Расчетно-теоретические методы оценки эффективности систем воздушного охлаждения дизелей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Расчетно-теоретические методы оценки эффективности систем воздушного охлаждения дизелей

Специальность 05.04.02 - Тепловые двигатели

Саибов Абдуназар Алиевич

Cанкт- Петербург - Пушкин - 2010



Работа выполнена на кафедре “Ремонт машин и технология металлов” Таджикского аграрного университета.

Официальные оппоненты: Зуев Анатолий Алексеевич, доктор технических наук, профессор

Куколев Максим Игоревич, доктор технических наук, профессор

Безюков Олег Константинович, доктор технических наук, профессор

Ведущее предприятие: ОАО «Владимирский моторо-тракторный завод»

Защита состоится «24» сентября 2010 года в 13.30 часов на заседании диссертационного совета Д 220.060.05 при Санкт-Петербургском государственном аграрном университете по адресу: 196601 г. Санкт-Петербург-Пушкин, Петербургское ш., 2, ауд.2.529

E-mail: uchesek@spbgau.ru

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного университета

Автореферат разослан «__» _______ 2010 года.

Отзыв на автореферат,заверенный печатью организации, просим направлять по указанному адресу.

Ученый секретарь диссертационного совета,

профессор, доктор технических наук Т.Ю.Салова



Общая характеристика работы

Актуальность проблемы. Снижение уровня тепловой напряженности деталей двигателей с воздушным охлаждением (ДВО), находящихся в непосредственном соприкосновении с горячими газами, представляет одну из важных, трудноразрешимых проблем. Реальная близость верхнего уровня температуры цилиндров, поршней и головок цилиндров к предельным значениям сдерживает дальнейшее форсирование ДВО и отрицательно сказывается на показателях надежности в условиях жаркого климата. Не меньшее значение имеет снижение неравномерности распределения тепловых потоков по поверхностям перечисленных деталей, вызывающей различные по величине термические деформации, износы и прочие дефекты.

Несмотря на это ДВО продолжают успешно применяться, хотя их относительное количество в общем выпуске двигателей внутреннего сгорания (ДВС) уменьшилось. Однако, органические эксплуатационные преимущества этих двигателей будут и далее побуждать разработчиков и производителей к дальнейшему совершенствованию дизелей этого типа.

Проблема достижения высокого технического уровня дизелей с воздушным охлаждением заключается не только в совершенствовании конструкции и технологии производства, но и в уточнении и дополнении известных теоретических положений. Прогресс в теории газовой динамики и процессов теплопереноса позволяет отказаться от эмпирических и полуэмпирических, а порой и ошибочных положений и выдвигает на передний план создание методов расчета систем охлаждения с позиций эффективного использования теплоты сгорания топлива.

Настоящая диссертационная работа посвящается решению проблем, которые способствуют повышению эффективности систем охлаждения ДВО, что делает эту задачу актуальной.

Цель исследования - повышение эффективности работы систем воздушного охлаждения дизелей.

Объекты исследования - дизели с воздушным охлаждением.

Научную новизну представляют:

- метод формализации теплоотдачи в виде симметричных пульсаций интенсивности теплообмена между стенками и рабочей средой в любой фазе термодинамического цикла;

- метод анализа влияния кинематики и динамики движения воздушного потока в межреберных каналах цилиндров на теплоотдачу;

- математическая модель движения воздушного потока в межреберных каналах головки цилиндров;

- усовершенствованная методика определения конструктивных параметров камеры сгорания и системы охлаждения дизеля для обеспечения желаемого характера протекания рабочего процесса и теплопередачи;

- формализованная схема анализа параметров движения воздушного потока на трассе от вентилятора до входа в межреберные каналы цилиндров и их головок на теплопередачу;

- закономерности изменения теплофизических свойств воздушного потока при его движении в системе воздушного охлаждения дизелей.

Практическая ценность работы:

- в определении оптимального отношения l/h, обеспечивающего повышение числа Нуссельта (Nu) более чем в два раз, соответственно, улучшение эффективности теплообмена на границе «стенка- охлаждающая среда(воздух)»;

- метод оценки эффективности теплопередачи, обеспечивающий объективный прогноз технического уровня систем охлаждения на стадии проектирования дизелей;

- рекомендации по совершенствованию конструкций систем воздушного охлаждения дизелей;

- опытные образцы с эффективными системами воздушного охлаждения дизелей.

На защиту выносятся следующие результаты и основные положения работы:

- обобщенный метод анализа теплопередачи от рабочего тела в стенки деталей, образующих камеру сгорания, учитывающий влияние их теплофизических свойств и толщины на осредненный коэффициент теплоотдачи, позволяющий обходиться без традиционного теплообменного эксперимента;

- формализованная схема анализа параметров движения воздуха на трассе от вентилятора до входа в межреберные каналы цилиндров и их головок, с выделением, с учетом турбулентности, факторов, влияющие на динамику движения воздуха и теплообмен,;

- математическое описание движения потока в межреберных каналах головки цилиндров и теплообмен с охлаждающей средой, схематизация течения идеального газа в призматическом канале, образованном симметрично расположенными ребрами соседствующих головок;

- математическая модель движения потока в межреберных каналах цилиндров и теплообмен с охлаждающей средой, которое допустимо рассматривать как движение идеального газа в призматических каналах в полярной системе координат лишь в случае, когда параметры ребер по всему периметру окружности неизменны, и каждый из них снабжено дефлектором; во всех других случаях схематизация потока должна производиться применительно к отдельным (характерным) участкам тракта, но с учетом приоритета сопротивления в минимальном проходном сечении;

- осевой вентилятор с заданным продольным профилем в форме соплового аппарата, состоящего из конфузора в направляющем аппарате, переходящего в диффузор в нагнетательном участке. Цель - устранение обратных токов и вредного влияния втулочного характера движения потока воздуха в подкожухном пространстве;

- система воздушно-масляного охлаждения, обеспечивающая нормальное функционирование дизелей 4Ч10.5/12.0 форсированных по среднему эффективному давлению до 1.6 МПа.

