателя эффективности системы жидкостного охлаждения
Снижение затрат мощности двигателя на привод агрегатов охлаждения возможно при увеличении поверхности теплоотдачи и, следовательно, габаритов радиатора, однако фронтальные размеры охладителей принимаются исходя из габаритов подкапотного пространства, а оптимизационная задача сводится к установлению соотношения расходов теплоносителей, при которых затраты мощности на привод агрегатов СО будут минимальны. Для этого целесообразно сопоставить величину теплоты Q0XJl, переданной в охладителе, и энергозатрат Noxn на перемещение теплоносителей E = Q!Noxn (34)
Подобное выражение было предложено М.В.Кирпичевым и широко использовалось в энергетике для оценки теплообменных аппаратов, однако СО двигателя, кроме них, включает в себя ряд сложных узлов и агрегатов: со стороны воздушного тракта - вентилятор, кожух вентилятора; со стороны гидравлического тракта - насос, термостат, блок и трубопроводы. Таким образом, систему охлаждения необходимо рассматривать как комплекс, состоящий из всех перечисленных взаимосвязанных устройств, обладающих индивидуальными параметрами и характеристиками.
В соответствии с принципом теплового равновесия системы, теплоотдача в охлаждающую жидкость Q0XJl в большей части определяется тепло-рассеивающей способности охладителя 9р, которая для определенных диа 52 пазонов температур и расходов горячего и холодного теплоносителей с погрешностью 5...8% определяются эмпирической зависимостью (21). В указанной зависимости расходы жидкости (?ж и воздуха GB можно выразить через их массовые скорости U.K и UB, соответственно Ох=иж/ж, (35) GB=UBF p (36) где /ж- проходное сечение теплообменника для потока жидкости, м2; i p площадь фронта радиатора, м .
В таком случае, уравнение (21) можно представить как Qp=A{UiUvB, " (37) где Al = AfyFl - коэффициент пропорциональности. Из (37) следует, что при изменении фронтальных размеров охладителя, величина теплоотдачи, отводимая от него, для теплообменных поверхностей с одинаковыми параметрами оребрения изменяется прямопропорционально QP/F PP = {A/F PPHU:, (38)
Затраты мощности на прокачку холодного и горячего теплоносителя в системе охлаждения двигателя определяются затратами мощности на привод насоса Nu и вентилятора NB и зависят от характеристик" агрегатов, параметров охлаждаемой жидкости, сопротивлений гидравлического и воздушного трактов, а также от параметров окружающей среды Noxn=Nn+NB. (39)
В случае установки охладителей надувочного воздуха и моторного масла перед охладителем охлаждающей жидкости с одинаковыми размерами фронта (рис. 1.3,а), общее сопротивление всего блока охладителей АРВ, установленных последовательно друг за другом, можно принять как сумму сопротивлений каждого из них АРв/ [78] ДРВ=ЕЛРШ-- (40) Если масляный радиатор или ОНВ не перекрывает полностью фронт радиатора ОЖ, то воздушный тракт следует рассматривать как состоящий из нескольких параллельных систем. Сопротивление одной из них определяется сопротивлением незатененных частью охладителя, а другие - суммой сопротивлений затененных частей.
В соответствии с зависимостью (19) аэродинамическое сопротивление отдельно взятого радиатора как и блока радиаторов в целом APB=C1GB",(H/M) (41) где С/ и п- соответственно коэффициент пропорциональности и показатель степени, зависящие от конструкции охладителей и режима потока воздуха (определяются экспериментально).
