Расчетно-теоретические методы оценки эффективности систем воздушного охлаждения дизелей

Волновой характер движения по криволинейной траектории вызывает оттеснение потока от стенки цилиндра, и даже попятные токи в кормовой области, вследствие касательных напряжений трения и сил Кориолиса. Для оценки эффективности альтернативных вариантов системы охлаждения с точки зрения снижения влияния отмеченных явлений эксперименты исследования проводились на безмоторной установке. Измерялись статический и динамический напор в пограничном слое, отстоящем от стенки цилиндра на расстоянии равном радиусу 1.6 мм приемника (инъекционной иглы), в сечениях указанных на рис. 4 и 5. Приемники статического давления представляют сверления 1.8 мм стенок каждого цилиндра в этих сечениях, только в кормовой области. Скорость потока выражалась локальным числом Рейнольдса Re. В диссертации приводится полный анализ распределения Re по всем характерным сечениям и цилиндровым секциям на уровне первого канала. Здесь же, в виду ограниченности объема, рассмотрено движения потока в критических сечениях III-III и VI-VI.

Как и следовало ожидать, в канале первого цилиндра в сечении III-III для всех вариантов находится в пределах 3716…5614, причем наибольшие значения принадлежат серийному варианту (Re = 5093…5553). Это обусловлено тем, что здесь поток максимально сжимается, а волновые явления нивелируются. У четвертого варианта, хотя , но и эквивалентный диаметр канала в 2 раза меньше. Снижение Re при увеличении частоты вращения вентилятора с 4680 мин^-1 до 5200 мин^-1 для всех вариантов объясняется изменением угла атаки потока относительно диффузора.

В сечении V-V, где поток обтекает заднюю анкерную шпильку, напор измерялся в щели между нею и цилиндром, в серийном варианте монотонно возрастает с 4739 до 5360. Почти по такой же закономерности происходит изменение скорости воздуха во втором варианте, с той лишь разницей, что при увеличении с 4680 мин^-1 до 5200 мин^-1 возрастает от 4080 до 5648. В третьем варианте, несмотря на уменьшенный диаметр анкерной шпильки Re изменяется в виде вогнутой параболы от 2006 до 1831, с минимумом = 1422 при = 4680 мин^-1. Эффект объясняется установкой более узкого среднего дефлектора ЭД145Т, из-за чего основной поток устремляется в зазор между ним и шпилькой. В четвертом варианте величина = 3981, при мин^-1 возрастает на 8.4 %, а при мин^-1 - достигает 4914.

В сечении III-III второго цилиндра для всех вариантов имеет место возрастание : 1 - от 6516 до 7206, с минимумом 5441при мин^-1; 2 - соответственно 4882, 5863 и 6556; 3 - 4352, 4867 и 5933; 4 - 4160, 4852 и 5452. Тенденция увеличения в сечении III-III сохраняется и для последующих цилиндров. Это убеждает, что формирование потока в диффузоре обусловлено смещением угла атаки в зависимости от частоты вращения вентилятора. Улучшение показателя свидетельствует о недостатках конструкции переднего дефлектора.

В сечении V-V второго цилиндра отмечено снижение до 2913, но при мин^-1 оно возрастает до 4775. Аналогичная картина наблюдается и в остальных цилиндрах во всех вариантах за исключением четвертого. Наихудшие показатели принадлежат третьему варианту, а лучшие - четвертому. Для него неравномерность распределения скоростей составила -13.0…+20.3 % при среднем значении 4464.

Особый интерес представляет характеристика потока в пограничном слое в сечении VI-VI, соответствующем срезу среднего дефлектора, так как здесь ядро потока устремляется к выходу, имеющему наименьшее сопротивление. Именно здесь отмечено появление отрыва пограничного слоя от стенки цилиндра и даже попятных токов воздуха. Особенно выражено это явление в вариантах с узким средним дефлектором (ЭД145Т). Очевидно, что ширина ребер в этом сечении существенно завышена, так как и в четвертом варианте, ядро потока отжато к дефлектору на величину, превышающую 1.6 мм. Этот эффект ранее никем не обнаруживался.

На основании выполненных экспериментов четвертый вариант системы охлаждения признан лучшим, и последующие исследования проводились главным образом с ним, в сравнении с серийным вариантом.

