Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ состояния вопроса и задачи исследования 7
1.1. Пути улучшения топливно-экономических и экологических показателей работы двигателя 7
1.2. Оптимальный температурный режим работы двигателя 14
1.3. Особенности работы двигателя на газовом топливе 26
1.3.1. Анализ выполненных исследований по теме диссертации 26
1.3.2. Критический анализ газовых систем питания 28
1.3.3. Особенности рабочих процессов 31
1.3.4. Анализ экологических и экономических параметров 34
Задачи исследования: 36
2. Комплекс математических моделей влияния температуры двигателя на его топливно-зкономические показатели 37
2.1. Модель процесса газообмена при регулируемом теплообмене на впуске 38
2.2. Модель расчета теплообменника системы впуска 53
2.3. Модель прогнозирования и оценки влияния температуры охлаждающей жидкости на топливно-экономические и энергетические показатели работы
двигателя с искровым зажиганием 57
Выводы 75
3. Методика экспериментальных исследований и применяемое оборудование 76
3.1 Общая методика исследований 76
3.2 Объект испытания, экспериментальная установка, измерительная аппаратура 78
3.3 Методика исследования влияния локальных температур системы охлаждения на основные показатели работы ДВС 83
3.4 Погрешность измерений 92
4. Результаты экспериментальных исследований 95
4.1. Наполнение цилиндра 95
4.2. Механические потери 97
4.3. Мощность и экономические показатели работы двигателя 99
4.4. Тепловое состояние двигателя 107
4.5. Регулировочные и другие испытания двигателя 108
Комплексная система охлаждения 112
Практическая реализация и экономическая эффективность Результатов исследований 114
Выводы 118
Литература
- Пути улучшения топливно-экономических и экологических показателей работы двигателя
- Критический анализ газовых систем питания
- Модель процесса газообмена при регулируемом теплообмене на впуске
- Объект испытания, экспериментальная установка, измерительная аппаратура
Введение к работе
Среди источников энергии XXI века важнейшая роль отводится поршневым двигателям внутреннего сгорания. Обладая рядом преимуществ, в первую очередь компактностью по сравнению с атомными (ядерными) источниками энергии; высокой топливной экономичностью по сравнению с газотурбинными ДВС. Поршневые двигатели в настоящее время занимают господствующее положение в транспортной энергетике, и их общая мощность в несколько раз превышает установленную мощность всех электростанций.
Развитие современного двигателестроения связано с форсированием удельной мощности двигателей, улучшением топливно-экономических и экологических показателей и сопровождается дальнейшим ростом теплонапряженно-сти основных деталей, образующих камеру сгорания, что обусловлено изменением условий теплообмена. Расширение температурных пределов цикла увеличивает тепловые нагрузки на основные детали и способствует увеличению концентрации вредных веществ в выпускных газах.
Большинство современных двигателей имеют тепловое состояние, близкое к наилучшему, только на номинальных режимах работы. Однако даже на этих режимах температуры деталей и систем ДВС не принимают оптимальные значения с точки зрения экономичности. Это связано, со стремлением получить запас по температурам деталей на случай отклонения параметров системы охлаждения. В случае частичных нагрузок, на которых в основном и работают автомобильные двигатели, отклонения температур деталей и систем ДВС от оптимальных значений возрастают, вследствие несовершенства управления температурным режимом двигателя.
Улучшение экологических показателей (решения задачи по выполнению норм ЕЭК ООН по токсичности Euro 3 и Euro 4) при сгорании бензина в ДВС с искровым зажиганием в настоящее время не возможно без применения нейтрализаторов ОГ [48, 58]. Как показывают исследования снижение токсичности
5 возможно применением альтернативного вида топлива [6], что требует дальнейшего исследования.
Не смотря на большое число исследований посвященных изучению влияния на топливно-экономические и экологические показатели автомобильных двигателей с искровым зажиганием комплексного (системного) подхода к решению данных проблем не было применено.
