автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Исследование и разработка методологии определения теплового состояния деталей цилиндропоршневой группы судовых дизелей

На правах рукописи

Зеббар Джаллел

ИССЛЕДОВАНИЕ И РАЗРАБОТКА МЕТОДОЛОГИИ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ ДЕТАЛЕЙ ЦИЛИНДРОПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ

Специальность: 05.08.05 Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные)

Автореферат диссертации на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Астрахань - 2005

Работа выполнена в Федеральном государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Астраханский государственный технический университет» на кафедре «Судовые энергетические установки».

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор А.Ф. Дорохов

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор А.К. Ильин, доктор технических наук, профессор Н.В. Селиванов

Ведущее предприятие: ООО „ЦЕНТРАЛЬНЫЙ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ДИЗЕЛЬНЫЙ ИНСТИТУТ"

Защита состоится 20 апреля 2005 г. в 1430 часов в читальном зале (учебный корпус №2) на заседании диссертационного Совета К307 001 02 по присуждению ученых степеней при Астраханском государственном техническом университете по адресу: 414025. г. Асграхань, ул. Татищева 16.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке АГТУ.

Автореферат разослан марта 2005 г.

Ученый секретарь диссертационного Совета.

кандидат технических наук, д.>цс1 II Кораблин

мсе± ¿¿¿(¡¿щ/

Общая характеристика работы

Актуальность

Высокие экономические показатели судовых дизельных главных и вспомогательных энергетических установок достигаются за счет увеличения удельной поршневой мощности и комплексного использования отводимой от дизеля теплоты. Одновременно увеличиваются механические и тепловые нагрузки на детали цилиндропоршневой группы (ЦПГ), на долю которой приходится наибольшее число отказов. Такая дилемма всегда стояла перед конструкторами и специалистами с момента появления первых ДВС. К ней прибавилось ужесто-I чение законодательств по охране окружающей среды от вредных выбросов, связанных с эксплуатацией двигателей.

Как показывает практика эксплуатации судов, замена деталей ЦПГ и в ча-I стности цилиндровой втулки, из-за внезапного отказа, приводит к многочасовому простою судна с соответствующими трудозатратами.

ЦВ судового дизеля работают в сложных условиях при термических и механических нагрузках. Механические нагрузки на ЦВ определяются давлением рабочего газа в камере сгорания, ударными нагрузками поршня о ЦВ в момент изменения направления движения поршня, давлением поршня и поршневых колец на ЦВ. Термические нагрузки определяются, в основном, максимальной температурой сюрания и температурой охлаждающей воды. Периодичность рабочего цикла дизеля вызывает соответствующие гармонические колебания температуры на внутренней поверхности ЦВ. Если температурные напряжения от стационарного теплового потока достигают 200 - 300 МПа, то температурные колебания вызывают дополнительные напряжения, достигающие

Следствием высоких термических и механических нагрузок при интенсивном трении является износ внутренней (рабочей) поверхности ЦВ. Повышенный износ ЦВ приводит к снижению мощности судовой энергетической установки, затрудняет пуск дизеля и отрицательно сказывается на всех технико-экономических показателях. Одним из основных факторов, влияющим на эксплуатационные характеристики двигателя является его тепловое состояние. Поэтому актуальное значение имеют вопросы обеспечения надежности дизеля, определяемая в целом по отдельным его деталям и, в первую очередь, по работоспособности ЦВ.

Развитие современного двигателестроения ведет к дальнейшему форсированию ДВС как по оборотам, так и по среднему эффективному давлению и сопровождается ростом теплонапряженности основных деталей, образующих камеру сгорания. При проектировании и доводке современных двигателей необходимо проведение качественных и всесторонних оценок надежности и работоспособности всех систем и деталей двигателя, особенно деталей ЦПГ.

Поэтому актуальное значение имеют вопросы связанные с разработкой точных универсальных методик определения и 1 ~~ ратурно-

го состояния ЦВ на всех нагрузочных и тепловьп

100 МПа.

Цель работы и постановка задач исследований

С учетом важности и актуальности рассмотренной выше проблемы определена цель настоящей работы - разработка методологии определения температурного состояния цилиндровых втулок садовых дизелей по данным внешнего теплового баланса с учетом отдельных составляющих теплопередачи: от газов ко втулке, через поршень, поршневые кольца и в результате трения тронка поршня и колец. Ото позволит оценивать резервы мощности как у находящихся в эксплуатации дизелей гак и на стадии их проектирования или модернизации с учетом температурного состояния ЦПГ.

Дпя достижения намеченной цели в диссертационной ряпоте ''1МЛ1 * поставлены и решены следующие научно-технические задачи:

¡.Проанализированы основные статьи внешнего и внутреннего тепловых балансов среднеоборотных, повышенной оборотности и высокооборотных дизелей российского и мирового производства.

2.Проведен анализ взаимодействия основных статей тепловых потерь с основными показателями суловьтх чизелей

3.Проанализированы основные конструкторские и инженерные решения, заложенные в концепции современных дизелей ведущих мировых двигателе-строительных фирм МаК. ОаТегрШат. \Vartsilla, БКЬ.

4 Проанализированы наиболее известные зависимости теории теплообмена в ДВС.

5.Привлечена и применена хорошо разработанная на сегодняшний день теория теплового и гидродинамическою смазочною слоя в сопряжении между поршневым кольцом и цилиндровой втулкой судового дизеля.

6.Сформулирована и экспериментально проверена расчетно-экспериментальная зависимость суммарной тепловой нагрузки на зеркало цилиндра с з"че1 ом отдельных составляющих теплопередачи. 07 газов ко ы>лкс, через поршень, поршневые кольца и в результате трения тронка поршня и колец на основе экспериментальных материалов ипдицирования цилиндра и термо-метрирования стенок его втулки.

7,Обобщены, д.|1я других дизелей. результаты расчетно-экспери ментальных исследований формирования суммарной тепловой нагрузки на зеркале цилиндра с применением теорий геометрического, гидродинамического и теплового подобий.

8 Разработан стснд на базе среднеоборотного дизеля 3\\'024 (3417,5/24) для апробации предложенной методики определения температурного состояния ЦВ по данным внешнего |силовою баланса.

9 Проведен анализ достоверности и точности разработанной методики путем сопоставления результатов математического моделирования температурных полей с данными экспериментальных исследований.

10.Исследованы механические потери в двигателе с полной и частичной комплектацией поршня поршневыми кольцами (ПКП и ЧКП).

11.Результаты исследований внедрены в учебный процесс АГТУ при пол-готовке инженеров по специальностям 140200 «Судовые энергетические установки» и 240500 «Эксплуатация судовых энергетических установок», а

также переданы для использования в проектно-конструкторские организации и на производственные предприятия (ФГУП „Каспгипрорыбфлот". ЗЛО „ССЗ им Ленина", ОАО ,.Завод Дагдизель").

Меюды решения задачи исследования

Использованные в работе методы базируются на основных понятиях теорий теплообмена в ДВС, гидродинамического и теплово1 о подобий в масляном слое и в полостях охлаждения.

Предварительная обработка результатов испытаний проведана с использованием программного продукта МаЛС/Ш 2001. Математическое моделирование температурного состояния ЦВ выполнялось в среде Ма11аЬ 6.1.

Экспериментальные исследования проводились на лабораторной установке кафедры „Судов?,1С энергетические установки", оборудованной средствами измерения, обеспечивающими точность проводимых испытаний соответствующая современным методам проведения подобных исследований.

Научная новизна работы

Заключается в разработке новой достоверной методики оценки температурного и теплонапряженного состояния цилиндровой В!улки ДВС по данным внешнего теплового баланса и учитывающую отдельные составляющие теплопередачи: от газов ко втулке, через поршень, поршневые кольца и в результате трения тронка поршня и колец, без проведения сложной и дорогостоящей эксперимежальной доводки.