Стендовыми моторными испытаниями серийных дизелей Д144 в имитированных условиях резко-континентального климата установлено, что их внешние скоростные характеристики значительно деформируются от воздействия температурного фактора.

В условиях стандартной атмосферы характеристика эффективной мощности при работе на корректоре, в диапазоне частот вращения коленчатого вала 1850…1950 мин^-1 практически не меняется вследствие низкого корректорного запаса. Понижение барометрического давления до 92 кПа с одновременным повышением температуры до 60 ⁰С, вызывает деформацию регуляторной ветви, переводя линейную функцию в параболу второго порядка. При этом начало действия корректора линейно смещается в область пониженных частот вращения по уравнению , аппроксимированному с коэффициентом корреляции = 1.0. Номинальная эффективная мощность, в зависимости от температуры окружающей среды изменяется по линейному закону , а часовой расход топлива аппроксимирован уравнением параболы с коэффициентом корреляции = 1.0.

Изменение температуры отработавших газов представляется параболами вида:

.

Новым результатом является факт, что с повышением температуры окружающей среды плотность теплового потока от рабочего тела в охлаждающую среду снижается, а относительные эффективные показатели дизеля повышаются. Это обусловлено снижением удельного количества теплоты вводимой в процесс сгорания, снижением коэффициента избытка воздуха до и среднего индикаторного и среднего эффективного давления аппроксимируемого уравнением .

Сравнительная оценка теплового состояния дизеля Д144 выполнена по результатам стендовых испытаний на нагрузочных характеристиках при температурах окружающего воздуха равных 25 2 ⁰С, 45 2 ⁰С и 60 - 2 ⁰С и относительной влажности в пределах 40...50 %, соответствующих реальным условиям эксплуатации в резко континентальном климате (рис.12).

Убедительным представляется изменение теплового баланса, в котором повышение температуры окружающей среды сопровождается увеличением эффективно используемой теплоты и уменьшением теплоты уносимой с отработавшими газами. Заметим, что при температуре окружающей среды равной 60 ⁰С разность температур цилиндров в сечении V-V уменьшается практически во всех вариантах. Это дает основание предположить, что область температурного оптимума цилиндров находится в окрестности 190 ⁰С, т. е. установленное заводом-изготовителем ограничение верхнего предела температуры цилиндров обусловлено главным образом термической стабильностью моторного масла.

Довольно плотное расположение температурных полей цилиндров не дает оснований для утверждения о безусловном выборе оптимального решения, хотя преимущество четвертого варианта над серийным не вызывает сомнений, как по максимуму температур, так и по неравномерности распределения по периметру(рис.13).

Рис. 12. Изменение температуры дизеля Д144 в зависимости от окружающей среды и системы охлаждения.

Оценка температуры головок цилиндров, для которых, согласно регламенту завода-изготовителя предельная величина в зоне перемычки между клапанными гнездами ограничивается 240 ⁰С, показывает, что в условиях резко-континентального климата их состояние улучшается.

Преимущества четвертого варианта более показательны (рис.14), что обусловлено увеличением расхода воздуха в центральном канале головки за счет повышения сопротивления в других зонах системы охлаждения. Высокая чувствительность головки к перераспределению потоков, не столь выраженная у цилиндров, объясняется тем, что коэффициент теплоотдачи алюминия в 4.2 раза выше, чем у чугуна.

Рис. 13. Изменение температурных полей цилиндров в зависимости от варианта системы охлаждения и температуры окружающей среды.

Результаты термометрирования головок цилиндров в четвертом варианте системы охлаждения дают основание полагать, что эффект повышения теплоотдачи в охлаждающую среду от применения укороченных каналов более значителен, чем при их использовании на цилиндрах дизелей.

Результаты эксплуатационных испытаний дизелей с сопоставляемыми вариантами систем охлаждения позволяют утверждать об отсутствии веских причин, которые способствовали бы резкому снижению ресурса дизелей эксплуатируемых в составе хлопкоуборочных машин 14ХВ-2,4.

Рис. 14. Изменение температуры головок цилиндров в перемычках между клапанными гнездами в зависимости от системы охлаждения и температуры окружающей среды.