Реализация работы. Основные теоретические положения и методология оценки эффективности теплопередачи и разработанные в ходе исследований элементы конструктивных решений системы воздушного охлаждения дизелей переданы в ГСКБ по дизелям малого литража ОАО «Владимирский моторо - тракторный завод» (ВМТЗ) для производственного использования.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и получили одобрение на международных научно - технических конференциях Владимирского государственного университета и Санкт-Петербургского аграрного университета в 1989г., 1992г., 1993г., 1997г., 2008-2009 г.г., а также на ежегодных научных конференциях ТАУ 1978 - 2009г.г.

Публикации. Основное содержание диссертации отражено в 27 научных статьях и 1 монографии, общим объемом более 20 п. л.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, 5 глав, общих выводов, библиографического списка и приложений, изложенных на 392 стр. машинописного текста. Оно включает в себя: - 326 учетных стр. текста; - 187 рисунков; - 6 таблиц; - 224 наименования использованных литературных источников, в том числе - 45 на английском, немецком и др. языках; - 8 приложений (47 таблиц и 29 рисунков).

В главе I “Состояние проблемы и постановка задач исследования” на основе исторического анализа развития мирового моторостроения показано, что ДВО прошли довольно сложный путь становления, прежде чем они смогли составить достойную конкуренцию двигателям с жидкостным охлаждением (ДЖО).

Анализ опыта работы крупнейших фирм (Klцckner-Humboldt Deutz AG, Xaver Fendt & Co, Eicher и др.), позволяет утверждать, что ДВО достойно занимают свою нишу в общем объеме энергетических установок, применяемых в самых различных отраслях производства и оснований для отнесения их в разряд бесперспективных или малоэффективных нет. Вскрытые преимущества ДВО ведущих западноевропейских фирм и недостатки дизелей ОАО ВМТЗ, позволяющие с определенной долей оптимизма полагаться на сохранение достигнутого рейтинга при условии систематического повышения их технического уровня посредством повышения термического КПД цикла, включающего в себя:

- совершенствование рабочего процесса сокращением продолжительности впрыскивания топлива и индукционного периода использованием системы Common Rail или двухстадийного впрыскивания топлива в теплоизолированную предкамеру сгорания типа Sectional View of Two-Stage Combustion Type Cylinder Unit;

- улучшение условий газообмена применением системы High Compression Swirl;

- снижение неэффективных потерь теплоты, с помощью наддува, тепловой изоляции элементов камеры сгорания, введением дополнительно цикла Ренкина;

- устранение недостатков существующей системы охлаждения и реализация нетрадиционных технических решений.

Несмотря на многочисленность и разноплановость работ, посвященных теории и практике совершенствования методов исследования, повышения объективности и корректности оценок, а также совершенствованию конструкции систем воздушного охлаждения дизелей, имеет место серьезная проблема, заключающаяся в количественном и качественном анализе эффектов влияния характеристик теплопередающей стенки на значения экспериментальных коэффициентов теплоотдачи на различных участках теплообмена, сдерживающая повышение среднего эффективного давления до уровня 1.6 МПа.

Исследования системы воздушного охлаждения, в подавляющем большинстве, носят экспериментальный характер, а результаты, как правило, - являются решением частных задач, не предусматривающих кардинального изменения конструкции или принципов ее проектирования.

Анализ современных методов и критериев оценки технического уровня систем воздушного охлаждения показывает, что к их числу следует относить:

- удельную производительность вентилятора, которая в расчете на одну цилиндровую секцию должна составлять 425...600 м³/ч;

- удельную тепловую нагрузку на вентилятор - 14.3…16.7 (Втч)/м³;

- удельную площадь поверхности охлаждения - 0.049...0.087 м²/кВт;

- величину напора в тракте - 100...200 Па;

- величину затрат мощности на привод вентилятора - (0.03...0.07)N_e.

Процедура оптимизации существенно осложняется уже при более двух критериев, а при четырех и более критериях задача становится неразрешимой. При раздельном использовании каждого из этих критериев вытекает, что из всего ряда дизелей 4Ч10.5/12.0 в рамки требований укладываются двигатели с МПа. Однако многолетний опыт эксплуатации дизелей с МПа показывает, что технический уровень системы охлаждения удовлетворителен даже в условиях резко-континентального климата.

В становление теории теплопередачи от рабочего тела в камеру сжатия большой вклад внесли Белинкий Л.М., Брилинг Н.Р., Вошни Г., Костров А.В., Нуссельт В., Огури Т., Пфлаум В., Шиткей Г., Эйхельберг Г. и другие ученые. Обострение научного интереса к данной проблеме в последние десятилетия объясняется попытками адиабатизации термодинамического цикла применением теплоизоляционных покрытий и составных конструкций поршней и цилиндров.

Особое место в ряду исследований систем воздушного охлаждения двигателей занимают монографии Поспелова Д.Р., отличающиеся фундаментальностью теоретических подходов, наличием методик расчета и проектирования отдельных элементов и системы в целом. Вместе с тем, ряд теоретических положений устарел или в методологическом плане ошибочен; это стало сдерживающим фактором при проектировании форсированных ДВО или двигателей с повышенными тепловыми потоками в рабочем цикле.

К недостаткам существующей теории, на наш взгляд, относятся:

- схематизация теплопередачи от рабочего тела деталям, ограничивающим камеру сгорания в виде стационарного процесса с , в то время как в действительности это периодический процесс, требующий учета пульсационной составляющей;

- отсутствие критериев стационарности процесса теплопередачи, без которых невозможно вести расчеты или прогнозировать стабилизацию температурного режима на заданном уровне;

- схематизация движения в виде обтекания гладкого цилиндра безграничным потоком охлаждающего воздуха, т. е. игнорирование наличия кожуха вентилятора, дефлекторов и множества деталей, влияющих на формирование характера и режима течения газа перед цилиндрами;

- использование теории продольного обтекания безграничным потоком газа плоской пластины неприемлемо для формализации реальных процессов теплообмена между ребром и охлаждающей средой;

- не дается оценка влияния температурного пограничного слоя и изменения температуры и теплофизических свойств воздуха по мере движения и теплообмена внутри межреберных каналов;

- в существующей теории не учитывается влияние условий реальной эксплуатации на тепловое состояние дизеля, в том числе действительного состояния атмосферы и вероятности загрязнения системы охлаждения пылью и посторонними предметами, что не позволяет прогнозировать периодичность и трудоемкость ТО;

- метод конечных элементов, используемый для исследования теплонапряженного состояния деталей двигателя, хотя и весьма полезен, но не является методом оценки технического уровня систем охлаждения.