Одним из направлений снижения содержания вредных веществ в отработавших газах и улучшения топливно-экономических показателей автомобильных двигателей является усовершенствование рабочего процесса путем применения альтернативного топлива и оптимизации температурного режима систем и деталей двигателя.
Цель работы
Целью данной работы является расчетно-теоретические и конструкторские исследования по улучшению топливно-экономических и экологических показателей работы автомобильного двигателя с искровым зажиганием путем применения альтернативного топлива и обоснования оптимальных температурных режимов его систем.
Научная новизна работы
Методика совершенствования системы топливоподачи регулированием температуры свежего заряда на различных режимах работы.
Комплекс математических моделей, позволяющих оценить влияние температур систем охлаждения и питания на мощностные и топливно-экономические показатели двигателя с искровым зажиганием при работе на газовом топливе.
Алгоритм вычисления эффективных показателей двигателя с искровым зажиганием при изменении его теплового, скоростного и нагрузочного режимов.
Практическая ценность работы:
Разработаны рекомендации по улучшению основных показателей работы автомобильного двигателя УЗАМ 3317 при работе на различных нагрузочных и скоростных режимах.
Разработана система охлаждения, обеспечивающая оптимальный тепловой режим систем и деталей двигателя внутреннего сгорания.
Предложен для научных исследований и внедрен в учебный процесс комплекс конструкторско-технологических решений, позволяющих оценить технико-экономические и экологические показатели, а также рассчитать тепловой баланс двигателя.
Зависимости, полученные путем экспериментально-теоретического исследования, рекомендуются для прогнозной оценки влияния параметров двигателя, работающего на газовом топливе, и выбора рациональных конструктивных и регулировочных решений.
На защиту выносятся следующие положения и основные результаты:
Математическая модель позволяющая оценить влияние температур систем охлаждения и топливоподачи на мощностные и топливно-экономические показатели двигателя с искровым зажиганием при работе на газовом топливе.
Система охлаждения, обеспечивающая оптимальный тепловой режим систем и деталей двигателя внутреннего сгорания.
Зависимости, полученные путем экспериментально-теоретического исследования, оценивающие влияния параметров двигателя, работающего на газовом топливе, и выбора рациональных конструктивных и регулировочных решений.
Результаты стендовых исследований влияния температуры охлаждающей жидкости и температуры свежего заряда на топливно-экономические и экологические показатели.
Рекомендации по улучшению основных показателей работы автомобильного двигателя УЗАМ 3317 при работе на сжиженном нефтяном газе на различных нагрузочных и скоростных режимах работы двигателя.
Пути улучшения топливно-экономических и экологических показателей работы двигателя
Двигатель внутреннего сгорания, преобразуя химическую энергию топлива в тепловую газов в цилиндре двигателя, затем в механическую энергию вращения KB, совершает полезную работу. Но если принять теоретически возможную работу двигателя за 100%, то коэффициент преобразования ее в полезную работу, или эффективный КПД, в современных бензиновых двигателях достигает 25-33%, в дизелях 35-40%, в газовых двигателях 23-30%. [24, 46, 107].
Задача усовершенствования организации рабочих процессов, конструкции и технической эксплуатации для решения проблемы повышения топливной экономичности и экологической безопасности поршневых ДВС является актуальной.
Усовершенствование организации рабочего процесса возможно путем увеличения значений индикаторных показателей, уменьшения отвода теплоты и снижения затрат мощности на механические потери.
Повышение индикаторного КПД возможно за счет улучшения процессов смесеобразования и сгорания топлива, улучшением характеристик топливопо-дачи, совершенствованием процесса газообмена, сокращения потерь теплоты в процессах сгорания и расширения и т.д. [4, 18, 46, 118, 123].