Тепловой режим работы дизелей Д144 во всех случаях их эксплуатации в составе хлопководческих МТА можно признать удовлетворительным, так как температурное состояние цилиндров не превышало 190 ⁰С, а их головок -228 ⁰С. Температурные поля, как по периметру цилиндров, так и по высоте, несколько уступают результатам, полученным при стендовых испытаниях. Это, по-видимому, обусловлено более щадящими режимами эксплуатационных испытаний и температурной погрешностью холодных спаев.

Неравномерность температур между 1 и 4 головками цилиндров, составляющая 42 ⁰С (в серийном варианте) и 28 ⁰С (в третьем варианте) позволяет ожидать разного ресурса отдельных секций ЦПГ и опасности появления тепловых отказов 3…4 секций вследствие засорения воздушного тракта.

Исследование динамики интенсивности засорения воздушного тракта должно было дать ответы на причины возникновения тепловых отказов и величину эксплуатационных затрат, обусловленных периодичностью и трудоемкостью ТО. Однако попытки определить корреляцию между удельным количеством пыли отложившейся на поверхности деталей и напорными характеристиками вентилятора не дали удовлетворительного результата. Даже при работе в составе хлопкоуборочной машины интенсивность отложения пыли не превысила 3.3 г/(м²ч), а потеря напора под кожухом вентилятора 25 Па/ч.

Исследование надежности дизелей Д144 на 76 тракторах Т-28Ч4М в составе хлопководческих МТА в течение 1976…1985 гг. в рядовой эксплуатации убедительно показало, что отказы, сопряженные с перегревом головок цилиндров, появляются с вероятностью p = 0.14. Причиной тому является локальная концентрация растительного мусора в застойных зонах под кожухом вентилятора, или налипание пыли до полного перекрытия каналов в местах подтеков ТСМ.

В пятой главе “Мероприятия по совершенствованию дизелей с воздушным охлаждением” приводятся результаты сравнительного анализа эффективности теплопередачи при серийном и четвертом (экспериментальном) варианте системы охлаждения дизеля Д144, выполненного для различных условий окружающей среды по результатам стендовых моторных испытаний.

Расчеты эффективности теплопередачи выполнялись для одной секции ЦПГ в течение одного цикла на персональном компьютере IBM PC Pentium 4 с использованием пакета прикладных программ MathCAD 11 Enterprise.

Исходные условия: Теплопередачи - квазистационарный процесс при = const, в виде прямоугольных импульсов с периодом 4 и амплитудой температур рабочего тела от 1500K до 630K. Температура охлаждающей среды = 298, 313 и 333 ⁰С, что соответствует условиям стендовых моторных испытаний. Температура стенки цилиндра принималась на основании экспериментальных данных для четвертого цилиндра в сечении V-V:

для серийного варианта = 488, 485 и 480K;

для четвертого варианта = 467, 469 и 473K.

Установлено, что эффективность теплопередачи по мере возрастания температуры окружающей среды увеличивается в обоих вариантах систем охлаждения. Это может быть объяснено снижением температурных напоров и , что адекватно уменьшению потерь теплоты в охлаждающую среду и возрастанию термического КПД цикла.

Оценка достоверности показателей эффективности теплопередачи производилась с помощью сравнения метода, учитывающего пульсационную составляющую плотности теплового потока, и метода определения изменения коэффициента теплоотдачи от пристеночной области к ядру потока.

Сопоставление величины коэффициента теплопередачи от стенки цилиндра в охлаждающую среду производилось относительно сечения V-V по формуле (18) и

, (30)

где коэффициент теплопроводности

, (31)

а число Нуссельта

, (32)

при Pr = 0.7 и коэффициенте сопротивления трения - .

Критерием достоверности оценки принималась величина дисперсии адекватности коэффициента теплоотдачи от стенок канала в охлаждающий воздух

. (33)

Согласно результатам расчета дисперсия адекватности коэффициента теплоотдачи для первого варианта равна 0,0054 Вт/(м²K), что составляет 0.18 % от его среднего значения; для четвертого варианта она равняется 0.0006 Вт/(м²K).

Возрастание величины для четвертого варианта относительно базовой конструкции системы охлаждения при повышении температуры окружающей среды составило соответственно 10.58; 7.55 и 3.28 % (рис.15). Можно заметить, что величины эффективности теплопередачи расположены значительно ниже абсолютного максимума, что наводит на мысль о наличии скрытых резервов, а также необходимости поиска оптимального решения.