В диссертации впервые:

• Аналитическим путем на основе электросиловой аналогии было доказано. чго наличие трения поршневых колен и юбки поршня препятствует тепло-отводу от дниша порпгня через кольца и юбку в цилиндровую втулку |.к. но приводи! к возникновению всфечного )еплового пошка в поршень. Зга разница составляет примерно 32% и 18% (0.503; 0,411) для неохлаждас-мого и охлаждаемого поршней соответственно:

• Проработана методология определения температурного сосюяния цилиндровой втулки судовых дизелей по данным внешнею тепловою баланса с учетом:

-отдельных составляющих теплопередачи: от газов ко вгулке, через поршень, поршневые кольца и в результате трения тронка поршня и колец на основе экспериментальных данных индицирования цилиндра и термометрирования сгенок ею втулки;

-гидродинамического и теплового смазочного слоя в сопряжении поршневых колец втулки цилиндра;

-размерного, гидродинамическою и теплового подобий в полосах охлаждения;

• Излагается методика определения толщины гидродинамической масляной пленки с учетом механических потерь в ДВС;

• Разрабатывались и излагаются инженерные мелодики расчета и формирования эквивалентных эпюр перераспределения плотностей тепловых потоков

по высоте втулки в результате теплопередачи от газов к стенке цилиндра и в результате работы сил трения;

• В работе также изучены и анализированы основные конструкторские и инженерные решения заложенные в концепции современных судовых дизелей ведущих мировых компаний:

Практическая ценность выполненной работы заключайся в том, что была создана и -жсперимеитально апробирована новая методика определения теплового состояния цилиндровых втулок среднеоборотных и повышенной оборотности судовых дизелей по данным внешнего теплового баланса, которая может быть широко использована на предприятиях двигателестроения и двига-телерсмонта, а также в проектных и конструкторских организациях

Разработанная методика основана на накопившихся материалах теории гидродинамического и теплового смазочного слоя, теории жидкостного охлаждения в полостях охлаждения и применена в учебном процессе ЛГТУ при подготовке специалистов судомехаников.

Апробация Основные результаты проведенных исследований доложены в 2001 - 2005 юдах на следующих российских и международных конференциях, симпозиумах и семинарах:

• I Научная конференция «Проблемы динамики и прочности машин и механизмов». АГТУ. Астрахань 1-5 октября 2002 г;

• Научно-техническая конференция „Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса'4. МАДИ (ГТУ) Москва 4-5 февраля 2003 г;

• Международная научно-техническая конференция ..Моринтех-2003'' Санкт-Петербург 10-14 сентября 2003 к

• Юбилейная XV Международная Интернет-конференция молодых ученых, аспирантов и студентов по современным проблемам машиноведения. Ин-стигу! машиноведения им. A.A. Благонравова РАН. Москва 3-5 декабря 2003 г.

• Пятый межрегиональный семинар „Актуальные проблемы судовой энер-1етики и машино движительных комплексов" проводившейся под э1идой Института проблем машиноведения РАН (i. СанкМТетербурт) и Лаборатории нетрадиционной энергетики Саратовского научного центра РАН при АГТУ. Астрахань 29-30 сентября 2003 г;

• Межведомственный научно- 1ехнический семинар „Гидромеханика и те-плообменные процессы современных пгхнологий" при АНИГГШазе. Астрахань 10 декабря 2003 г;

• И научная конференция .,Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин", АГ" I У. Астрахань 7-10 сентября 2004 т;

•Ежегодные научно-технические конференции профессорско-преподавательского состава АГТУ 2002-2005:

• Ежегодная XVI Международная Интернет-конференция молодых ученых и студентов по современным проблемам машиноведения (МИКМУС

пробмаш 2004; Институт машиноведения им. А А. Благонравова РАН Москва 22-24 декабря 2004 г.

Публикации. Основные положения диссертации опубликованы в 10 печатных работах.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав и выводов. Содержит 133 страниц машинописного текста, 70 рисунков, 8 таблицы. 3 страницы приложений. Библиография включает 85 российских и 41 иностранных литературных источников.

Содержание работы

Введение

Содержит основные положения и предпосылки об актуальности и важности данной диссертационной работы, на основании которых были поставлены цели и задачи исследований.

Раздел 1 Анализ структуры тепловых балансов судовых дизелей и методов их определения

В разделе рассмотрены вопросы теоретического исследования принципов посгроения структуры внешнего и внутреннего тепловых балансов, проведен анализ структуры тепловых балансов судовых дизелей ведущих мировых двига-телестроительных компаний и основных направлений повышения технического уровня в современных среднеоборотных и повышенной оборотное! и двигателей внутреннего сгорания.

В различных работах отмечается, что весьма сложно оценить непосредственно, теплоту, выделяющуюся от трения поршня с кольцами, ввиду трудности отчеления ее от той тепчоты, которая передается в поршень о! горячих газов и от поршня в стенки цилиндра. Характер распределения теплош трения между втулкой и поршнем будет, по всей вероятности, зависеть от того обстоятельства, насколько поршневые кольца, являясь не только проводниками, но и источниками теплоты, будут препятствовать отводу основного потока теплоты от газа к егенкам цилиндра. С целью выяснения этих обстоятельав, на основе электро-гепловой аналогии была составлена модель, описывающая передачи теплоты от газов в охлаждающую среду через цилиндровую втулк), элементы поршня (стакан, участки между поршневыми кольцами и юбку) и поршневые кольца (рис.1).

Из анализа полученных результатов можно сделать следующие выводы: с увеличением теплоотвода в масло отмечается : -уменьшение количества теплоты отводимой в систему водяного охлаждения; - уменьшение количества теплоты отводимой через первое . второе и третье (рис.2) поршневые кольца; -уменьшение геплоотвода как через юбку поршня гак и непосредст венно от газов в цилиндровую втулку; - отмечается обратный приток теплоты от поршневых колец к донышку поршня при прохождении поршня по середине цилиндровой втулки (т.е. там, где значения сил трения максимальные) и отсутствии сгорания в камере сгорания.

Х6, Яю

Рис. 1 Эквивалентная электрическая схема элементов поршня, поршневых ко'1ец и цилиндровой втулки в соответствии с электротепло-вои ансиогии применительно к двигателю 449,5/11

О 08

о из

0 012-

-0 01

9 4 2

12 М

Ф р.ы 1 ое ппршневое кочыю

--2-ое поршчевое колмю

—----орщневое ьотыю

Рис 2 Дочевые тетовые потери через первое, второе и третье поршневые кольца в течение всего рабочего цикла Примечание тепловые потери до чевые в связи с тем. что теп юта подведенная от газов к поршню и к ЦВ /Ор) (рис 1) предполагалась прямо пропорциональна коэффициенту теплоотдачи от газа к стенке, а ее сумма в течение всего рабочего процесса равна единице.

Аналогичные расчеты были произведены для случая очсугавия работы фения. Они показывают, что отсутствие лишнего источника тепловой энергии

приведет к отсутствию обратного притока теплоты от поршневых колец к донышку поршня.

При расчете термических сопротивлений днища поршня и цилиндровой втулки не был принят во внимание слой нагара, который мог бы отложится на этих поверхностях во время эксплуатации.

Выяснилось также, что трение поршневых колец и юбки поршня препят-ст вует теплоотводу от днища поршня через кольца и юбку в цилиндровую втулку. Эта разница составляет примерно 30% и 18% для неохлаждаемого и охлаждаемого поршней соответственно.

Таким образом, полученные расчетным путем результаты совпадают с результатами. полученными экспериментальным путем в работе Устинова А.Н.. где испъпывались серийные и опытные варианты поршней двигателей 6 ЧН21/21 и 6ЧН25/34: 30% и 18.7% для неохлаждаемого и охлаждаемого поршней соответственно.