Влияние смесеобразования на работу двигателя не однозначно. При работе двигателя на бедных смесях сопровождается снижением температуры пламени и увеличенной потерей теплоты в стенки цилиндра. Вместе с тем происходит более полное сгорание топлива [38]. По другим источникам использование бедных смесей связано с ухудшением условий поджигания заряда, снижением скорости и полноты его сгорания. Увеличение є способствует эффективному сгоранию бедных смесей и известно давно [14, 15]. Турбулизация заряда является средством подавления детонации и в совокупности с высокой є позволяет существенно улучшить ТЭ [95]. Ухудшение условий воспламенения бед ных смесей обусловлено увеличенной теплоотдачей от очага зажигания, превосходящей в ряде случаев теплоту сгорания [20]. Повышение температуры заряда позволит снизить теплоотдачу фронта пламени.
В реальном ДВС величина этих параметров определяется условиями сгорания и бездетонационной работой. Обеспечение удовлетворительных показателей горючей смеси сопряжено с нестабильностью образования и развития первичного очага пламени, увеличиваются при прикрытии ДЗ из-за возрастания количества остаточных газов, уменьшения плотности и турбулентности заряда.
Допустимые по условиям устойчивой работы и антидетонационной стойкости двигателей а и є в современном двигателе показано на рис. 1.1 [95]. С повышением є граница неустойчивой работы двигателя смещается в сторону обеднения смеси. Введение турбулизации заряда сопровождается повышением антидетонационных свойств двигателя и смещением предела устойчивой работы в область более бедных смесей.
Автомобильные ДВС до недавнего времени работали преимущественно в области а = 0,80.. 0,95. Такой регулировке соответствует высокое содержание СО и СЯ в ОГ и относительно низкое - NOx (рис. 1.2) [54].
Обеднение горючей смеси до a =1,0..1,1 сопровождается возрастанием максимума NOx при умеренном содержании СО и СтНп в ОГ. Дальнейшее обеднение смеси соответствует уменьшению выбросов СО, умеренному выбросу NOx и повышенному содержанию СтНп. Кинетика образования NOx может быть объяснена с помощью модели Я.Б. Зельдовича. Модель позволила провести параметрический анализ различных характеристик двигателя при оптимальном регулировании угла опережения зажигания [64].
Она учитывала три этапа: пограничную зону, сгоревшую и несгоревшую части заряда. Разбавление смеси рециркулирующими газами вызывает замедленное ее сгорание, повышение циклической нестабильности и уменьшение индикаторного КПД rjt (рис. 1.3).
Максимальный выброс NOx соответствует а=1.05 при отсутствии в свежем заряде рециркуляционных отработанных газов (РОГ). Обеднение горючей смеси с а=1,0 до 1.67 при отсутствии РОГ сопровождается уменьшением NOx (сплошные линии) практически пропорциональное снижение ge и понижение температуры ОГ. Обеднение горючей смеси при х=1,0 введением РОГ до 20,0% (пунктирные утолщенные линии) сопровождается уменьшением выбросов NOx также снижением ge и температуры ОГ. Смещение рабочего диапазона а с 0,80.. 0,94 до а 1.0 и связанное с этим снижение ge на 4.. 6% [55, 153]
Критический анализ газовых систем питания
ГБО второго поколения рис 1.11 представляют собой усовершенствованный вариант систем первого поколения. Благодаря управлению системами с помощью микропроцессорных устройств они имеют следующие преимущества: устойчивая работа двигателя на холостом ходу; точное и стабильное дозирование газа; оптимальный состав горючей смеси на всех режимах работы двигателя.
Десять лет назад в индустриально развитых странах был осуществлен переход от карбюраторных систем питания автомобильных двигателей к инжекторным: механическим и электронным. В России с недавних пор также налажено производство автомобилей с системами впрыска бензина, что позволило повысить мощность двигателей, снизить расход топлива и выброс вредных веществ. Появление на российских дорогах усовершенствованных инжекторных моделей отечественных автомобилей вызвало необходимость перехода к ГБО второго поколения, которое можно было бы устанавливать и на эти автомоби
Голландская компания KOLTEC, объединившись с фирмой NECAM, разработала систему впрыска сжиженного нефтяного газа MEGI (Multipoint Electronic Gas Injection). Схема соединений элементов системы показана на рис. 1.12.