Выделение теплоты и ее передача в стенки являются характеристиками не только уровня организации термодинамического цикла, но и совершенства системы охлаждения. Поэтому при высоком наддуве используется промежуточный охладитель воздуха, а элементы камеры сгорания подвергаются теплоизоляции. Эти мероприятия приводят к перераспределению тепловых потоков и существенно изменяют временные и пространственные параметры пульсационной составляющей действительного коэффициента теплоотдачи. Следовательно, эффективность теплопередачи должна определяться уже при тепловом расчете двигателя, но традиционный подход с исходными данными в виде теплового баланса не позволяют решать подобные задачи.

Особый интерес представляет задача оценки эффективности теплопередачи для семейства дизелей единой размерности при прогнозировании повышения уровня форсирования по частоте вращения или среднему эффективному давлению цикла. Предварительное наличие подобной оценки позволило бы проектировать перспективные системы охлаждения независимо от концепции совершенствования рабочего процесса, удовлетворяясь лишь параметрами назначения дизеля.

Рис. 15. Изменение эффективности теплопередачи сопоставляемых вариантов системы охлаждения дизеля Д144.

С этой целью был проведен вычислительный эксперимент, в котором исходными данными являлись показатели с более чем двукратным повышением эффективной мощности базовой модели дизеля 4Ч10.5/12.0 за счет форсирования по частоте вращения и среднему эффективному давлению цикла.

Условия = const и = const сохранялись, как и прежде. Особенность методики расчетов заключается в том, что способ форсирования учитывался в виде скважности пульсаций ₀ и величины цикловой подачи топлива , а достигаемые при этом эффекты выражались произвольно взятыми величинами амплитуды пульсации температуры, без расчета температурного аналога индикаторной диаграммы и его интегральной характеристики. Пространственный период теплоотдачи принимался величиной постоянной. Итерация величин температурного напора в окрестности реальных значений производилась с целью расширения области поиска оптимального решения по снижению потерь теплоты. Таким образом, обеспечивалась независимость тепловой производительности от способа организации рабочего процесса.

Результаты эксперимента показывают, что действительный коэффициент теплоотдачи практически линейно возрастает с повышением среднего эффективного давления цикла, но крутизна характеристики весьма ощутимо зависит от амплитуды пульсаций температуры в пограничном слое между рабочим телом и внутренней стенкой цилиндра. Поведение функций свидетельствует о том, что увеличение до 1.6 МПа для базового дизеля приведет к увеличению до 6.38 Вт/(м²K) или в 2.2 раза. Наименьшие потери теплоты достигаются при условии ( = 1500…830K, = 463K и = 298K), когда при = 1.6 МПа Вт/(м²K).

Характер поведения функций пульсационной составляющей , а также осредненной величины действительного коэффициента теплоотдачи в стенку цилиндра в зависимости от величины среднего эффективного давления сохраняется, как и для предыдущего показателя. Это объясняется линейной взаимосвязью между ними

.

Поведение функций существенно отличается от рассмотренных выше. Прогнозируемая величина теплоотдачи в охлаждающую среду функции для базового дизеля представляется линейной зависимостью. При форсировании дизеля до МПа, т. е. в 2.5 раза возрастает от 3.43 Вт/(м²K) до 10.51 Вт/(м²K). Это означает, что форсирование дизеля вызовет необходимость повышения производительности вентилятора, площади теплоотдающей поверхности или ее теплопроводности в 3.07 раза.

Анализ характера изменения эффективности теплопередачи показывает, что она мало зависит от , более существенное влияние оказывает отношение , но и оно не однозначно. Величина прямо пропорциональна величине реализованного коэффициента теплоотдачи, выражаемого соотношением , в котором сохраняется условие = const. Тогда максимальный эффект должен достигаться посредством минимизации градиента температур , что может означать как повышение при постоянной величине , так и наоборот, уменьшение при .

Рис. 16. Влияние изменения нижнего предела пульсации температуры на эффективность теплопередачи при верхнем пределе пульсации: а) - = 1500K; б) - = 1600K; 1 - при = 463K; 2 - при = 513K; (область промежуточных значений заштрихована).

Учитывая, что увеличение осредненной плотности теплового потока достигается максимумом градиента , можно прийти к заключению о значимости верхней границы пульсации температуры рабочего тела для обеспечения искомой величины . Это удовлетворительно согласуется с верхней границей поля эффективности теплопередачи, представленного на (рис.16).