Потери давления АРЖ жидкости в гидравлическом тракте системы охлаждения (Н/м), складываются из потерь давления в блоке с термостатом Арбл, трубопроводах Аргр и охладителе Аррж ЛЛк = Арбл + АРтр + 4рр (42) Сопротивление охладителя составляет 20...25% от общего сопротивления жидкостного тракта [79], тогда АРх=КАРрж, (45) где К=4...5 для тракторных дизелей. С учетом (41) и (45) полное сопротивление гидравлического тракта АРж=КС2в%, (46) а после преобразований, суммарные затраты мощности на систему охлаждения можно представить в виде Nm=&- + ±±- (47) РъПъ РжЛя
С учетом зависимостей (34 и 47) критерий Кирпичева представляется возможным распространить на систему охлаждения двигателя в целом. Показатель эффективности СЖО (далее показатель) в общем виде можно сформулировать Показатель эффективности СЖО (далее показатель) в общем виде
Сравнительные испытания радиаторов охлаждающей Жидкости
Сравнительные испытания радиаторов охлаждающей жидкости Для обоснования выбора радиатора ОЖ проведены сравнительные испытания алюминиевых и медных радиаторов с различной конструкцией оребрения (табл.3.1). Из 6 испытанных радиаторов 3 радиатора (№1..3) серийные и 3 (№4...6)-экспериментальные.
Радиаторы №1...3 - изготовлены из медно-латунных сплавов, имеют 3 ряда трубок по глубине с шагом 22,5 мм. Длина трубок у всех радиаторов 360 мм. Радиаторы №4...5 алюминиевые, с одним рядом плоскоовальных трубок. Все испытанные радиаторы - одноходовые.
Алюминиевые радиаторы (№4, №5, №6) разработаны и изготовлены ОАО Бугурусланский завод «Радиатор» (г.Бугуруслан, Оренбургской облас ). Радиатор №4 по заявке ВМТЗ изготовлен как экспериментальный образец для нового дизеля. Медные радиаторы №1 и №2 - производства ОАО «Бузулукскии механический завод» (г. Бузулук), №3 - Шадринского завода агрегатов.
Испытания охладителей проводились на стенде (рис.3.1), позволяющем определять аэродинамические и гидравлические характеристики радиаторов, а также количество отводимого от него тепла при различных температурах и расходах жидкости и воздуха.
Стенд состоит из аэродинамической камеры 1, предназначенной для создания, регулирования и измерения параметров воздушного потока через испытываемый теплообменник 12, и жидкостного контура, обеспечивающего создание, регулирование, измерение параметров и необходимый подогрев потока жидкости.
Аэродинамическая камера диаметром 1,6 м и включает в себя сменный расходомерный коллектор 2 (сопло Вентури), спрямляющую решетку 5, дроссельное устройство 6, центробежный вентилятор 7, приводимой „во вращение электродвигателем 8. За вентилятором установлены выравнивающие воздушный поток сетки 9. Сменный монтажный щит 11 служит для установки испытываемого теплообменника 12.
При работе вентилятора 7 воздух через коллектор 2 поступает в камеру, скорости воздуха по сечению камеры выравниваются сетками 9 и затем под давлением охлаждающий воздух подается в теплообменник 12, в котором происходит охлаждение горячей жидкости.
Дроссельное устройство 6 позволяет устанавливать заданный расход воздуха, величина которого определялась с помощью коллектора 2 цр измеренному перепаду статического давления в коллекторе и известной характеристике сопла. Перепад давления измерялся спиртовым микроманометром 4. Микроманометр 10 такого же типа измеряет статическое давление в камере (на входе в испытываемый теплообменник). Температура атмосферного воздуха перед расходомерным коллектором и температура воздуха в камере (на входе в испытываемый теплообменник) измерялись тарированными хромелъ-капелевыми термопарами, 3 и 24 соответственно.