В этой системе газ подается через форсунки, расположенные в непосредственной близости от впускных клапанов, в отличие от предыдущих систем первого и второго поколений, в которых газ смешивается с воздухом в смесителе, находящемся в воздушном тракте. Таким образом, до минимума снижена возможность нежелательного явления - заполнения впускной трубы и дроссельного узла взрывоопасной топливовоздушной смесью, что в системах предыдущих поколений являлось основной причиной хлопка при неисправности в системе зажигания.
Система MEGI в отличие от прочих обеспечивает лучшие динамические характеристики автомобиля и пониженный расход газа. Подача газа (впрыск) осуществляется в испаренном виде.
Основные достоинства системы MEGI: выброс вредных веществ не превышает допустимого уровня токсичности отработавших газов по нормам ЕВРО-3; отсутствие эффекта хлопка; точное дозирование газа; высокая надежность и экономичность.
Основная часть сжиженных газов, получаемых из нефтяных газов, состоит из предельных углеводородов парафинового ряда — пропана и бутана. Характеристика и состав СНГ существенно влияет на устойчивую работу двигателя. В табл. 3 прил. 1 приведены составы сжиженных газов, применяемых как топливо (ГОСТ 10196). В сжиженных газах, используемых как топливо для двигателей, желательно возможно меньшее содержание примесей, состоящих из тяжелых легко полимеризующихся углеводородов типа бутадиена (дивинила), способствующих смолообразованию. Для полного сгорания горючей смеси изменение компонентного состава СНГ должно сопровождаться подачей различного количества воздуха [54].
При недостатке кислорода (а 1) тепловой эффект реакции понижается. Согласно данным [24] теплота сгорания для воздушных стехиометрических смесей жидких топлив и сжиженных газов (Сб#8 и Сф#ш) на 8—9% выше, чем для СЩ и на 13—14% выше, чем для fy. Характерно, что с увеличением а теплота сгорания горючих смесей газообразных топлив уменьшается, не так значительно, как жидких. Так при а=1 теплота сгорания смесей бензина и СН$ различается на 8,8%, а при а=2 на 4,7%.
Различие значений а между цилиндрами более 1.0% заметно снижает эксплуатационные характеристики двигателя по отношению к оптимальным их значениям [33]. Количественные оценки в работе не приведены. Неравномерность распределения смеси может быть критерием для оценки степени совершенства конструкции ГБО.
Изменение содержания пропана в смеси СНГ на 1,0% сопровождается имением расхода топлива на величину 0,124.. 0,138. В свою очередь изменение его начальной температуры от 0 до 600С вызывает увеличение теплоты сгорания единицы массы примерно на 1%[22]. Поэтому зависимостью теплоты сгорания от температуры в теплотехнических расчетах рабочих процессов двигателей обычно пренебрегают, так как требуемая точность этих расчетов допускает такую ошибку. Влияние давления сказывается еще меньше, чем влияние температуры, и им также можно пренебречь.
Значительным и практически важным в условиях работы двигателей внутреннего сгорания является влияние давления на температуру самовоспламенения. С увеличением давления температура самовоспламенения значительно уменьшается, особенно для тяжелых углеводородов. Так, для С Нп при увеличении давления топливовоздушной смеси с 0,1 до 1 МПа температура самовоспламенения уменьшается почти на 300 С [22]. По температуре самовоспламенения газовые топлива, как и бензин, относятся к категории легких топлив, используемых в двигателях с принудительным зажиганием.
Автор [19] считает, что основным препятствием на пути эффективного использования СНГ в качестве моторного топлива является увеличенная продолжительность индукционного периода при воспламенении и относительно медленное распространение пламени. Подобное утверждение носит неоднозначный характер.