Представленные графики показывают, что теоретически можно достичь эффективности теплопередачи = 0.77. Следовательно, даже достигнутый в четвертом варианте результат не дотягивает до теоретически возможной величины на 16.7 %. Но область существования высокой эффективности теплопередачи существенно ограничена рамками предельных температур, что наглядно продемонстрировано на рис. 16, б (заштрихованная зона в левом верхнем углу графика).

Выполненный анализ позволяет уже на стадии теплового расчета двигателя прогнозировать возможности обеспечения желаемого характера протекания рабочего процесса и определять необходимые параметры системы охлаждения перед разработкой компоновочных чертежей. Это позволяет избежать процедур повторных прочностных расчетов элементов конструкции и сократить затраты на проектирование двигателя.

На основе приведенного анализа наметились два взаимосвязанных, но самостоятельных направления:

1 - обеспечение предельных возможностей форсирования базовой модели дизеля посредством повышения эффективности теплопередачи;

2 - определение путей совершенствования системы охлаждения для создания нового типоразмерного ряда или семейства ДВО.

К реализации задач первого (тактического) плана относятся эффекты, достигнутые в экспериментальных исследованиях с четвертым вариантом системы охлаждения, не требующим кардинального изменения базовой модели.

К реализации задач второго (стратегического) плана относятся рекомендации дизелей с комбинированной системой охлаждения.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

1. Анализ современного состояния мирового моторостроения, основанный на опыте работы позволяет утверждать, что ДВО занимают достойное место в общем объеме энергетических установок, применяемых в самых различных отраслях производства. ДВО продолжают успешно применяться, несмотря на уменьшение их относительного количества в общем выпуске двигателей внутреннего сгорания (ДВС), однако, органические эксплуатационные преимущества этих двигателей будут и далее побуждать разработчиков и производителей к дальнейшему совершенствованию дизелей этого типа.

2. Предлагаемый метод анализа теплопередачи от рабочего тела в стенки деталей образующих камеру сгорания, учитывающий влияние их теплофизических свойств и толщины на осредненный коэффициент теплоотдачи, позволяет обходиться без традиционного теплообменного эксперимента.

Задача метода - количественный и качественный анализ эффектов влияния характеристик теплопередающей стенки на значения экспериментальных коэффициентов теплоотдачи на различных участках теплообмена. С физической точки зрения ступенчатый закон изменения действительного коэффициента теплоотдачи представляет собой некоторый упрощенный, прямоугольный вид симметричных пульсаций интенсивности теплообмена, который может служить моделью для расчетно-аналитического описания более сложных процессов.

Разработанный метод оценки эффективности теплопередачи, минимизирующий потери тепловой энергии в стенки и максимизирующий теплоотдачу в охлаждающую среду, основанный на формализации процесса математической моделью нестационарного теплового потока, позволяет принимать решение о эффективности системы охлаждения на стадии её проектирования.

3. Рекомендуется дискретно-последовательный метод анализа движения на характерных участках (начиная от схода потока с лопаток ротора вентилятора и завершая диффузорами на входе в межреберные каналы). Метод позволяет, с учетом турбулентности, выделить факторы, влияющие на динамику движения воздуха и теплообмен. Используя выведенные уравнения методом последовательных приближений, можно рассчитать числа Нуссельта (Nu) и коэффициенты сопротивления трения при переменных физических свойствах воздуха.

Полученные аналитическим путем закономерности изменения теплофизических свойств воздуха, его скорости и сопротивления движению позволяют предъявлять более конкретные требования к проектированию осевых вентиляторов для систем с воздушным охлаждением двигателей.

Показано, что обобщенная оценка параметров движения с помощью изэнтропических формул дает удовлетворительные результаты.

4. Применительно к каналам головок цилиндров рекомендованный метод анализа кинематики и динамики движения воздуха на начальном участке прямого призматического канала, основанный на уравнениях Стокса в ортогональной системе координат, позволяет определять профили скоростей турбулентного потока и оптимизировать его длину по толщине вытеснения температурного пограничного слоя. Установлено, что влиянием турбулентности на протяженности волны Томлина-Шлихтинга, на участке l/h = 10…15 коэффициент теплоотдачи, равно как и число Нуссельта (Nu) более чем в два раза выше, чем на участке стабилизированного движения.