Жидкостный контур стенда включает в себя бак 17 с электронагревательными элементами (ТЭНы) 18, подогревающими залитую в бак жидкость до заданной температуры. Количество и суммарная мощность ТЭ-Нов регулируется, что обеспечивает изменение количества подводимого к жидкости тепла. Нагретая жидкость из бака 17 по трубопроводам подается насосом 19, приводимым во вращение электродвигателем 20, на вход теплообменника 12 (через кран 15). Часть жидкости через кран 16 при этом может сливаться обратно в бак 17. Краны 15 и 16 служат для регулирования расхода жидкости, проходящей через испытываемый теплообменник. Пройдя через теплообменник, жидкость передает часть тепла потоку охлаждающего воздуха и далее через турбинный датчик расхода (ТДР) 21 поступает обратно в бак 17. Давление и температура жидкости на входе в теплообменник измерялись соответственно образцовыми манометрами 13 и тарированной хромель 69 капелевой термопарой 14. Давление и температура жидкости на выходе из теплообменника измерялись аналогичными манометром 23 и термопарой 22. ТермоЭДС с термопар 3,14,22 и 24 подается на вторичный цифровой прибор А 565 (002-01), показывающий температуру в С. Расход жидкости измеряется с помощью ТДР 14 и сигнал выводится на преобразователь (усилитель) ПЧ-1.
Эксперимент проводился в следующем порядке. При плавном открытии крана 15, устанавливался необходимый минимальный расход жидкости через теплообменник. Включались ТЭНы 18 подогрева жидкости. По показаниям прибора А 565 (002-01) отслеживался рост температуры жидкости на входе в теплообменник (по показаниям термопары 14). При значении температуры жидкости, близкой к заданной, включался электродвигатель 8 вентилятора 7. Дросселем 6 по показаниям микроманометра 4 устанавливался заданный расход воздуха через теплообменник. Открывая кран 15 (при необходимости прикрывая кран 16), по показаниям ТЭСА устанавливался заданный расход жидкости. Наблюдая по прибору А 565 (002-01) за показаниями тер-мопар 14 и 22 и регулируя мощность и время включения ТЭНов 18, темпера тура жидкости на входе в теплообменник (термопара 14) выводилась до заданного значения при установившемся тепловом состоянии стенда. Тепловое состояние принималось как установившееся, если значения температуры на входе в теплообменник (по показаниям термопары 14) изменялись в течение 3 мин не более чем на 0,5 С.
На протяжении испытаний температура охлаждающего воздуха и воды на входе в теплообменник поддерживались соответственно на уровне 15...30Си80±2С.
При заданных расходах теплоносителей и установившемся тепловом режиме определялись значения температур, давлений жидкости и воздуха на входе и выходе из теплообменника; величины атмосферного давления и температуры окружающего воздуха на входе в расходомерный коллектор.
По полученным экспериментальным данным определялось количество тепла, передаваемое теплообменником xl сжРж ж vac.Bx — ж.вых ) где сж- теплоемкость жидкости при средней температуре ее в охладителе, кДж/кг-К; рж- плотность жидкости при средней ее температуре в охладите ле, м /кг; Уж - объемный расход жидкости, м /кг; /ж вх и ґж#ВЬІХ - температуры жидкости соответственно на входе и выходе в теплообменнике, С.
Определение изменения теплоотдачи дизеля в систему охлаждения от температуры ОЖ на режиме номинальной мощности
Целью экспериментальных исследований являлось получение исходных данных для оценки системы жидкостного охлаждения. При этом исследовались: - зависимость теплоотдачи в СЖО от температуры ОЖ; - влияния температуры ОЖ на токсичность ОГ дизеля;
Данные задачи были выполнены в ходе моторных испытаний по уточнению мощностно - экономических показателей и возможностей форсирования образца нового трехцилиндрового дизеля ВМТЗ, разработанного на базе серийного дизеля с воздушным охлаждением.
Блок цилиндров с рубашкой охлаждения экспериментального дизеля, установлен на картере коленчатого вала базового дизеля. На левой стороне блока цилиндров выполнен канал подвода охлаждающей жидкости к верхней зоне каждого цилиндра. Сверху головок цилиндров размещена труба отвода ОЖ. Головки цилиндров, выполненные из алюминиевого сплава, индивидуальные на каждый цилиндр, крепятся к картеру коленчатого вала анкерными связями. Последние формируют остов двигателя и уплотняют прокладки, установленные между рубашкой охлаждения и головкой цилиндра с одной стороны, и рубашкой охлаждения и картером, с другой.