Анализ развития мирового дизелестроения за последние 10-15 лет и конструкции, выпускаемых в мире на сегодняшний день, двигателей в частности СОД и ПОД свидетельствует о том. что поставленная задача по уменьшению жеплуатанионных затрат и увеличению надежности в большей ее части решена. Этому способствовал прорыв, достигнутый в различных инженерных дисциплинах (теории ДВС, материаловедении, теплофизике и т.д.) а также проделанных работ и исследований по изысканию новых путей обеспечения необходимых прочности, жесткости и износостойкое ги конструктивных элементов дизеля.

В современных дизелях фирм МаК и \№аЛзШа верхняя часть 1(В изготавливается в виде воротника, который интенсивно охлаждается и обеспечивает минимальную деформацию. Такая конструкция позволяет получить нужную прочность с учеюм сии предварительного натяжения, сил давления и фактически исключает малейшую деформацию. Набор поршневых колец современных дизелей состоит из двух компрессионных и одного маслосъемно1 о колец имеющие достаточно хороший срок службы (до 30 тысяч часов) и хорошее взаимодействие с поршнем и цилиндровой втулкой (хорошие трибологиче-ские показатели), что способствовало сокращению расхода масла почти в три раза. Пакет с тремя кольцами достаточно успешно справляется с задачей по обеспечению оптимального межкольцевого перепада давления.

Поршень современных высокофорсированных дизелей составной; состоит из стальной головки и юбки из чугуна с шаровидной формой графита. На сегодняшний день это самая надежная конструкция, позволяющая работать при больших температурах и давлениях.

На некоторых моделях применяется прямой впрыск воды в камеру сгорания. Это позволяет сокращение выбросов \'Ох на 50-60 % без ухудшения эффективных показателей двигателя. Температура воды в системе охлаждения некоторых современных дизелей поддерживается до 95°С. что способствует хорошему испарению, воспламенению и сгоранию топлива. Это очень важно при работе двигателя на высоковязких сортах топлива и на частичных режимах.

Такой температурный напор позволяет увеличивать эффективность рекуперативных систем.

Раздел 2 Формирование суммарной тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судового дизеля

Раздел содержит разработку обобщенной методики аналитического расчета суммарной нагрузки на цилиндровую втулку дизеля с учетом отдельных составляющих теплопередачи: от газов ко втулке через поршень и поршневые кольца и трение от тронка поршня и колец.

Предварительно были проанализированы наиболее известные зависимости теории теплообмена в ДВС. В основном эги выражения можно подразделить на два типа. Выражения с аддитивным подходом конвективною и лучистого теплообмена и выражения со сложной взаимосвязью между конвективным и лучистым теплообменом. К первым можно отнести формулы: Нуссельта, Брифинга. Розенблита, Ананда. Чиркова, Шигкей и др., а к вторым. Эйхельберга, Вошни. Хохенберга. Цапфа. Кавтарадзе и др. В своей работе «Локальный теплообмен в поршневых двигателях») Кавтарадзе Р.З. приводит подробный анализ большого числа а-формул. Там же отмечается, что традиционную аддитивную форму записи конвективных и лучистых тепловых потоков нельзя считать шагом вперед по сравнению с формулами Эйхельберга, Вошни, Хохенберга а также с собственной формулой.

На этом основании, в данном подразделе при анализе теплоотдачи от газов к стенке камеры сгорания а-формулы с аддитивным строением не применялись. Формула Кавтарадзе дает завышенные значения теплоотдачи, это объясняется неудачным подбором коэффициентов С1и С2. Сам автор отмечает, что точность расчета по а-формуле существенно зависит от удачного подбора этих эмпирических коэффициентов. Что касается остальных расчетных формул го расхождение пс очень велико, с легким смселснисм вправо кривой рассчитакнои по формуле Эйхельберга. Чтобы уменьшить вероятность ошибки использовалось среднеарифметическое значение: а = (а +а1и,1ф)/3 (Рис 3).

35 00

Рис 3 Коэффициент теплоотдачи от газов к стенке рассчитанный по различным зависимостям

12 57

6 28 ф рад

Формула Хохенберга Формула Эйхельберга Формула Цапфа Формула Кавтарадзе

При движении поршня от В.М.Т. к Н.М.Т., поверхность цилиндровой втулки начинает постепенно раскрываться и вступать в контакт с рабочим

телом. Разбив образующую ЦВ на п участков, причем каждый участок соответствует углу 180/п (или л/п) и подставив к^О, 180'п.....п находим значения интегральной плотности теплового потока в каждой точке к по следующем;» выражению:

я(2п - к),п я(4п - к)/п

! К (<р) Т (ц>\ d® f f К (ф) T w) d<p

i , VO r , . oi> г

Jtk'n it(2n + k)/n

4 л

¡r(2n-kjn jt(4n - k)<n

f К (<p) T If) + J к XV) об ст , , об як'п__тц2п b куп_

4 7Г

U?) ¿<?

где Коб((р)=ч1г(<р) /[1+ а,(ф) ■ (81Т / )] -обобщенный коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 °Г); аг(ф)~коэффициент теплоотдачи 01 газов к стенке. Вт/(м2 °С): к -коэффициент теплопроводности материала втулки. Вт/(м "С): о,т глубина уаа-новки термопар, м; Ты(ф) температура стенки ЦВ. °С; Ть/ф) - температура ia.su в цилиндре. °С: п-число участков разбивки продолжительности одного хода; к=(0,1 ,....111.

С другой стороны каждому значению к соответствует следующее значение хода поршня

ь(к) — г • ] 1 — cost к — |

i V TlJ

! Г, I I

JCJUM I i 4 i

L ч iXJ 4 1 4 nJJj

Окончательно по выражением для s(k) и q„hfk) строится зависимость распределения интегральной плотности теплового потока по высоте цилиндра z (см. выше рис.! 1).

Исследования трения и теплопередачи п поршневых кольцах двигателей внутреннего сгорания, отраженные в ранних работах Петриченко М.Р и Петриченко P.M., охватывают основные аспекты работы поршневых колец Для определения толщины гидродинамической масляной пленки 8Р предлагается решать следующую систему нелинейных дифференциальных уравнений:

dc.

d <р

D • h

ДР

Г

96 6

\

h7

dS

<Р

С.

d tp 6 • n

Где CR , Р,, mK и hK - мгновенная скорость радиального перемещениям/с], сила собственной ynpyiости [MITaj, масса [ki] и высота поршневого кольца [м] соответственно: D - диаметр цилиндра [м]; n-частота вращения коленчатого вала [мин"1]; ц-динамический коэффициент вязкости смазки. [Па с|: С„, - средняя скорость поршня [ м/с]; ДР, - разность давлений в пространствах над и под j-м кольцом, [МПа]; По данным различных исследований давление на

,)-ч кольце можно аппроксимировать выражением Р, = Р,. п еЛ <|'° , где Ри п - давление в надпоршневом пространстве [МПа]; ^порядковый номер кольца в отсчете от верхнего; к- коэффициент . при числе компрессионных колец | >4 • к~1, ] =3 : к~1,5 и] =2 : к=2.

Например для поршня с четырьмя компрессионными кольцами находим: давление газов над первым кольцом Р1=РГ , над вторым Р:-Рг е 1 , над третьим Р3=Рг е"2 и наконец над четвертым Р4=Рг е Л

Откуда: ДР,-Р»1 ~ Рп >= Р, - Ргв'; ДРг=Рн2- Рг,2= Р, е 1 - Рге2; ДР3=РН3 -Рп3= Р, е2 - Рг е"3; ДР4=Р„4 -Р„4= Р, е3 - Ркаргер Где Ркар.ср - давление в картере.