Основные нарушения показателей газовых двигателей на режимах пуска и прогрева, а также на режимах XX обусловлены неидентичностью последовательных рабочих его циклов. На эту особенность указывают [13, 28, 33]. Неидентичность связана со взаимным влиянием большого числа факторов характерных для конкретного типа двигателя и технического его состояния, впускного и выпускного тракта, системы зажигания, газораспределительного механизма и ЦПГ.
При работе двигателя на СНГ отмечено снижение величины Ме в среднем на 15,0%, что связано низкой удельной теплотой сгорания по сравнению с бен зином ниже на 4.. 6 %, и частично с обеднением а, а также повышенным сопро тивлением впускного коллектора. Для двигателей ЗИЛ, работающих на газовых смесях пропан-бутан ц& = 0,26.. 0,3 [19].
Высокое содержание элементарного водорода в составе газового топлива обуславливает низкие пусковые качества двигателей, из-за повышенного образования водяных паров и наблюдается шунтирование [22].
Оптимальные значения ()заж при работе на бензине на 8 ближе к верхней мертвой точке (ВМТ) из-за более высоких скоростей горения бензина и опасности возникновения детонации [56].При оптимальных Q3aJIC температура поршня при работе двигателя на бензине или СНГ практически одинакова, а при увеличении Q3aoic на бензине резко увеличивается. Температура ОГ при работе на СНГ на 35С ниже, чем при работе на бензине [56].
Модель процесса газообмена при регулируемом теплообмене на впуске
Рассмотрим организацию газообмена двигателя с регулируемым подводом теплоты на впуске. За основу взята модель P.M. Петриченко [118], описывающая непрерывно меняющиеся в процессе газообмена параметры состояния рабочего тела. Данная модель описывает процесс впуска двигателя, и не учитывает особенностей разработанной конструкции системы топливоподачи при регулируемом теплообмене (рис 2.1). Во время свободного выпуска уменьшается масса рабочего тела, находящегося в цилиндре, падает давление и, как следствие, меняется температура. То же самое наблюдается при наполнении цилиндра свежим зарядом. Характерной особенностью процесса газообмена, таким образом, является протекание процессов при A#const. При этом наряду с переменностью массы рабочего тела следует предположить отсутствие термического равновесия между зарядом и стенками.
В общем случае будем считать, что рабочее тело, участвующее в газообмене двигателя, обладает свойствами реального газа, т. е. близко к состоянию насыщения. Не будем накладывать никаких ограничений на развитие процесса газообмена. Будем считать, что в этом процессе переменны как давление р , так и объем цилиндра V температура рабочего тела Т.
Используем первое начало термодинамики переменной массы. Теплота, подведенная к рабочему телу, и поток энтальпии, поступающие в цилиндр (покидающие его) вместе с потоком массы, идут на изменение внутренней энергии рабочего тела и совершение ими внешней работы: iodM = d(Mu) +pdV + dQw (2.1.1) где iff- энтальпия рабочего тела, поступающего в цилиндр в процессе зарядки или покидающая его при выпуске (г); dM - элементарная масса рабочего тела; М -масса рабочего тела в цилиндре; и - удельная внутренняя энергия рабочего тела; р - давление рабочего тела в цилиндре; -изменение объема цилиндра; dQw - теплота, полученная (отданная) рабочим телом в результате теплообмена.
Преобразуем уравнение (2.1.1.), Помня, /0 = срТ0 ,а и = cvT. Здесь ср и Су соответственно изобарная и изохорная теплоемкости; Т0 - температура рабочего тела, поступающего в цилиндр; Т - температура рабочего тела в цилиндре. Тогда:
Уравнения (2.1.5) и (2.1.5а) связывают относительные изменения массы и объема цилиндра, а также условия теплообмена с относительным изменением давления в цилиндре в процессе газообмена.