5. Экспериментальными исследованиями установлено, что при частоте вращения исследуемого вентилятора равной 3720 мин^-1 сходящий с лопаток ротора поток приобретает втулочную форму и движется по спирали со скоростью 30…42 м/с, а угол его закрутки повторяет их профиль. Увеличение частоты вращения вентилятора до 4315 мин^-1 приводит к возрастанию скорости потока воздуха под кожухом в 1.35…1.54 раза и к изменению угла закрутки в пределах 28⁰ 05'…45⁰ 25'.

Распределение охлаждающего потока в системе охлаждения обусловлены следующими показателями:

- распределение потока между секциями ЦПГ обусловлено расположением вентилятора относительно продольной оси двигателя, а также формой кожуха вентилятора, переднего и заднего дефлекторов. В дизелях 4Ч10.5/12.0 значительная часть потока, сходящего с кромки удлинителя, перекрыта радиатором и кожухами штанг толкателей, вследствие чего потери напора воздуха возрастают;

- доказано, что в диффузоры перед входом в зону межреберных каналов поток поступает под переменным углом атаки, зависящим от угла его закрутки, задаваемой лопастями вентилятора, и точки обтекания образующей цилиндра; это отвергает постулаты Поспелова Д. Р. относительно поперечного обтекания цилиндра неограниченным потоком воздуха и обосновывает необходимость применения внутренних дефлекторов;

- в конфузоре, поток теряет скорость и неравномерно делится по двум руслам, что является одним из определяющих факторов формирования неравномерного поля температур по периметру окружности цилиндра. На актуальной высоте (1…7 каналы) обтекание цилиндров со стороны впускного клапана выше на 2…12%, чем с обратной стороны; эффект неравномерного распределения потока по смежным руслам обусловлен кориолисовым ускорением и волновым движением, зависящим от частоты вращения вентилятора.

6. Стендовыми моторными испытаниями дизеля Д144 с четырьмя альтернативными вариантами системы охлаждения в экстремальных условиях резко-континентального климата установлено:

- внешние скоростные характеристики значительно деформируются от воздействия температурного фактора; с повышением температуры окружающей среды плотность теплового потока от рабочего тела в охлаждающую среду снижается, а относительные эффективные показатели дизеля повышаются вследствие снижения удельного количества теплоты вводимой в процесс сгорания, коэффициента избытка воздуха до и среднего эффективного давления аппроксимируемого уравнением ;

- снижение плотности воздуха на впуске, вследствие падения барометрического давления до 92.7 кПа, приводит к снижению N_e на 5.26 % с одновременным уменьшением номинальной частоты вращения до 1925 мин^-1; при повышении температуры воздуха до 60 ⁰С эффективная мощность снижается на 17.33%, а = 1875 мин^-1;

- температурные поля цилиндров и их головок с сопоставляемыми системами охлаждения свидетельствуют о том, что в укороченных межреберных каналах головок цилиндров температура ниже предельной на 27 ⁰С, а градиент температур между отдельными цилиндрами снижается вдвое;

- в условиях повышенных температур окружающей среды тепловое состояние цилиндров и головок дизелей Д144 с серийной системой охлаждения соответствуют требованиям к эксплуатации, однако неравномерность температурных полей следует признать неудовлетворительной; преимущество экспериментального (4-го) варианта системы охлаждения, как по энергетическим показателям, так и по уровню температурных напоров через детали ЦПГ подтверждено сопоставлением нагрузочных характеристик.

7. Эксплуатационные испытания дизелей Д144 в составе МТА на наиболее энергоемких операциях в целом подтверждают выводы, вытекающие из результатов стендовых моторных испытаний. Выявленный ряд источников, мест и временных периодов ускоренного засорения воздушного тракта, вызывающих тепловые отказы, позволяет рекомендовать некоторые изменения в конструкцию деталей и узлов дизелей(сопряжение масляного радиатора с переходным фланцем, уплотнение кожухов штанг, осевой вентилятор), а также дифференцированную периодичность и объем проведения ТО применительно к эксплуатации их на хлопкоуборочных машинах.