Зависимости давлений в надпоршневом пространстве (по результатам ин-дицирования) и в заколечных объемов представлены на рис.4.

Однако для решения данной системы требуется задавать начальную радиальную скорость и начальную толщину гидродинамического масляного слоя Здесь совершенно справедливо напрашиваются следующие вопросы, какие значения начальных толщины и скорости нужно задавать? И на каком основании?

Применительно к двигателю 449.5/11 решалась указанная выше система дифференциальных уравнений для следующих значения начальной толщины: 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8. 9, 10, 11, 12, 13, 14, 15 и 17 мкм. Изменения толщин масляной пленки и радиальной скорости поршневого кольца в течение всего рабочего цикла в зависимости от заданной начальной толщины показаны на рис.5 и 6.

В выражение для плот ности теплового потока от масла под кольцом во втулку я», входят две составляющие. Первая - свидетельствует о наличии теплообмена в тонком масляном слое от кольца к цилиндровой втулке. Вторая - о диссипативном разогреве смазочного масла, обусловленного движением вязкой жидкости. Для различных значений полученных выше толщин смазочного слоя получены соответствующие плотности тепловых потоков от масла под кольцом во втулку Чб.,(ф) (рис.7).

(МПа)

8--

Рг(ф) 7--

0 3.14 6.28 9 42 12.57

Ф, рад.

Рис 4 Давление газов в надпоршневом пространстве в первом, втором и третьем за кольцевых объемах соответственно

м

2 1<Г

1.5 10*

Рис.5 Изменение толщины гидродинамической масляной пленки при заданной начальной толщине ¿о ~2 мкм

йб(ф) 1 г -ю

57(ф)

1 -10

й9(ф>

— - 8 10

8Ю(ф)

61Нф) 6 10

(м)

1257

Рис 6 Изменение толщин гидродинамической масляной пленки при заданной начальной точщины 6и=б. 7, 8, 9, 10 и 11 мкм соответственно

,5

4 10'

3 10

5

2 1(Г

£0

1 10

4 7 1 6 2Н 7 85 9 42 1 1 12 " ф рая

50= 2 мкм

оо~ 3 м км Рис 7 Мгновенные тетовые потоки вре-

6п= 4 мкм зультатеработы трепня поршневого кольца йо= 5 мкм ' . . . , . , . ,

80= 6 мкм при заданной начальной точщины 3, 4 5

и 6 мкм соответственно

Количество тепло [ы эквич&тентной работы трения определяется по вы-

4 -п

ражению О ^ = л- • О ■ Ь к ■ т ц |с) (<р >1 (р . Вт ,

где О -диаметр цилиндра, м: 1тк -высота поршневого кольца, м; т., -продолжительность рабочего цикла, с.

Принятым ранее начальным толщинам масляного слоя 8П, =2, 3, 4. 5, 6, 7, 8, 9. 10. 11. 12 и 14 мкм соответствуют следующие значения количеств теплоты эквивалентной работы трения д6,= 104, 82. 52. 41, 34, 29, 26, 23, 21,20, 19 и 18 Вт. Величина тепловых потерь Г)й-=- ! 04 Вт, определяемая при 80,> =2 мкм наиболее правдоподобна. Учитывая, что данный двигатеть имеет три компрессионных кольца и одно маслосъемное кольцо на которые приходится от 40 до 65% всех механических потерь, то легко находить мощность механических потерь Рт= 4-70 / 0.4 = 0,82 кВт . Откуда механический к п.д т|га= №и/(Кеи + Рт) = 0.86.

С другой стороной, рассматривая эквивалентные эпюры перераспределе- ' ни я плотностей теп'шпых потоков по высоте втулки (рис 8) можно отметить, что с увеличением заданной начальной толщины от 2 до 17 мкм. максимум эпюры перемешайся от середины цилиндровой втулки к ее окраинам. Принимая во внимание то. что работа трения пропорциональна скорости движения поршня, которая имеет максимальные значения на середнне пут» поршня можно утверждать, 'гго максимальная толщина гидродинамической масляной пленки не превышает 3 мкм.

Подтверждение сказанного могут служить экспериментальные данные приведенные Р М. Петриченко и М.Р Петриченко. Экспериментально установлено то. что. если кольцо до приработки имеет микронеронности 1.5-4 мкм то после 30-40 ч работы их высота рсш> уменьшается до 0.2-0,3 мкм. Так как толщина гидродинамического масляного слоя на порядок выше чем средняя высота неровности и с учетом механических потерь, то можно утверждать, что для данного двигателя толщина гидродинамического масляного слоя не превышает 3 мкм.

6000т

I

Рис.8 Эквивалентные эпюры пютностей тепловых потоков по высоте цшии-Оровои втулки в результате работы трения поршневого кольца при заданной начальной толщине ¿о~2, 3, 4, 5 и б мкм соответственно

6 ц 2 ч к ч о о - 3 ч ь. м 6 о - 4 мкм 6}- 5 ч к ч

0 п - б МКМ

На основе ранних исследований по определению сил трения юбки поршня

0 зеркало цилиндра было получено зависимости плотности тепловых потоков, воспринимаемой цилиндровой втулкой в результате трения юбки поршня о зеркале цилиндра.

Далее по установленным значениям тепловых сопротивлений отдельных элементов стакана поршня, определялось распределение теплоты отводимой отдельными кольцами и юбкой. Последние прибавляются к ранее полученными значениями локальных тепловых потоков от трения колеи и юбки (qфk■ ,qipK2 . q,p к; ,qTp k4 .qTp„,) соответственно. Затем производилось еше раз сложение полученных значений, и строилась кривая общего теплового потока qir(z), обусловленного трением колец и юбки поршня о втулку, и теплопередачей от поршня к стенке цилиндра (Рис.9).

Суммируя q„r(z) со значениями общего теплового потока Яы(г) для каждой точки г лежащей в интервале [0, 150], получаем график суммарного теплового потока qr(z) по высоте цилиндра (рис. 10)

Количество теплоты, отводимое за период осуществления рабочего цикла в систему охлаждения через стенку цилиндра, может быть определено интегрированием функций суммарного теплового потока q-JZ) по поверхности втулки. После интегрирования найдем Qi= 3018 Вт.

Этот результат под1верждается данными экспериментальных исследования проведенной в ранних работах профессора А.Ф. Дорохова.

Выполненные исследования в целом подтверждают результаты работ по определению тепловой нагрузки на цилиндровую втулку и могут служить основой для расчета теплопередача и теплообмена, как со стороны газа, так и со стороны воды.

Далее на основе теории тепловою, гидродинамического и размерного подобий. теории теплообмена в по пост«* их^акдения было "о'учено следующие выражение для обобщения результатов расчетно-экспериментальных исследований формирования суммарной тепловой нагрузки на зеркало цилиндра судовых дизелей со схожими тепловым и гидродинамическим условиями охлаждения:

,0,64, 0.5' 0,55, о,21 ' и ,0.33 «-тьм^ die1 42 1 Ats| wj ( .Z2-Li ' L2 „

d2e; 41, Ats2 w2 ч l2 i l1

1 де d,e - эквивалентный диаметр полости охлаждения, м; q,- плотность среднего теплового потока определяемая по данным внешнего теплового баланса. Вт'м2; А^, -температура недофева жидкости до температуры насыщения. °С; L, ~ длина цилиндровой втулки, w, - скорость потока жидкости в зарубашечном пространстве. м/с; qi((z2Li)/L;) - суммарная тепловая нагрузка на зеркале цилиндра (см. рис.10), полученная экспериментально-аналитическим путем для двигателя с индексом i= 1, Вт/м2; f(T0,Ne4) - функция учитывающая неизотермичность поверхности теплообмена, зависит от теплового (Т0) и нагрузочного (Nex) режимов и определяется по результатам теплобалансовых испытаний двигателя для которого определяется распределение плотности теплового потока qj (z Хт е-двшатель с индексом i=2) (рис.11).