На основании выполненного обзора состояния вопроса по повышению эффективности системы воздушного охлаждения и выводов по данной главе сформулированы следующие ЗАДАЧИ исследования:

- усовершенствовать метод расчета теплопередачи от рабочего тела в стенки камеры сгорания;

- разработать метод анализа влияния кинематики и динамики движения воздушного потока на теплообмен в каналах цилиндров и их головок;

- усовершенствовать методику определения конструктивных параметров камеры сгорания и системы охлаждения дизеля для обеспечения желаемого характера протекания рабочего процесса и теплообмена;

- выполнить экспериментальные исследования по выявлению зависимости частоты вращения вентилятора на теплофизические характеристики воздушного потока;

- провести стендовые моторные испытания дизеля Д-144 с предлагаемыми вариантами конструкций систем охлаждения в экстремальных условиях;

- провести эксплуатационные испытания дизелей Д-144 на тракторе Т28Х4М в составе МТА на наиболее энергоемких операциях с модернизированной системой охлаждения дизеля, с оценкой её эффективности и надежности.

Во второй главе “Теоретические основы процессов теплообмена в дизелях. Критерии оценки и оптимизации параметров системы охлаждения” показаны современные математические методы решения задач теплопередачи, их сильные и слабые стороны, а также изложена собственная позиция. теплообмен кинематика дизель

Совокупность начальных и граничных условий называемая краевыми условиями, однозначно определяет задачу нестационарной (или стационарной) теплопроводности гильзы и поршня. Точность задания временных и пространственных краевых условий решающим образом отражается на рассчитанных температурных полях и напряжениях гильзы и поршня.

Начальные условия задаются в виде закона распределения температуры внутри тела в начальный момент времени:

, (1)

где - известная функция.

При детальном рассмотрении любого стационарного процесса теплообмена в двигателе всегда можно выделить периодические, квазипериодические и различного рода пульсации скоростей, давлений и температур. К таковым, прежде всего, необходимо отнести:

- вихревое турбулентное движение рабочего тела в камере сгорания, приводящее к стохастическим изменениям толщины вытеснения не только динамического турбулентного слоя, но и температурного, следовательно, и характера плотности теплового потока, как пространственного, так и временнуго;

- испарение капель и пленки впрыснутой дозы топлива (имеющих стохастически распределенные размеры и молекулярный состав) на стенке камеры сгорания с характерным температурным полем, распределенным в зависимости от толщины, формы и материала, которое вызывает не только вероятностно распределенную плотность теплового потока, но и влияет на его вектор;

- волновой характер изменения давления, вихревой характер движения и турбулентность газа в пристеночных слоях, а также стохастически распределенные локальные зоны очагов воспламенения и цепной характер сгорания топливовоздушной смеси являются определяющими факторами пространственного и временнуго распределения плотности теплового потока и температурного напора;

- структура конструкционного материала и наличие в нем нерастворенных примесей, размеры и ориентация зерен, дефекты кристаллической решетки, а также наличие окисной пленки вносят существенную коррекцию локальных значений и векторов теплового потока в теле детали;

- пленочное кипение на теплоотдающей стенке детали в системе жидкостного охлаждения, когда имеет место стохастическое чередование протяженности участков поверхности теплообмена, покрытых тонкой паровой пленкой, через которую перенос теплоты осуществляется, главным образом, теплопроводностью, определяет стохастический характер плотности теплового потока;

- турбулентный режим движения теплоносителя относительно теплоотдающей стенки детали в системе воздушного охлаждения, приводящий к пульсациям толщины температурного пограничного слоя и величины коэффициента аккомодации, которые определяют пространственную и временную характеристику локальной плотности теплового потока.

Пульсации характеристик теплообмена, в общем случае являются пространственно-временными, но зачастую исследователи ограничиваются пространственной задачей, что автоматически приводит решение к стационарному виду.

Методы формализации математических моделей подобных процессов многообразны. Это описание их периодическими функциями, с последующим разложением их в ряд Фурье и интегрированием (например, при обработке индикаторных диаграмм). Это может быть спектральным представлением периодического или стохастического процесса, с последующим представлением амплитудно-частотных характеристик, спектральной плотности, в котором квадрат модуля амплитудно-частотной характеристики и будет являться математической моделью процесса в операторном виде.

Адекватность математической модели теплоотдачи оценивается сопоставлением температурных полей деталей, ограничивающих камеру сгорания, полученных расчетным и экспериментальным путем.

Важность учета пульсаций и вектора плотности теплового потока в течение одного цикла заключается в том, что современное техническое обеспечение экспериментальных исследований не позволяет с достаточной точностью фиксировать подобные процессы, в силу чего часть информации оказывается скрытой от исследователя, что порой приводит к неточным или ошибочным толкованиям процессов теплопередачи. Например, используемые для регистрации температурных полей средства измерения (термопары ТХА-081, ТХА-284) имеют постоянную времени 50…60 с, а их тепловая инерционность 85…270 с. Показатель тепловой инерционности термопар ТХК-0515, при измерении температуры газа до 560 ⁰С, давлении 14 МПа и скорости его движения 40…45 м/с, равен 120 с.

Период термодинамического цикла двигателя кратен частоте вращения ведущего вала и имеет порядок 10…35 mc. Это означает, что экспериментально полученные температурные поля деталей ЦПГ оказываются существенным образом нивелированными. Поэтому нет никаких оснований для признания достоверности утверждений Кузьмина Н. А. о величине ошибки эксперимента 3% или Арипжанова М. М. - 6…7%. Очевидно, полученные исследователями результаты не в полной мере отражают действительные процессы теплопередачи, так как ограничены аппаратурными возможностями эксперимента.