Для получения выражения, удобного при интегрировании, правую и левую части уравнения (2.1.5) разделим на элементарный угол поворота коленчатого вала dtp , в течение которого происходит изменение массы dM, объема dV и теплоты dQw. Тогда:
Величины, входящие в правую часть уравнения (2.1.6), а именно cT0d\nM , 7dlnM N , dlnV — (или к при выпуске), равно как и к для бесконечно суТ d p dq dtp малого угла поворота d(p, определяются исходя из геометрии КШМ и др. факторов. На этом остановимся ниже.
Рассмотрим член —— —. По определению Qw - теплота, подведенная МсуТ d p к (отведенная от) рабочего тела вследствие теплообмена с поверхностью камеры сгорания КС. Величина МсуТ - текущий запас внутренней энергии рабочего тела, сосредоточенный в цилиндре двигателя. Отношение — = St есть мо McYT дифицированное число Стэнтона, тогда: р =P 1 (2.,.7) МсуТ d p dtp г) R На основании уравнений состояния газа - — = —, Майера R = cp-cv, теплопередачи dQw = aF(T W) Преобразуем (2.1.7): (jt_l)fg(r-r.) (2.,.8) d(p V 6n где a - мгновенное значение коэффициента теплоотдачи путем конвекции, по текущей поверхности F; Т— текущая температура газа в цилиндре; Tw -текущая температура стенок цилиндра; п - частота вращения коленчатого вала.
Отношение поверхности F к объему цилиндра равно: (D + H + TTDH 4 F 2 F _ 4 V TtD2 „ DH H где D — диаметр цилиндра; H - расстояние от днища поршня до крышки цилиндра.
В результате уравнение (2.1.8) примет вид:
И так, последний член дифференциального уравнения скорости изменения давления в цилиндре при газообмене (2.1.6), учитывающий изменения конвективного теплообмена в цилиндре, зависит от геометрических размеров цилиндра, текущего положения поршня, свойств рабочего тела, условий работы двигателя, температуры тела в цилиндре и условий теплообмена (а). Текущие значения коэффициента теплоотдачи а определяются гидродинамикой движения заряда в цилиндре.
Объект испытания, экспериментальная установка, измерительная аппаратура
Экспериментальное исследование проводилось в лаборатории кафедры ДВС и теплотехники СПбГАУ. Установка для исследования показателей рабочего процесса и экологических показателей создана на базе бензинового двигателя УЗАМ 3317 Ульяновского моторного завода заводской №331700X0108460 в комплекте с цифровым трехрежимным октан-корректором ОКТАН 4Е-02 (заводской №5060381074). Стенд оснащен системами, обеспечивающими его функционирование при всех режимах испытании, а также контрольно-измерительной и регистрирующей аппаратурой, позволяющей контролировать и регистрировать все необходимые для работы и проведения исследования параметры двигателя и его систем (системы топливоподачи, охлаждения и т.д.).
Основные технические данные двигателя: Тип Четырехтактный, поршневой, бензиновый Число цилиндров 4 Диаметр цилиндра и ход поршня, мм 85x74,9 Рабочий объем, л 1,7 Степень сжатия 8,5 Номинальная мощность, кВт (л.с.) 62,5 (85) при частоте вращения коленчатого вала, мин"1 5400 удельный расход топлива, г/(кВт-ч) 320 Максимальный крутящий момент, Н-м 130,4 при частоте вращения коленчатого вала, мин 1 3200 Охлаждение жидкостное
Двигатель был обкатан в объеме, установленном технической документацией на обкатку двигателей, утвержденной в установленном порядке.
Для испытания двигателя УЗАМ 3317 в лаборатории ДВС СПбГАУ был смонтирован стенд, который оснащен следующими системами и оборудованием: рис 3.1, 3.2.