5 10 т

3 7 S • t О

н а

2 5 10

I 25 10

Рис 9 Плотности тетовых потоков, общего ,'</>, „) в результате работы трения поршневых колец (я три, Чтрк2-

Чтрк1, Ятрк4.) « ЮОКи

поршня (цтрю)

и теплопередачи через поршневые кольца и юбку

поршня (цю „,)

тетовых потоков: интегрального (qmi, общего (q~j в ре-

зультате

раооты

трения поршневых колец и юбки поршня, теплопереоачи через поршневые кольца 'п Í5 30 41 60 75 90 105 120 135 150 и юбку ПОрШНЯ z, м м и суммарного (q¡j

Чин(2)

qiO)

qm(z)

0.37

Рис 11 Плотности тепловых потоков на зеркалах ЦВ дизелей ЗМУО 24 (д/г)) и

4ч9,5/И (д/г)

Раздел 3 Математическое моделирование температурного состояния цилиндровой втулки дизеля

В разделе решайся задача но моделированию температуркою потя цилиндровой втулки судового дизеля. Для этой цели используется данные внешнего теплового баланса и функции тепловых потоков по высоте цилиндровой втулки.

Стационарная задача теплопроводности для цилиндровой втулки с осе-сичметричным температурным полем решается на базе уравнения Лапласа в цилиндрических координатах. {о*Т/5К2 + 1 /К дТ/дК ■+■ с2Т/&2 ~0} . где К и г -радиальная и осевая координата соответственно. Однако, учитывая, что толщина стенок втулки мала но сравнению с диаметром, то эту задач}' без большой погрешности можно реишь на базе уравнения Лапласа в декартовых координатах.

-т ■

х / е.

-П)

Для определения температурного состояния цилиндровой втулки необходимо знать условия теплового воздействия, как со стороны газов, так и со стороны охлаждающей воды. Другими словами необходимо, прежде всего, правильно составить граничные условия (рис. 12).

Для успешного ре?нения задачи тепловой напряженности деталей /ЛВС необходимо задание 1раничныч условий с определенной точностью, зависящей от требуемой точности решения. Для практики достаточно, чтобы погрешность в определении полей температур деталей составляла примерно 4-8°С.

На наружной поверхности цилиндровой втулки задаются граничные условия 1-ого рода Постановка граничных условий 1-ого рода требует знания температуры поверхности цилиндровой втулки: Тш|г - Т\у,/х,у,г).

— — Граничные условия 1-ого рода Граничные условия П-ого рода

_Л_П_

Рис.12 Тип граничных условий задаваемых па контуре ЦВ

Следует отметить, что значения температуры на поверхностях получаются при решении смешанной задачи (граничные условия Ш-ого рода) Для произвольного мало1 о участка да. цилиндровой втулки составляется уравнение баланса энергии и определяется, не считаясь с распределением температур по толщине стенки втулки, температурный напор по высоте смоченной поверхности ЦВ. Далее с учетом продольного распределения температуры жидкости вдоль потока 1,{?) определяются значения температур!.! на смоченной поверхности ЦВ.

Дополнительно для направляющего пояса, торцевых поверхностей, нижних местах посадки и нижней нерабочей части цилиндровой втулки задаются граничные условий Н-ого рода ->. (сГШп) = 0 (задача Неймана). Для внутренней рабочей поверхности задаются также граничные условия 11-ого рода в таком виде: -к (сГМп) - ч(г); где <\(г)- плотность теплового потока определяемого на основании геометрического, теплового и гидродинамического подобий и по данным теплобалансовых испытаний двигателя.

При расчете температурного состояния цилиндровой втулки двигателя М"\ПЭ24 была использована, программа МаА1аЬ. В состав данной программой входит очень удобный для пользования инструмент рёеКю!. Работа с данным пакетом может быть произведена как в командной строке, так и в ингеракшвной форме. Данный математический пакет позволяет, разбить область моделирования на множества конечных элементов, при этом можно использовать равномерное разбиение и адаптивное

Оценка способа разбиения, от которого во многом зависит точность решения производилась по следующей зависимости:

где а - площадь конечного элемента. Ь:. и - тлины каждых из сторон конечного элемента.

Конечный элемент имеющий значение о > 0.6 считается удовлетворительным.

Раздел 4 Экспериментальная установка. Программа и методика исследования

С целью апробации предложенной методики построения и задания граничных условий с последующим определением температурного сосюяния цилиндровой втулки было оборудована установка на базе среднеоборотного двигателя 3417,5/24 ГМУ024).

Кроме того, данная экспериментальная установка послужила как для исследования механических потерь (методом часовых расходов) в двигателе с поршнем с полной и частичной (без одного компрессионного и маслосъемного колец) комплектацией поршня поршневыми кольцами, так и для исследования составляющих теплового баланса.

11омимо общего количества теплота, отведённого с охлаждающей водой, определяются по отдельности количества теплоты, отведенные из блока дизеля и цилиндровой крышки. Для этой цели система охлаждения двигателя

подверглась ряду конструкт явных изменений (рис 13). В частности охлаждение бтока и крышки было разделено. В двигателе охлаждающая вода отводилась в крышку через два канала Последние, на работающей секции, были заглушены резиновыми пробками Таким образом, охлаждающая вода поступает в блок, выходит из крышки неработающего цилиндра, а затем поступает в крышку работающей секции двигателя. Температуры воды контролировались на входе и выходе для каждой полости охлаждения.

Рис 13 Притшпшпы'.ая схема экспериментальной установки Основные обозначения 1-термометр. 2-хоюдшьник; 3- диафрагма■ 4-манометр И-образный, 5-ротационный расходомер: 6-центробежный насос; 7-поршневой насос. 1оп-охлаждение пресной водой (<внутренний контур); 1оз-охлаждение забортной водой (наружный контур), 14-система смазки, Зпг-поОача воздуха; 29-газовыхюпной тракт, тУ- милливогьтмгтр.

Второму конструктивному изменению подвергся газовыхлопной тракт Связано это с тем что, выхлопной коллектор двигателя ЗН\Я)24 охлаждается параллельно с блоком и часть теплота газов попадает в систему охлаждения. Поэтому в данной экспериментальной установке выход 1азов из крышки в дымовую трубу осуществляется минуя коллектор.

Помимо выше цитированных изменений в теле цилиндровой втулки были заделаны две стандартных термопары типа К (хромель-алюмель). Одна в верней части цилиндровой втулки на глубине равной половине толщины стенки и расстоянии равном 50 мм от верхнею буртика, а вторая на поверхности ЦВ в нижней ее части со стороны охлаждения. Расстояние спая второй термопары от верхнего уплотнительного резинового кольца составило 50 мм.

Испытания проводились в два этапа по нагрузочной характеристике при п=630 мин-1 и в диапазоне изменения нагрузки ог 0 до 1.1Меном. На первом эгапе планировалось проведения стендовых испытаний двигателя с полным набором поршневых колец и с разделенной системой охлаждения на грех различных тепловых режимах. А на втором этапе планировалось снятие тех

же показателей что на первом, только на -лот раз двигатель работал с частичной комплектацией поршня поршневыми кольцами Т.е предварительно были сняты нижнее компрессионное и верхнее маслосъемное кольца

Раздел 5 Обобщение результатов экспериментального и расчегно-аналитнческого исследования

На основании полученных в результате аналитического исследования формирования суммарной тепловой нагрузки на зеркало цилиндра, теплового и гидродинамического подобий, теоретического исследования граничных условии теплообмена и теплобалансовых испытаний были определены температурные поля в модели цилиндровой втулки на трех тепловых режимах, т.е. при температуре воде на выходе из двигателя Тя=70. 80 и 90 °С. в диапазоне изменения нагрузки 01 0 до И0 % от номинальной и для двух случаев комплектации поршня.