Нами предлагается метод формализации закономерности теплоотдачи, в виде симметричных пульсаций интенсивности теплообмена между стенками, ограничивающими камеру сгорания и рабочим телом в любой фазе термодинамического цикла. Он предусматривается для использования, как на стадии проектирования двигателей, так и на стадии доводочных испытаний, при оценке эффективности принятых решений.

С физической точки зрения ступенчатый закон изменения коэффициента теплоотдачи представляет собой некоторый упрощенный, прямоугольный вид симметричных пульсаций интенсивности теплообмена, который может служить моделью для расчетно-аналитического описания более сложных процессов.

В нашем представлении, характеристикой действительного коэффициента теплоотдачи может являться функция , расчет которой выполняется по известным формулам:

на линии ( - ) сжатия -

;

на участке ( - ) сгорания - линейно, на ( - ) - = const;

на линии ( - ) расширения -

;

на линии ( - ) газообмена - линейно (см. рис. 1а).

Функция преобразуется в симметрично-ступенчатую периодическую функцию, интегрированием участков, соответствующих тактам “впусксжатие” и “сгорание-расширениевыпуск”, и вычисляется среднее значение температуры. Полученный стационарный пульсирующий термодинамический цикл (пунктирные линии на рис. 1а) характеризуется средним значением 1065K (штрихпунктирная линия) и амплитудой пульсации 870K. Очевидно, что вектор теплового потока не во всех случаях будет направлен в тело деталей, ограничивающих камеру сгорания.

Определяющими факторами вектора теплоотдачи являются теплоемкость, объем (или масса) теплопередающего тела, а также теплофизические свойства, динамика движения теплоносителя (охлаждающей жидкости или воздуха) и площади поверхностей теплообмена.

Рис. 1. Схематизация изменения температуры рабочей среды в камере сгорания дизеля 4Ч10.5/12.0 с МПа в виде пульсационного стационарного (б) процесса относительной теплоотдачи:

при , при .

Индексы при T обозначают температуру газа в камере сгорания: а - на впуске; н. в. - в начале впрыскивания топлива; н. г_. - в начале горения; z - в конце видимого горения; н. рас. - в начале расширения; b - в конце расширения; r - остаточных газов.

Допустим, что имеются идеальные средства измерения мгновенных, локальных значений температур и тепловых потоков в произвольных точках потока теплоносителя и теплопередающей стенки, позволяющие определять как актуальные поля температур и тепловых потоков, так и их флуктуации в пространстве и во времени, средние значения и любые другие характеристики. В частности, на поверхности теплообмена значения температур (точнее, температурных напоров, т. е. температур, отсчитанных от характерного для задачи уровня) и тепловых потоков можно представить в форме: ; (2)

, (3)

т. е. записать их в виде суммы осредненных величин и пульсаций. Процедура осреднения понимается здесь как определение среднего вдоль поверхности и по времени - для общего случая пространственно-временных пульсаций характеристик процесса.

Формализуем понятие мгновенного действительного (reality) коэффициента теплоотдачи, определяемого на основе (2) и (3):

. (4)

Этот коэффициент также можно представить в виде суммы осредненной части и пульсационной составляющей : . (5)

Будем называть его осредненным действительным коэффициентом теплоотдачи. Разделив уравнение (5) на , получим относительную характеристику теплоотдачи в пульсационном стационарном процессе, представляемом графиком на рис. 1б:



.

Традиционно, расчеты величины осредненного температурного напора на поверхности теплообмена и осредненной плотности теплового потока выполняются по результатам экспериментального определения температурных полей, а потому далее будем его называть реализованным или фактическим коэффициентом теплоотдачи

. (5)

Реализованные величины используются при проектировании систем охлаждения, при проведении поверочных тепловых расчетов двигателей и оценке эффективности их систем охлаждения.

Допустим, что для исследуемого процесса с пульсирующими параметрами известен во всех количественных и качественных деталях мгновенный действительный коэффициент теплоотдачи :

, (6)

где и z - соответственно время и координата вдоль поверхности теплообмена.

Согласно самой структуре обсуждаемых процессов теплообмена функция (6) должна носить периодический, квазипериодический или общий флуктуационный характер, изменяясь около своего среднего уровня :



. (6а)

Этой информации в принципе достаточно для определения актуальных температурных напоров и тепловых потоков в массиве теплопередающей стенки, следовательно, и на поверхности теплообмена. Тогда, расчет можно свести к решению краевой задачи нестационарной теплопроводности

(7)

при граничном условии III-го рода на теплообменной поверхности

(8)

и при удовлетворяющем нас термическом граничном условии на внешней поверхности стенки.

Обязательным условием обеспечения достоверности функции является точность измерения и расчета величин и , так как вычисленные поля температурных напоров и тепловых потоков должны быть адекватны действительным величинам, которые можно было бы в принципе зарегистрировать в гипотетическом идеальном эксперименте. По известным полям величин и можно определить их средние значения и , а затем по уравнению (5) и реализованный коэффициент теплоотдачи.



, (9)

т. е. реализованный коэффициент теплоотдачи не равен среднему действительному значению той же величины.

Коэффициент зависит от теплофизических свойств материала стенки, ее толщины и рода термического граничного условия на внешней поверхности стенки. При этом в общем случае будем иметь:

Схема изложенной последовательности процедуры, при которой задается зависимость , и затем из решения краевой задачи для уравнения теплопроводности в стенке определяется величина , представляет суть данного метода.

Плотность теплового потока от рабочего тела в стенки деталей, ограничивающих камеру сгорания, вычисляется по формуле

, (10)

где - цикловая подача топлива, г/ц;

- коэффициент неучтенных потерь теплоты, = 0.038;

₀ - временной период пульсаций действительного коэффициента теплоотдачи, с/цикл;

- осредненная площадь поверхности, воспринимающей теплоту рабочего тела, м².