Стенд для испытания двигателя был оборудован электротормозной установкой КИ 5543 производства ГОСНИТИ ТУ 70.0001.72-79, в табл.1 (прил. 1) приведена его краткая техническая характеристика.
Стенд был оборудован приборами для снятия индикаторной диаграммы; для контроля и измерения крутящего момента двигателя, частоты вращения коленчатого ДВС, расхода топлива, воздуха и газа, температур охлаждающей жидкости и масла, температуры отработавших газов и воздуха на впуске, противодавления на выпуске, давления масла в соответствии с ГОСТ 14846-81 [40].
Управление двигателем, электротормозной установкой и контроль работы систем установки осуществляется с дистанционного пульта управления (рис. 3.3).
На пульт управления выведены: кнопки регулирования сопротивления в обмотках ротора (погружения электродов жидкостного реостата) кнопки регулирования частоты вращения электродвигателя который вращает насос системы охлаждения; рычаги акселератора и управления воздушной заслонкой; контрольные лампы: включения стенда, полного выгружения электродов жидкостного реостата, подачи напряжения на обмотки электродвигателя (ЭДВ) стенда и минимального сопротивления реостата ЭДВ системы охлаждения, приборы: ОКТАН-4-02 для измерения числа оборотов и тока в цепи системы зажигания ДВС, определения и изменения угла опережения зажигания относительно установленного, комплекс для снятия индикаторной диаграммы и остальная аппаратура, необходимая для работы двигателя и сигнализации его параметров.
Двигатель соединен о электротормозной установкой через коробку передач (КП) при помощи карданного вала, обеспечивающего компенсацию несоосности валов вторичного КП и тормоза. КП служит понижающим редуктором, и позволяет снять характеристику ДВС на номинальных оборотах, превышающих допустимые значения (предельные) для асинхронной машины.
Система жидкостного охлаждения. Система охлаждения двигателя -жидкостно-водяная, открытого типа, включающая в себя: первый контур - рубашку охлаждения двигателя, центробежный насос с независимым приводом через клиноременную передачу от электродвигателя; расширительный бачок, радиатор, вентиль; второй контур - радиатор находится в герметичном баке, в который подводится вода из системы водоснабжения, омывая трубки, вентиль, расходомер жидкостный, трубопроводы подвода и отвода воды. Следует отметить, что в отличие от штатной системы охлаждения двигателя, наряду с термостатом перед радиатором установлен вентиль, осуществляющий корректировку установочной рабочей температуры первого контура СО, грубая регулировка температуры в первом контуре осуществляется с помощью вентиля, изменяю 82 щего расход водопроводной воды через второй контур жидкостно-водяного охлаждения. Регулировкой производительности насоса СО поддерживается постоянная разница температур охлаждающей жидкости между выходом из рубашки охлаждения ДВС и входом в нее. Производительность насоса варьируется частотой вращения электродвигателя, управление которым выведено на пульт дистанционного управления.
Контроль над тепловым состоянием двигателя осуществляется с помощью стандартной хромель-копелевой термопары, установленной в патрубке отвода ОЖ из двигателя, для вывода показаний которой используется потенциометр 2ТРМ0А-ТС/ТП (класс точности 0.5), установленный на пульте дистанционного управления.
Система смазки двигателя. Штатная масляная система двигателя, включающая в себя: масляный картер; масляный насос, установленный в картере двигателя; масляный фильтр; систему масляных каналов.
Отличающаяся тем, что для контроля над работой системы, в главном масляной магистрали на место датчика аварийного давления масла установлен механический датчик давления масла, расположенный на пульте дистанционного управления двигателем. Установлен теплообменник масла между фильтром и его креплением для поддержания необходимой температуры системы смазки Температурный режим системы смазки контролировался в картере двигателя и после теплообменника (в главной масляной магистрали) двумя термопарами ХК, для вывода показаний использовался двухканальный потенциометр 2ТРМ0А-ТС/ТП (класс точности 0.5) .