Результаты расчетно-теоретического и экспериментального исследования представлялись в виде сопоставления значений темпера гур цилиндровой втулки в местах установки термопар на указанных тепловых и нагрузочных режимах в двух разных случаях комплектации поршня. Верхняя и нижняя точки установки термопар (втзт и нтзт) соответствуют конечным элементам с номерами ▼ 5674 и ¥1327 соответственно. Предвари 1ельио в узловых точках (вершинах) данных элементов (узел 707. 2384 и 2387 для элемента 5674; 479 , 1850 и 1449 для элемента 1327) определялись температуры. Температура каждого конечного элемента (Тт5674 и Ттш?) определялись как среднее арифметическое значение температур в соответствующих узлах данного элемента. Также определялись значения абсолютной (Днтзт и А втзт) и относительной ошибок (бвтзт и бнтзт) определения температур в точках установки термопар (Твтзт и Тнтзт) на различных нагрузочных (от 0 до 1,Шеит1) и тепловых (То-70; 80; 90 °С) режимах в двух случаях комплектации поршня.

Полные картины температурных полей цилиндровой втулки на установившихся режимах номинальной нагрузки на трех тепловых режимах с полной и частичной комплектация поршня поршневыми кольцами приведены на обложке данного автореферата.

Анализ результатов моделирования температурных полей цилиндровой втулки указывает на хорошую сходимость (с точностью до 5%) экспериментально полученных значений температур в местах установки термопар с расчетными, причем не только на номинальных тепловом и нагрузочном режимах работы двигателя, но и во всем диапазоне изменения нагрузки, как в стучае полной комплектации поршня, так и в случае частичной комплектация.

В данном разделе также проводилась оценка механических потерь дизеля экспериментальным путем с полной и частичной комтектацией поршня поршневыми кольцами. Результаты обработки кривых часового расхода топлива на различных тепловых режимах (То=70. 80 и 90 "О и в двух случаях комплектаций поршня поршневыми кольцами приводится в следующей таблице:

Параметр Тип комплектации

ГТКГ1 ЧКП

То, °С 70 80 90 70 80 90

Рт- кВт 6.3 6,0 5.8 6.1 4,9 | 4,3

Лт 0,7 0,717 0,725 0,715 0.755! 0,783

Полученные значения мощностей механических потерь (рт) и механического КПД ) подтверждаются результатами аналитического расчета проделанною л,)я аналогичною по конструкции дви' ателя. под руководством профессора А.Ф. Дорохова по двум различным методикам В. Ю. Гит шеа (Т1т=0.701) и Б.Э. Шабшаевича (г|т=0,713).

Таким образом, можно сделать следующие выводы:

- с увеличением температуры воды на выходе из двигателя с 70 до 90°С уменьшается доля механических потерь (Рга) примерно на 8 и 30 % в случае ПКП и ЧКП соответственно,

- с уменьшением числа поршневых колец с комбинацией с высоким тепловым режимом можно достичь увеличение механического КПД на 10% и более.

Основные выводы

На основании выполненной работы и проведенных исследований можно сделать следующие основные выводы:

1 .Анализ конструкции современных дизелей ведущих мировых двигате-лесфоите.тьных компаний показывает, что:

-пакет портпневых колец состоящий из цвух компрессионных и одною маслосьемною колец является наиболее оптимальным я успешно справляйся с задачей по обеспечению оптимального межкольцевого перепада давления, п результате чего уменьшаются потери на трение, а находящиеся в эксплуатации дизели производства ЯКЬ типа N¥0 (24, 36. 48). укомплектованные четырьмя компрессионными и двумя маслосьемными кольцами, могут быть модернизированы.

-переход к локальному охлаждению. Т.е. там где намечаются максимальные значения теплового потока нужно интенсивное охлаждение, а в тех местах 1де более вероятно появления низкотемпературной коррозии, необходимо поддерживать высокий урозень температуры посредством отказа от охлаждения или нанесения термоизолируюшего покрытия, применения схем с двумя конт\ -рами охлаждения' низкотемпературный (первая аупень ХНВ. масляный холодильник) и высокотемпературный (ГЦ, ЦВ. вторая ступень ХНВ). в котором температура воды поддерживается до 95°С. что позволяет увеличивать эффективность рекуперативных систем;

2,Метод электротепловой аналогии показываем что с увеличением тепло-отвода в масло отмечается: "уменьшение количества теплоты отводимой в систему водяного охлаждения; «уменьшение количеств 1 ей лоты отводимой через

первое, второе и третье поршневых колец; «уменьшение теплоогвода как через юбку поршня так и непосредственно от газов в цилиндровую втулку; "отмечается обратный приток тепло гы от поршневых колец к донышку поршня при прохождении поршня через среднюю часть цилиндровой втулки (т.е. там, где значения сил трения максимальные) и отсутствии сгорания в цилиндре; •отсутствие источника тепловой энергии в виде работы трения приведет к отсутствию обратного притока теплоты от поршневых колец к донышку поршня:

3.Результаты математического моделирования полученные на основе электротепловой аналогии подтверждают предположения о том. что часть теплоты трения колец воспринимается поршнем и по этой причине должна быть учтена в тепловом балансе поршня;

4.Было доказано, что на основании теорий теплового и гидродинамического масляного слоя в сопряжении кольцо-цилиндровая втулка вполне можно оценивать полные механические потери дизеля с учетом того, что толщина гидродинамической масляной пленки на порядок выше высоты микронеровности на поверхности кольца:

5.Выполненные исследования по формированию суммарной тепловой нагрузки на зеркало цилиндра в целом подтверждают результаты ранних работ различных авторов по определению тепловой нагрузки на цилиндровую втулку и могут' служить основой для расчета теплопередачи и теплообмена, как со стороны газа, так и со стороны воды:

6.Анализ результатов моделирования температурных полей цилиндровой втулки указывает на хорошую сходимость (с точностью до 5%) экспериментально полученных значений температур в местах установки термопар с расчетными, причем не только на номинальных тепловом и нагрузочном режимах работы двигателя но и во всем диапазоне изменения нагрузки, как в случае полной комплектации поршня, так и в случае частичной комплектация.

7. На основании проведенных исследований разработана и внедрена на предприятиях дизелестроения и дизедеремонта (ОАО .,Завод Дагдизель'', ЗАО „ССЗ им Ленина") а также в учебном процессе АГТУ новая методика по определению температурного состояния ЦВ дизеля по данным внешнего теплового баланса, которая позволяет оценивать резервы мощности как у находящихся в эксплуатации дизелей так и на стадии их проектирования или модернизации с учетом температурного состояния деталей ЦПГ. В том случае, если данные расчета свидетельствуют о недостаточном запасе термомеханической прочности деталей. образующих объем рабочего цилиндра (ЦВ, поршень, крышка цилиндра) надо прибегнуть к мерам конструкторско-технического характера.

8.Дополнительно в настоящей работе экспериментальным путем подтверждается намеченная на сегодняшний день тенденция в двигателестроении. А именно: -с уменьшением числа поршневых колец с сочетанием высокого теплового режима можно достичь увеличение механического КПД на 10% и более.