Величина ₀ характеризует продолжительность рабочего цикла и является производной частоты вращения коленчатого вала, а - величина изменения площади поверхностей принимающих теплоту рабочего тела и отдающих теплоту в охлаждающую среду .

Реализованный коэффициент теплоотдачи

. (11)

Полагая, что

и , (12)

осредненную величину действительного коэффициента теплоотдачи в стенку цилиндра и ее пульсационную составляющую можно выразить как

и . (13)

Действительный коэффициент теплоотдачи связан с пульсационной составляющей соотношением

; (14)

поэтому амплитуда пульсаций действительного коэффициента теплоотдачи будет равна отношению



. (15)

Величина коэффициента теплопередачи через стенку цилиндра равна

, (16)

где осредненная плотность теплового потока , а температура на внутренней стороне стенки задается из условия термической стабильности смазки.

Температура на внешней стороне стенки определяется из уравнения

. (17)

Величина коэффициента теплопередачи от стенки цилиндра в охлаж дающую среду равна

. (18)

Осредненная плотность теплового потока определяется по формуле

, (19)



где и - соответственно температура теплоносителя на внутренней и внешней стенках цилиндра;

и - коэффициенты теплоотдачи от рабочего тела в стенку и от стенки к охлаждающей среде;

- толщина стенки;

- коэффициент теплопроводности стенки.

Реализованный коэффициент теплоотдачи находим из отношения

, (20)

а искомая оценка эффективности теплопередачи равна

. (21)

Основополагающим моментом для проектирования системы охлаждения двигателя внутреннего сгорания является обеспечение выполнения граничного условия четвертого рода, характеризующего условия принудительного конвективного теплообмена поверхности тела с охлаждающей средой.

Теоретический и практический интерес представляет исследование условий формирования, кинематики и динамики потока воздуха в подкожухном пространстве, но при этом возникают сложности формализации законов движения из-за особенностей конструкции системы охлаждения. Для их преодоления использован метод сечения потока в характерных участках тракта. Сечения, в которых гипотетически происходят изменения кинематики и динамики потока, формирующие условия на входе в межреберные каналы цилиндров и их головок и определяющие характер теплообмена. Выделены четыре сечения, указанные на рис. 2.

Рис. 2. Схема характерных сечений потока воздуха в пространстве под кожухом вентилятора дизеля 4Ч10.5/12.0: I-I - при сходе с лопаток ротора;

II-II - в средней части удлинителя; III-III - по оси первого цилиндра; IV-IV - по оси четвертого цилиндра; k₁ и k₂ - точки измерения статического напора в направляющем аппарате и под кожухом.

Анализ характеристик потока выполнялся по известным изэнтропическим формулам при следующих условиях:

- скорость потока воздуха принималась u = 50 м/с;

- число Маха M = u/a = 0.142857, где a = 340 м/с - скорость звука;

- число Маха M₁ определялось методом итеграций при заданных соотношениях F/F₁. Результаты анализа представлены графиками на рис. 3.

Сжатие потока при сходе с кромки удлинителя ( = 0.00916 м²) сопровождается существенным изменением скорости. Если скорость воздуха на выходе из (= 0.02144 м²) вентилятора = 32.4 м/с, то в сечении II-II, точнее при F/F₁ = 0.4274, она возрастает в 2.368 раза достигая 118.4 м/с.



Рис. 3. Относительные характеристики изменения давления, плотности, температуры и скорости потока воздух в зависимости от степени сужения поперечного сечения тракта.

Стрелки пунктирных линий указывают на соответствующие изменения остальных показателей, из которых давление является относительной характеристикой напора.

В сечении III-III, внутренний контур потока воздуха сходит с удлинителя, а внешний контур продолжает деформироваться кожухом. В результате происходит ступенчатое увеличение площади поперечного сечения, поток замедляется и перераспределяется во всей области под кожухом. Срыв потока с кромки удлинителя приводит к образованию обратных токов по его внутренней образующей поверхности. По мере приближения к оси ротора поток разворачивается и меняет направление движения. Перераспределение характеристик потока воздуха обусловлено также расположением масляного радиатора, за которым сопротивление движению увеличивается.

Встречая сопротивление от поверхностей масляного радиатора, кожухов штанг толкателей, цилиндров и их головок, винтообразная траектория движения потока поворачивается и устремляется к зоне в сечении III-III (рис. 4). Пространственный угол поворота потока обусловлен частотой вращения вентилятора и расположением (удаленностью и вертикальной координатой) объекта теплообмена.

Рис. 4. Сечения, определяющие характер движения потока и переноса теплоты от стенок цилиндров: 1 - цилиндры; 2 -шпильки анкерные; 3 - дефлектор средний.

Ввиду сложности формализация потока в сечении IV-IV ограничимся предположением, что здесь поток теряет скорость и образуется зона подобная заводи с образованием попятных течений. Давление и температура потока воздуха также понизится, а теплоноситель подогревается.

Особым образом характеризуются зоны воздушного тракта непосредственно на входе в межреберные каналы. Как показано на рис. 4 и 5, выделены зоны в сечениях I-I и II-II, ответственные за формирование потока на входе.

Конфузор не идеален, так как в сечении I-I ребра обрываются, и вместе с анкерными шпильками образуют препятствие, где кинематика потока схематизируется обтеканием цилиндра и течением в щели. В сечении II-II образуется конфузор, но условия течения в нем стохастичны и не поддаются строгому математическому описанию. В сечении III-III, назовем его миделевым, канал можно схематизировать в виде призматического, но ядро потока не будет находиться на оси симметрии вследствие волнового характера потока; здесь поток ускоряется. В сечении IV-IV (рис.4) образуется зона диффузора, в котором параметры увеличиваются (рис.5, сечение II-II), а скорость потока падает, и он стремится выйти за пределы канала.

Здесь же начинается деление потока по двум рукавам, представляющим кормовые зоны соседних цилиндров. Сечение V-V представляется зеркальным отражением сечения I-I, с противоположными эффектами движения. В сечении VI-VI ядро потока прижимается к кромке среднего дефлектора вследствие действия сил сопротивления трения, кориолиса и встречного потока. Поэтому последующая зона до оси цилиндра плохо обтекается.