8. Анализ результатов стендовых моторных испытаний дизеля Д144 с серийным и предлагаемым вариантом(4-й) системы охлаждения, выполненный для различных условий окружающей среды, убедительно показал, что:

- оценка системы охлаждения по критерию эффективности теплопередачи является корректной и достоверной, с повышением температуры от 25 до 60 ⁰С величина возрастает при серийном варианте с 0.567 до 0.64, а при четвертом - 0.627…0.661; достоверность результатов, оцененная по критерию дисперсии адекватности коэффициента теплоотдачи от стенок канала в охлаждающий воздух, вычисленного двумя методами, не превышает величину третьего порядка - 0.0054 Вт/(м²К);

9. Предлагаемый метод позволяет уже на стадии проектирования двигателя прогнозировать возможности обеспечения желаемого характера протекания рабочего процесса и теплопередачи, а также определять необходимые параметры системы охлаждения перед разработкой компоновочных чертежей, что позволяет сократить затраты на проектирование. Метод достаточно прост в реализации и не требует экспериментальных данных.

Форсирование дизелей 4Ч10.5/12.0 до МПа приводит к увеличению в 11.9 раз, что свидетельствует о невозможности эффективного использования традиционной системы воздушного охлаждения, но из результатов прогноза теплового баланса вытекает, что количество теплоты отводимой системой охлаждения только удваивается.

10. В результате выполненных исследований предложены два направления повышения эффективности системы охлаждения:

- повышение технического уровня при минимальном изменении базовой конструкции дизеля 4Ч10.5/12.0 посредством повышения эффективности теплопередачи до (решением задачи можно считать четвертый вариант, дополненный рекомендациями по устранению причин забивания воздушного тракта);

- определение путей совершенствования системы охлаждения для создания нового типоразмерного ряда или семейства дизелей с воздушным охлаждением (решение задачи усматривается в рекомендации комбинированной системы охлаждения для дизелей, форсированных по эффективному давлению до 1.6 МПа).

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАБОТЫ ОПУБЛИКОВАНЫ

Статьи в изданиях, рекомендованных ВАК России для публикаций научных результатов докторских диссертаций:

1. Саибов А.А. Обоснование оценочных показателей и критериев технического уровня систем воздушного охлаждения. -Душанбе, Доклады АН Республики Таджикистан, том 51, №10, 2008, с.785-791.

2. Саибов А.А. Новый подход к характеристике потока воздуха в охлаждающем тракте дизеля 4Ч10.5/12.0. -Душанбе, Известия Академии наук Республики Таджикистан, №3(132), 2008, с.80-90.

3. Саибов А.А, Эркинов М.А. Оценка эффективности систем охлаждения дизелей при их эксплуатации в условиях резко-континентального климата. -Душанбе, Известия Академии наук Республики Таджикистан, №4(133), 2008, с.78-86.

4. Саибов А.А. Теплофизические и термодинамические свойства атмосферного воздуха в экстремальных условиях. -Душанбе, Известия Академии наук Республики Таджикистан, №1(134), 2009, с.78-87.

5. Саибов А.А., Саидов Ш.В., Камолов Т.М. Оценка влияния климатических факторов на характеристики дизелей 4Ч10.5/12.0. -Тракторы и сельхозмашины, №4, 2009, с.41-44.

6. Саибов А.А., Саидов Ш.В., Эркинов М.А. К анализу теплоотдачи от рабочего тела в стенки камеры сгорания. - Механизация и электрификация сельского хозяйства, №10, 2009, c.30-32.

7. Саибов А.А, Эркинов М.А. Прогнозирование эффективности систем с воздушным охлаждением на стадии проектирования форсированных дизелей. -Душанбе, Известия АН Республики Таджикистан, №3(136), 2009, с.92-97.

8. Саибов А.А, Эркинов М.А. Мероприятия по повышению эффективности систем воздушного охлаждения дизелей. -Душанбе, Известия АН Республики Таджикистан, №4(137), 2009, с.81-86.

Учебные пособия:

9. Саибов А.А., Саидов Ш.В. Управление качеством и конкурентоспособностью двигателей. -Душанбе, 2008, 400 с.

Основные научные статьи:

10. Саибов А.А. К вопросу аэродинамики воздушного потока в системе охлаждения дизелей ВТЗ. - Тр. Таджикского СХИ. -Душанбе, 1984, т.45, с.118-122.

11. Саибов А.А. Анемометр. -Душанбе, ТаджикИНТИ, инф. лист. №80-38, 1980, 4с.