Основное содержание диссертации опубликовано в работах: в изданиях рекомендованных Вышей Аттестационной Комиссии: 1 Дорохов А.Ф.. Зеббар Дж . Мирзабеков A.M. Расчетно-экспериментальное исследование формирования суммарной тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судового дизеля//Двигателестроение,2004._№4._С11-13; в других изданиях:

2.3еббар Дж.. Сергеев Д.С. Экспериментально-аналитическое исследование перераспределения теплоты в блоке и крышке судового среднеоборотного дизеля 3417,5/24. Наука: Поиск 2003: Сб. науч. Ст. Вып.2: В2 т.Т2/Астрахан. гос. техн. ун-т. Астрахань: Изд-во АГТУ, 2004. С120-122;

З.Зеббар Дж. Обобщение результатов расчетно-экспериментального исследования тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судовых дизелей. Вестник АГТУ №1(20), 2004.С152-155;

4.3еббар Дж. Математическое моделирование температурного состояния цилиндровой втулки судового дизеля. Материалы конференции «Моритех-2003».Том 2, Санкт-Петербур1: НИЦ «Моринтех», 2003. С 87-91;

5.3еббар Дж. Экспериментально-аналитическое определение температурного состояния цилиндровой втулки судового дизеля исходя из данных внешнего теплового баланса. Юбилейная XV Международная Интернет-конференция молодых ученых, аспирантов и студентов по современным проблемам машиноведения. Институт машиноведения им.А.А. Благонравова РАН. Москва 2003/ http://www. imash.ru/conf/ppt/8.ppt;

б.Зеббар Дж.. Дорохов А.Ф., Мирзабеков A.M. Расчетно-аналитическое ис-стедование тепловой нагрузки на зеркато цилиндровой втулки судовою дизеля. Материалы науч. коиф. (сборник тезисов докладов) Астраханский юс. гехн. унт. Астрахань.: Издательство АГТУ, 2002.С 286-287;

7.3еббар Дж. Расчетно-аналитическое исследование тзепловой нагрузки на зеркало цилиндровой втулки судового дизеля. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса. Тезисы докладов научно-технической конференции. Луканинские чтения. М.:МАДИ (ГТУ), 2003. С 98-99:

8.3еббар Дж. Математическое моделирование температурного состояния цилиндровой втулки судового дизеля. Материалы конференции (сборник тезисов докладов).СПБ.: «Моринтех», 2003. С 209-210;

9.3еббар Дж. Исследование и разработка методологии определения теплового состояния деталей ЦПГ СДВС. Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин (2004, сентябрь): Тезисы науч. конф. /Астрахан. гос. техн. ун-т- Астрахань: Изд-во АГТУ, 2004. С 123-124;

Ю.Зеббар Дж. Экспериментально-аналитическое определение температурного состояния цилиндровой втулки судового дизеля исходя из данных внешнего теплового баланса. Юбилейная XV Международная Интернет-конференция молодых ученых, аспирантов и студентов по современным проблемам машиноведения. Институт машиноведения им.А.А. Благонравова РАН, Москва 2003/ http://www.imash.ru/conf/tesys/sec5/Zebbar.doc.

$-5789

Температурные поля цилиндровой втулки дизеля Ш.В24 на поминальном режиме, при различных тепловых режимах и полной комплектации поршня

Температурные поля цшиндровой втучки дизечя N¥024 на номинальном режиме, при различных тепловых режимах и частичной комтектации поршня

Тип АГТУ Зак. 147 тир. 100

11.03.05

Введение.

1 Анализ структуры тепловых балансов судовых дизелей и методов их определения.

1.1 Теоретические исследование принципов построения структуры внешнего и внутреннего тепловых балансов судового дизеля.

1.2 Структура тепловых балансов судовых дизелей фирмы Caterpillar серии 35, SKL типа VD29/24AL и МаК типа М453С.

1.2.1 Анализ теплобалансовых составляющих двигателей Caterpillar серии 35.

1.2.2 Анализ теплобалансовых составляющих двигателей SKL типа VD29/24 AL.

1.2.3 Анализ теплобалансовых составляющих двигателя фирмы МаК типаМ453С.

1.3 Современные среднеоборотные и повышенной оборотности двигатели внутреннего сгорания. Основные направления повышения технического уровня.

1.3.1 Основные инженерные решения, заложенные в концепции двигателей МаК.

1.3.2 Основные инженерные решения, заложенные в концепции двигателей Wartsila.

1.3.3 Экологические показатели двигателей фирмы Wartsila и МаК.

1.4 Анализ взаимосвязи отдельных статей теплового баланса с температурным состоянием деталей рабочего цилиндра.

Выводы. Цель и задачи исследования.

2 Формирование суммарной тепловой нагрузки на зеркало цилиндра.

2.1 Теплообмен в цилиндре двигателя.

2.2 Гидродинамический и тепловой масляный слой.

2.3 Расчетно-экспериментальное исследование формирования суммарной тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судового дизеля.

2.3.1 Расчет плотности тепловых потоков от газов в стенку цилиндра.

2.3.2 Расчет плотности тепловых потоков, воспринимаемых цилиндровой втулкой в результате трения о зеркало цилиндра юбки поршня и поршневых колец.

2.3.3 Расчет плотности тепловых потоков, воспринимаемых цилиндровой втулкой дизеля от поршня.

2.3.4 Проверочный расчет теплопередачи в систему охлаждения через стенку цилиндровой втулки.

2.4 Обобщение результатов расчетно-экспериментального исследования тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судовых дизелей.

Выводы.

3 Математическое моделирование температурного состояния цилиндровой втулки дизеля.

3.1 Моделирование граничных условий теплообмена цилиндровой втулки.

3.1.1 Моделирование локальных граничных условий теплообмена со стороны камеры сгорания.

3.1.2 Моделирование локальных граничных условий теплообмена со стороны охлаждения.

3.2 Программное обеспечение, используемое для моделирования температурного состояния.

Выводы.

4 Экспериментальная установка. Программа и методика исследования.

4.1 Экспериментальная установка.

4.1.1 Основные технические данные дизеля.

4.1.2 Характеристики измерительных приборов.

4.2 Программа и методика экспериментального исследования.

4.2.2 Методика проведения первого этапа экспериментов.

4.2.3 Методика проведения второго этапа экспериментов.

Выводы.

5 Обобщение результатов экспериментального и расчетно-аналитического исследования.

5.1 Результаты математического моделирования температурного состояния цилиндровой втулки.

5.2 Оценка адекватности определения температурного состояния цилиндровой втулки.

5.3 Анализ результатов теплобалансовых испытаний дизеля 1417,5/24 с полной и частичной комплектацией поршня поршневыми кольцами.

5.4 Экспериментальное исследование механических потерь двигателя 1417,5/24 с полной и частичной комплектацией поршня поршневыми кольцами.

Выводы.

В 2004 г. мировые цены на нефть стабилизировались на относительно высоком уровне (40 долларов США за баррель). Одновременно на рынке транспортных услуг отмечалось ужесточение конкурентной борьбы. Все это побудило судоходные компании к приобретению судов с наименьшими энергетическими затратами, с наибольшей грузоподъемностью и с сокращенной численностью экипажа, т.е. судов с наименьшими эксплуатационными затратами. При этом можно отметить, что мировые двигателестроительные концерны со своей стороны пошли на практическую реализацию этих направлений. Это отражается в разновидности и широте гамм двигателей, выпускаемых ими в последнее десятилетие. Высокие экономические показатели дизельных главных и вспомогательных энергетических установок достигаются за счет увеличения удельной поршневой мощности и комплексного использования отводимой от дизеля теплоты [115]. Вследствие этого увеличиваются механические и тепловые нагрузки на детали цилиндропоршневой группы на долю которой приходится наибольшее число отказов. Такое делимо всегда стояло перед конструкторами и специалистами с момента появления первых ДВС. К нему прибавилось ужесточение законодательств по охране окружающей среды от вредных выбросов, в частности СО, SOx и NOx [95, 98-103]. По данным [95] с 1970 по сей день доля выбросов NOx для магистральных дизелей сократилась почти на 87%, а доля взвешенных веществ почти на 90%. В то время как американское агентство по охране окружающей среды (ЕРА -Environmental Protection Agency's) добивается 98%-ого сокращения обоих видов выбросов.