Рис. 5. Характерные сечения межреберных каналов цилиндра.

Наличие такого множества характерных участков с изменяющейся геометрией как перед входом в межреберные каналы, так и на всем их протяжении, вынуждает исследовать параметры движения воздуха и теплопередачу в указанных сечениях. Выполненный анализ кинематики потока позволяет выдвинуть гипотезу о создании условий равномерности скорости движения воздуха, посредством сохранения постоянным сечения канала на всем его протяжении.

Оценка параметров движения и теплообмена проводилась для сечения III-III,

как наиболее критичного, методом академика Б. С. Петухова. Отличие заключалось в том, что в нашем случае сечение призматического канала приводилось к эквивалентному - круглому. Анализ заключался в определении профилей относительных температур, плотностей теплового потока, абсолютных и массовых скоростей, с учетом переменности теплофизических свойств воздуха. Показано (рис. 6), что на профиль скорости изменение свойств оказывает слабое влияние, а на профиль массовой скорости - весьма сильное. Изменение профиля массовой скорости приводит к перераспределению относительной плотности теплового потока по радиусу.

При теплоотдаче в воздух, когда у стенки значение уменьшается, следовательно, уменьшается конвективный перенос тепла вдоль оси, а в распределении имеет место максимум. Изменение физических свойств оказывает существенное влияние и на распределение по радиусу относительного коэффициента турбулентного переноса .

Выведена зависимость

, (22)

где - температурный фактор, а .

Относительный коэффициент сопротивления трения сильно зависит от числа Рейнольдса, и слабо от температуры стенки. Расчетные данные для воздуха обобщены с помощью уравнения с точностью 2…3%

, (23)

где .



Рис. 6. Параметры потока воздуха при Re_w = 4.310⁶ и Pr = 0.7: а - температура, б - скорость, в - массовая скорость, г - плотность теплового потока.

Движение воздуха в межреберном канале, образованном поверхностями соседних головок цилиндров, схематизировано в виде призматической трубы высотой 2h, основанием 2жh и длиной l, направленными соответственно вдоль осей Z, У и x прямоугольной декартовой системы координат. Сечение трубы на всей ее длине постоянно, т. е.

S₁ = S₂ = S = 4жh². (24)

При постоянном значении плотности теплового потока в пристеночной области толщина температурного пограничного слоя на произвольном отрезке начального участка канала определяется из выражения



(25)

Толщина динамического пограничного слоя на начальном участке канала

(26)

(27)

(28)

Численным анализом и лабораторными исследованиями установлено, что величина местного коэффициента сопротивления, относительной теплоотдачи и Re_x обусловлены температурным фактором и турбулентностью потока вдоль канала. Наиболее интенсивно возрастает на участке = 7, а Re_x снижается, а наилучшее соотношение находится в пределах от 2...7, т. е. в реальном масштабе длина канала должна быть 15...50 мм.

По мере увеличения степень турбулентности ядра потока снижается и при = 10...15 наблюдается стабилизация значений ₀ 5%, т. е. турбулентность за пределами этого участка практически не влияет на теплоотдачу (рис. 8). Эффект турбулизации ощущается в начальном участке (), и в зависимости от скорости потока обеспечивает повышение теплоотдачи на 35...50 %.



Рис. 7. Зависимость относительной теплоотдачи от граничных условий и профиля скоростей теплоносителя вдоль призматического канала.

Рис. 8. Изменение теплоотдачи по длине призматического канала в зависимости от Re_h : 1 - 5480; 2 - 6850; 3 - 8210; 4 - 9590; 5 - 12100.

В третьей главе “Методика экспериментальных исследований” изложена программа экспериментальных исследований, включающая:

- лабораторные исследования кинематики и динамики потока охлаждающего воздуха, а также процессов теплопередачи, выполняемые на физических моделях отдельных элементов тракта;

- стендовые безмоторные испытания полноразмерной модели дизеля 4Ч10.5/12.0;

- стендовые моторные испытания дизеля Д144 серийной и опытной комплектации в имитируемых экстремальных климатических условиях;

- эксплуатационные испытания дизелей Д144 серийной и опытной комплектации в составе МТА в условиях выполнения наиболее энергоемких хлопководческих операций.

Первый этап заключался в аналитических исследованиях влияния теплофизических свойств воздуха на процесс теплообмена с оребрёнными поверхностями цилиндров и их головок в экстремальных климатических условиях.

Второй этап - исследуется кинематика формирования и движения потока воздуха на трассе от среза задних кромок лопастей вентилятора до входа в межреберные каналы цилиндров дизеля Д144 и их головок.

На третьем этапе исследуется кинематика движения потока воздуха и теплоотдача в межреберных каналах головки цилиндров в минимальном сечении и на длине образующей цилиндра за миделевым сечением.

На четвертом этапе проводятся сравнительные экспериментальные исследования четырех вариантов системы охлаждения, включающие безмоторные динамические испытания по оценке условий и характера формирования потока охлаждающего воздуха в подкожухном пространстве, непосредственно перед входом в межреберные каналы цилиндров и их головок, а также на выходе из них.

Пятый этап - стендовые моторные испытания, начинается при достижении значимого эффекта в результате лабораторных испытаний.

На шестом этапе проводились эксплуатационные испытания дизелей Д144 серийной и опытной комплектации в составе МТА.

Объекты исследования:

- атмосферный воздух в зоне хлопководства;

- полноразмерная модель дизеля Д144 с электроприводом вентилятора;

- физическая модель канала головки цилиндра;

- дизели Д144 с четырьмя вариантами конструкции системы охлаждения;

- хлопководческие МТА на базе тракторов Т-28Х4М с дизелями Д144, оснащенными четырьмя вариантами конструкции системы охлаждения.

Характеристика вариантов системы охлаждения.

Вариант 1 - серийный. Вариант 2 - экспериментальная система, содержащая дополнительно

внутренние дефлекторы.