12. Саибов А.А., Саидов Ш.В. Устройство для периодического контроля температуры цилиндров и головок автотракторных двигателей при стендовых испытаниях. - Душанбе, ТаджикИНТИ, инф. листок № 80-40, 1980, 3с.

13. Саибов А.А. К методике исследования теплового режима работы двигателя Д-144, эксплуатируемого в условиях Таджикской ССР. -Душанбе, тезисы докладов научной конференции, изд. Таджик. СХИ, 1977, с.152-154.

14. Саибов А.А. Некоторые результаты исследования аэродинамики системы воздушного охлаждения двигателя Д144. -Душанбе, Тезисы докладов научной конференции, изд. Таджик. СХИ, 1979, с.21-22.

15. Саибов А.А. Исследование аэродинамики воздушного потока системы охлаждения. -М:, НАТИ, тезисы докл. науч. конференции, 1981, с.26-27.

16. Саибов А.А. и др. Направления и перспективы повышения надежности трактор- ных двигателей воздушного охлаждения. -Душанбе, ТаджикИНТИ, 1981, 35с.

17. Саибов А.А. К вопросу аэродинамики воздушного потока системы охлаждения дизелей ВТЗ. -Душанбе, изд. Таджик. СХИ, сб. науч. трудов, т. 45, 1984, с.118-123.

18. Саибов А.А. и др. Исследование надежности новых и отремонтированных двигателей Д37Е и А-41, эксплуатируемых в Тадж. ССР. Научный отчет. № гос. регистрации 01.82.089966, инв. №0284.0069899, -М.: ВНИИЦентр, 1983, 94с.

19. Саибов А.А. Обеспечение надежности 4-х цилиндровых дизелей с воздушным охлаждением путем совершенствования системы охлаждения. - Л.: Пушкин, изд. ЛСХИ, автореф. дисс. на соиск. уч. ст. канд. техн. наук, 1987, 20с.

20. Саибов А.А., Саидов Ш.В. и др. Рекомендации по повышению надежности и эффективности использования дизелей пропашных тракторов Т-28Х4М в Таджикистане. - Душанбе, изд. Агропром, 1988, 54с.

21. Саибов А.А., Саидов Ш.В. Пути совершенствования системы охлаждения дизелей Д144. В кн.: Тезисы Всесоюзного семинара: Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС. -Владимир, 1989, с.90-91

22. Саибов А.А., Эркинов М.А. Повышение надежности охлаждения дизелей Д144, эксплуатируемых в хлопководстве. -Душанбе, изд. Таджик. СХИ, Сбор. науч. трудов, 1989, с.105-112.

23. Саибов А.А., Саидов Ш.В. Исследование условий формирования потока и интенсификации теплообмена в межреберных каналах цилиндров дизелей воздушного охлаждения. -Душанбе, изд. Таджик. СХИ, сборник научн. трудов, 1991, с.94-105.

24. Саибов А.А. Результаты сравнительных эксплуатационных испытаний систем охлаждения дизеля Д144. -Душанбе, сбор. научн. трудов, изд. ТАУ, 1996, с. 76-86.

25. Саибов А.А., Саидов Ш.В. и др. Анализ скоростных характеристик дизеля Д144 с серийной и экспериментальной системой топливоподачи. -Душанбе, сборник научных трудов, изд. ТАУ, 1996, с. 86-95.

26. Саибов А.А. и др. Улучшение экологических свойств дизельных топлив. В кн. Актуальные проблемы АПК РТ. Тез. докл. научн. конф. -Душанбе, изд. ТАУ, 2000, 164-165 с.

27. Саибов А.А. и др. Исследование взаимосвязи теплонапряженности и надежности деталей цилиндро - поршневой группы(ЦПГ) дизелей ВТЗ, эксплуатируемых в жарком климате Республики Таджикистан. В кн.: «Вавиловские чтения - 2007». Саратовский АУ. Материалы конферен. посвящ. к 120 годовщине И.Вавилова.- Саратов, часть 2, 2007, с.266-268.

28. Саидов Ш.В., Саибов А.А. Теоретико-экспериментальное обоснование параметров оребрения головок цилиндров дизелей с воздушным охлаждением.

-С-Пб.: Известия Международной академии аграрного образования», том 1, №7, 2008, с.171-182.

Размещено на Allbest.ru