Вентилятор системы охлаждения металлический, 4-х лопастной (диаметр 460 мм). Жидкостный насос - от дизеля Д240 ММЗ с диаметром рабочего колеса 90 мм. Насос и вентилятор расположены на одном валу. Частота вращения вала при номинальной частоте вращения коленчатого составляет 2660 мин"1. Охладитель охлаждающей жидкости алюминиевый, трубчато-ленточный; охладитель наддувочного воздуха (ОНВ) воздухо-воздушный, алюминиевый, пластинчато - ленточный; охладитель моторного масла в виде оребренной алюминиевой трубки длиной 287 мм установлен перед охладителем охлаждающей жидкости и ОНВ. Термостат марки ТС-107 (температура начала открытия клапана 75С).
Испытания двигателя проводились на моторном стенде, оснащенным балансирной машиной «Rapido» и контрольно-измерительными приборами по ГОСТ 14846-81. В ходе экспериментов моторная установка в зависимости от целей испытаний оборудовалась согласно программы-методики предстоящих работ. Расходы топлива и воздуха измерялись расходомерами AVL 7030 и РГ-400 с погрешностями ± 0,5 и ± 1 %, соответственно. Компенсация пульсаций во впускной системе осуществлялась успокоительным ресивером. Частота вращения регистрировалась цифровым тахометром ТЕСА с классом точности 0,02. Температуры воздуха на впуске определялась с помощью термопар ХК, подключенных к потенциометру ЭПВ2-14 класса точности 0,5. Температуры ОГ до и после турбокомпрессора — термопарами ХА и прибором КПВ1-513 класса точности 0,5. Давления воздуха после расходомера, ОГ и картерных газов контролировалось по пьезометру. Барометрическое давление измерялось барометром-анероидом БАММ-1. Установочный угол опережения впрыска топлива определялся стробоскопом AVL. Испытательское оборудование проходило регулярную поверку, а методы измерений и обработки экспериментальных данных отвечали требованиям ГОСТ 18509-88.
В процессе испытаний использовалось дизельное топливо марки «Л» по ГОСТ 305-82 и моторное масло МЮ-Д(м) по ГОСТ 8581-78. Их фракционный состав контролировался в центральной заводской лаборатории ВМТЗ.
Для определения теплоотдачи двигателя в ОЖ радиатор СО помещались в бак с циркулирующей водопроводной водой. Циркуляция ОЖ в" дизеле обеспечивалась штатным жидкостным насосом, расход регулировался краном 9. Для обеспечения наиболее эффективного охлаждения моторного масла его охладитель (алюминиевая труба с накатанным оребрением конструкции ОАО «ВМТЗ») был также помещен в другой бак с циркулирующей водопроводной водой. Схема экспериментальной установки приведена на рис.4.1. 90 т охлахдйющ&і жиікоагь 10X1,
Охлаждение наддувочного воздуха осуществлялось воздухом, подаваемым 4 - лопастным вентилятором системы охлаждения 4. Для имитации аэродинамического сопротивления воздушного тракта системы охлаждения при испытаниях использовались дополнительные радиаторы охлаждающей жидкости и моторного масла без подключения к системам двигателя. Расход охлаждающей жидкости определялся с помощью турбинного датчика расхода жидкости ТДР-14 и преобразователя (усилителя) ПЧ-1, расход моторного масла - шестеренчатым расходомером СШУ-25-6.
Дня повышения температуры ОЖ, в том числе на частичных режимах, термостат ТС-107 заменялся перепускным краном, позволяющим регулировать циркуляцию ОЖ через блок цилиндров и радиатор.