Вариант 3 - экспериментальная система, содержащая внутренние и средние (ЭД145Т) дефлекторы, и анкерные шпильки

Д37М-1002028-А2 9 мм.

Вариант 4 - экспериментальная система, отличающаяся:

- установкой анкерных шпилек Д37М-1002028-А2 диаметром 9 мм;

- измененной формой кожуха вентилятора;

- измененной формой средних дефлекторов, выполненных в виде перегородок, объединяющих функции внутренних и средних дефлекторов;

- укороченной длиной ребер цилиндров и их головок, а также вырезом кормовой области ребер цилиндров ЭД145Т в форме ласточкина хвоста.

Основным методом исследования кинематики и динамики потока воздуха принято измерение статического и динамического давления в характерных точках тракта. Наряду с ним исследования проводились визуализацией траекторий движения сферических частиц пенопласта 2 мм под прозрачным кожухом вентилятора методом фотографирования и скоростной киносъемки.

Фотосъемка производилась камерой “Зенит-3М” с объективом “Юпитер-12” при продолжительности экспонирования 1/250 и 1/500 с. Киносъемка траекторий движения частиц осуществлялась скоростной камерой CKC-1M фронтально к боковой поверхности на расстоянии 1.0...2.0 м от объекта. Скорость съемки изменялась от 2000 до 4000 кадров в секунду. Просмотр отснятой и обработанной кинопленки осуществлялся на киноаппарате "Радуга" со скоростью 16 кадр/с.

Методика стендовых испытаний соответствует требованиям ГОСТ 18509-80 и заключается в снятии температурных полей цилиндров и их головок, на скоростных и нагрузочных характеристиках дизелей Д144 с четырьмя вариантами системы охлаждения.

Эксплуатационные испытания дизелей Д144 с тремя первыми вариантами системы охлаждения проводились в хозяйствах Хатлонской области Республики Таджикистан в течение календарного года на наиболее энергоемких операциях в хлопководстве:

- уборка хлопка хлопкоуборочными машинами 14XB-2.4;

- сбор недозревших коробочек хлопка МТА в составе трактора Т-28Х4М и куракоуборочной машины СКО-4;

- корчевка стеблей хлопчатника МТА в составе трактора Т-28Х4М и корчевателя КВ-4А.

Контролируемые параметры:

- вид и объем выполненных работ (в единицах наработки);

- календарные сроки и климатические условия при выполнении с. х. операции;

- температура и давление масла;

- температура цилиндров и головок;

- давление под кожухом вентилятора и в направляющем аппарате;

- степень загрязненности деталей системы охлаждения;

- периодичность и трудоемкость ТО системы охлаждения.

В четвертой главе “Результаты экспериментальных исследований системы воздушного охлаждения дизелей 4ч10.5/12.0” приводятся результаты экспериментальных исследований, их анализ и оценка.

Из выполненных аналитических исследований следует, что при теплообмене вдоль каналов и в их поперечном сечении происходят существенные изменения теплофизических свойств влажного воздуха. Весьма чувствительными к влажности воздуха являются изобарная теплоемкость воздуха и число Прандтля, определяющие интенсивность теплопередачи, поэтому при проектировании систем воздушного охлаждения двигателей необходимо учитывать виртуальную составляющую.

Выдвинутая рабочая гипотеза о наличии характерных участков тракта, в которых кинематические и динамические характеристики потока воздуха зависят не только от напора, развиваемого вентилятором, но и собственно конструкцией дизеля экспериментально подтверждена.

Экспериментальное исследование фотографированием трассирующих меток показало, что кинематика и динамика потока воздуха сходящего с кромок лопаток ротора зависит не только от условий его формирования в направляющем аппарате, но и от координат и размеров препятствий, находящихся под кожухом вентилятора.

В сечении I-I (рис. 2) профиль потока полностью развитый. Здесь формируется втулочное течение по винтовой линии, задаваемой лопатками ротора вентилятора. Угол закрутки и скорость потока по периметру окружности изменяется в зависимости от координаты ввода частиц в направляющий аппарат. Для оценки этого эффекта направляющий аппарат условно разделен на 8 секторов, пронумерованных возрастанием против вращения часовой стрелки.

Введенная в секторе 3 - 4 частица пенопласта проходит расстояние от входа в направляющий аппарат до схода с кромки лопатки ротора за 160…180 град. угла его поворота скорость потока достигает 40.9 м/с при 3720 мин^-1 даже на расстоянии 845 мм от кромки удлинителя. При вводе частиц через сектор 7 - 8 скорость изменяется в пределах 16.7…35.48 м/с, а угол закрутки - 37⁰ 30'…72⁰ 30'. Введенные в зоне секторов 1 -2, 2 - 3, 4 - 5 и 5 - 6, трассирующие метки не попадают в поле зрения объектива, так как поток набегает на препятствия, а блики освещения размывают координаты их обтекания.

При увеличении до 4315 мин^-1 и вводе частиц в зоне сектора 7 - 8 скорость их возрастает до 37.84…65.32 м/с на всем протяжении тракта. При вводе частиц через сектор 8 - 1 среднее значение скорости составляет 26.60 м/с, а поле рассеивания параметра - 20.34…33.94 м/с; угол закрутки изменяется в диапазоне 30⁰ 30'…56⁰ 15' при среднем значении 41⁰ 30'.

Отсутствие трасс при вводе частиц через секторы 1…6 свидетельствует о том, что смещение оси вентилятора от оси коленчатого вала в основном обусловлено стремлением уменьшить габариты дизеля, а не обеспечением эффективного охлаждения.

Изложенные факты и явления нашли экспериментальное подтверждение скоростной киносъемкой сферических частиц пенопласта, запускаемых по всему контуру направляющего аппарата. На рис. 9 представлен кадр киносъемки трассирования частиц пенопласта, подтверждающий гипотезу винтового втулочного течения и наличия попятного тока во внутренней полости удлинителя.

Хаотичный характер движения частиц, перемежающийся с основными линиями тока, перед масляным радиатором на уровне III…IV секций ЦПГ, трудно поддавался логическому объяснению. Но когда в тракт запустили пенопластовые опилки произвольной формы, был установлен эффект парусности с наличием обширной застойной зоны, в которой поток вращался по часовой стрелке фронтально к оси двигателя со скоростью 3…5 м/с.

Анализ результатов кино- и фотосъемки трассирующих частиц позволяет утверждать, что конструкция двигателя с одним осевым вентилятором, используемая ОАО ВМТЗ, Deutz, Fendt и др., не создает благоприятных условий формирования потока перед входом в межреберные каналы.

Для проверки гипотезы о влиянии пространственного угла атаки потока, обусловленном винтовым втулочным течением, а также наличия или отсутствия масляного радиатора проведена серия экспериментов. Распределение скорости потока по высоте цилиндров оценивалось по величине полного напора воздуха на выходе из межреберных каналов в сечении VI-VI (рис. 4). Установлено, что скорость потока воздуха на выходе из межреберных каналов между смежными цилиндрами и по высоте распределяется крайне неравномерно.

Низкая скорость воздуха отмечена также специалистами ЗИЛДа ВМТЗ, но они пытались устранить недостаток изменением формы кожуха и расстояния между осями вентилятора и коленчатого вала. Однако изменение только формы кожуха на варианты контуров не дало ощутимого результата, так как, на наш взгляд, определяющими факторами являются расстояние между осями коленчатого вала и вентилятора, а также отстояние и форма переднего дефлектора. Об этом свидетельствуют и результаты скоростной киносъемки трассирующих частиц.

Рис. 9. Элементы скоростной киносъемки трассирования частиц

Жирные и зигзагообразные линии - траектории после соударения частиц с препятствием; обтекание препятствий - полуовалы, сохраняющие угол закрутки основного потока.

Скорость истечения воздуха из межреберных каналов первого цилиндра со стороны выпускного клапана на режиме 3200 мин^-1 в два раз выше, а неравномерность скорости по высоте цилиндра составила 10.79%. При частоте вращения ротора вентилятора 5200 мин^-1 она возрастает на 79.4%, а неравномерность снижается до 8.43%.

Влияние масляного радиатора на распределение полей скоростей потока воздуха в каналах первого цилиндра практически несущественно. Во всех случаях имеет место некоторое повышение скорости, за исключением его снижения со стороны выпускного клапана на режиме 4200 мин^-1.

Характер скорости истечения воздуха из межреберных каналов по высоте второго и третьего цилиндров, так же как и первого (со стороны выпускного клапана) представляется S-образной формой графиков. Уменьшение скорости на уровне 7 канала, т. е. на высоте 45 мм обусловлено границей внутреннего контура втулочного течения потока перед входом в каналы. Местная скорость потока, выраженная относительно эквивалентного диаметра канала значительно выше и варьирует в пределах Re_d = 1620…4324 или по = 17.59…38.18 м/с.

Неравномерность поля скоростей по высоте цилиндров составила: при 3200 мин^-1 - 14.64% по , а по 34.79%; при 5200 мин^-1 - 25.59% по , а по - 35%. Подтверждено снижение Re_d вследствие установки масляного радиатора, хотя фактор режима работы вентилятора оказывается более значимым.

На выходе из 2…7 каналов, имеет место волновой характер движения с тенденцией возрастания Re_d, изменения шага и амплитуды волны в зависимости от режима работы вентилятора. Этот факт никем не отмечался.

Скорость течения в критическом сечении III-III (рис. 4 и 5) вычисленная как суммарный расход воздуха через каналы смежных цилиндров по формуле:

, (29)



Рис. 10. Изменение в сечении III-III по высоте в межреберных каналах цилиндров в зависимости от режима работы вентилятора: 1 - между первым и вторым цилиндром; 2 - вторым и третьим; 3 третьим и четвертым.

где - эквивалентный (гидравлический) диаметр канала на кромке среднего дефлектора в контролируемой точке (для 1, 7 и 14 каналов он равен 18.33 мм, а для 21-го - 14.91 мм).

Анализ полученных результатов указывает на весьма широкий спектр разброса как между цилиндрами - 1823…5497, так и по их высоте - 1947…5497. Особенно сильное влияние на величину оказывает режим работы вентилятора; увеличение частоты вращения ротора на 62.5% обеспечивает повышение скорости потока на 55.9%.

На уровне между 1 и 14 каналами скорость потока остается достаточно высокой и практически неизменной, что можно отнести к числу положительных свойств системы охлаждения. Заметное снижение скорости на уровне 21 канала не должно существенно влиять на температуру цилиндров в силу относительной малости величины теплоотдачи. Особый интерес представляет деление потока в конфузоре за средним дефлектором, так как известная неравномерность температурных полей по периметру цилиндра во многом обусловлена именно этим фактором.

Согласно полученным данным можно утверждать, что условие оптимальности выполняется только в каналах между 2 и 3 цилиндром на высоте от 14 до 21 канала. Между 3 и 4 цилиндром на этом уровне соотношение также приемлемо в диапазоне частот вращения вентилятора от 3200 мин^-1 до 4200 мин^-1, но при последующем увеличении оборотов показатель резко ухудшается.

Масляный радиатор отрицательно влияет на характер распределения потока в рукавах практически во всех вариантах. Наиболее значимо это влияние усматривается в каналах между 1 и 2 цилиндром при 3200 мин^-1, а также между 2 и 3 цилиндром при 5200 мин^-1 на высоте седьмого канала.

Рис. 11. Изменения скорости потока по высоте смежных цилиндров в зависимости от режима работы вентилятора.

Переменное винтовое втулочное течение определяет пространственный угол атаки относительно ребер и образующей поверхности цилиндра, изменение толщины и величину оттеснения потока от стенок, а касательные напряжения трения формируют волновой характер движения в зоне диффузора, в сечении III-III, и, в конечном счете, создают неравномерность степени его деления по рукавам и по высоте. Заметим, что появление альтернативных вариантов системы охлаждения для дизелей 4Ч10.5/12.0 и конструктивный принцип их усложнения основан на поджатии динамического пограничного слоя и ядра потока к теплоотдающим стенкам цилиндра.

...