Как показывает практика эксплуатации судов, замена деталей ЦПГ- цилиндровой втулки, поршня, поршневых колец и др. из-за внезапного отказа приводит к многочасовому простою судна с соответствующими трудозатратами. Повышение эффективной мощности судовых дизелей приводит к увеличению тепловых потерь с выхлопными газами и в охлаждающую дизель воду. Через цилиндровую втулку (ЦВ) судового дизеля в охлаждающую воду отводится до 40% тепловых потерь от их общего количества. Следовательно, уменьшение тепловых потерь через ЦВ дизеля приведет к повышению экономичности судовой энергетической установки в целом [110,111].

Одним из основных факторов, влияющим на эксплуатационные характеристики двигателя является его тепловое состояние. Нарушение режима охлаждения и несоблюдение требований к качеству охлаждающей воды приводят к тяжелым последствиям. Поэтому актуальное значение имеют вопросы повышения долговечности и надежности дизеля, определяемые в целом по отдельным его деталям, и в первую очередь по работоспособности ЦВ.

Исследованию закономерности перераспределения теплоты в ДВС посвящается немало количества работ многих ученых и специалистов двигателе-строения. В частности здесь можно отметить колоссальную работу, проведенную в теории ДВС основоположника теории автотракторных двигателей Н.Р. Брилинга, Б.С. Стечкина, Н.Х. Дьяченко, С.Н. Дашкова, А.К. Костина, Г.Б. Ро-зенблита, А.С. Орлина, М.Г. Круглова, Д.Н. Вырубова, Н.А. Иващенко, В.Н. Луканина, М.Р. Петриченко, Р.М. Петриченко, Д.Р. Поспелова, ГЛ. Давыдова, М.К. Овсянникова, Б.С. Стефановского, А.Ф. Дорохова, B.C. Кукиса и др.

Развитие современного двигателестроения ведет к дальнейшему форсированию ДВС как по оборотам, так и по среднему эффективному давлению (ре) и сопровождается ростом теплонапряженности основных деталей, образующих камеру сгорания. Согласно [112] по мере увелечения частоты вращения изменение температуры поршня от нагрузки происходит более круто. Это необходимо учитывать при форсировании двигателя по частоте вращения и ре. При проектировании и доводке современных двигателей необходимо проведение качественных и всесторонних оценок надежности и работоспособности всех систем и деталей двигателя, особенно деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ). Работа этих деталей протекает при одновременном действии циклически меняющихся тепловых и механических напряжений, химически активной среды, а также статических монтажных и остаточных (технологических) напряжений. Поэтому актуальное значение имеют вопросы связанные с разработкой точных универсальных методик определения и прогнозирования температурного состояния ЦВ на всех нагрузочных, скоростных и тепловых режимах.

Повышение технического уровня дизелей типов NVD48, 48,5/11 и 49,5/11 путем введение наддува или увеличение его степени невозможно без знания запасов механической и термической прочности всех деталей ЦПГ. Экспериментальное определение действительного температурного состояния деталей - путь долгий и дорогостоящий и применимый только для тех дизелей, на которых проводился эксперимент. Следовательно, необходима методология определения температурного состояния деталей на базе более простых экспериментов или прогнозируемых данных, например на базе данных внешнего теплового баланса.

Такая методология была разработана путем теоретического и расчетно-аналитического обоснования результатов на более ранних теплобалансовых исследований дизеля типа 449,5/11 с камерой сгорания в поршне и его полного термометрирования (цилиндровой втулки, головки цилиндра, поршня и клапанов). В результате исследования теорий теплового, гидродинамического, размерного подобия была сформулирована модель температурного состояния цилиндровой втулки конструкционно схожего судового дизеля 3417,5/24. Результаты модилирования получили подтверждение при экспериментальном исследовании температур цилиндровой втулки данного дизеля.

Обоснованность научных положений, выводов и рекомендаций сделанных в представляемой работе доказывается применением современной теории теплопередачи и теплообмена в ДВС, теорий гидродинамического, теплового и размерного подобий, современного программного обеспечения и комплексом стандартных методик обеспечивающих достоверность результатов. Точность экспериментов соответствует современным методам проведения подобных исследований.

Научная новизна данной работы заключается в разработке достоверной методики оценки температурного состояния элементов рабочего цилиндра на примере цилиндровой втулки ДВС по данным внешнего теплового баланса и учитывающую отдельные составляющие теплопередачи: от газов ко втулке, через поршень, поршневые кольца и в результате трений тронка поршня и колец, без проведения сложной и дорогостоящей экспериментальной проверки.

Результаты исследований внедрены в учебный процесс АГТУ при подготовке инженеров по специальностям 140200 «Судовые энергетические установки» и 240500 «Эксплуатация судовых энергетических установок», а также переданы для использования в проектно-конструкторские организации и на производственные предприятия (ДГУП „Каспгипрорыбфлот", ССЗ им Ленина, ОАО „Завод Дагдизель").

Основные положения диссертации представлены в 10 научных публикациях, включающих 3 статьи [117-119], 2 опубликованных доклада [120,121] и 5 тезисов докладов на международных научно-технических конференциях [122126].

Выводы

Таким образом, можно сделать следующие выводы:

- Расхождение между расчетными и экспериментальными, полученными в результате термомитрирования, значениями температур не превысило 5%. Это позволяет сделать вывод о достаточно высокой степени достоверности и точности разработанной методики формирования суммарной тепловой нагрузки на цилиндре дизеля по данным внешнего теплового баланса.

- С уменьшением числа поршневых колец с сочетанием высокого теплового режима можно достичь увеличение механического КПД на 10% и более.

Заключение

На основании выполненной работы и проведенных исследований можно сделать следующие обобщения:

1.Анализ конструкции современных дизелей ведущих мировых двигате-лестроительных компаний показывает, что для ВОД, ПОД и СОД:

- пакет поршневых колец состоящий из двух-трех компрессионных и одного маслосъемного колец является наиболее оптимальным и успешно справляется с задачей по подбору оптимального межкольцевого перепада давления, в результате чего уменьшаются потери мощности на преодоление сил трения;

-переход к локальному принципу охлаждения способствует равномерному распределению температур по высоте ЦВ. Т.е. там где намечается максимальные значения теплового потока нужно интенсивное охлаждение, а в тех местах где более вероятно появления низкотемпературной коррозии, необходимо поддерживать высокий уровень температуры посредством отказа от охлаждения или нанесения термоизолирующего покрытия;

-применение схем с двумя контурами охлаждения: высокотемпературный (НТС) и низкотемпературный (LTC). Первый контур включает крышку цилиндра и цилиндровую втулку. В нем температура воды в системе поддерживается до 95°С, что способствует хорошему раздроблению, воспламенению и сгоранию топлива. Это очень важно при работе двигателя на высоковязких сортах топлива и на частичных режимах. Такой температурный напор позволяет увеличивать эффективность рекуперативных систем. Для наибольшей эффективности, систему еще подключают ко второй ступени системы охлаждения надувочного воздуха. На тех же частичных режимах часть тепла из смазочной системы регенерируется. Второй контур включает первую ступень' холодильника надувочного воздуха и масляный холодильник;

2.Метод электротепловой аналогии показывает, что с увеличением теплоотвода в масло отмечается: -уменьшение количества теплоты отводимой в систему водяного охлаждения; - уменьшение количеств теплоты отводимой через первое , второе и третье поршневые кольца;- уменьшение теплоотвода как через юбку поршня так и непосредственно от газов в цилиндровую втулку;- отмечается обратный приток теплоты от поршневых колец к донышку поршня при прохождении поршня через среднюю часть цилиндровой втулки (т.е. там, где значения сил трения максимальные) и отсутствии сгорания в камере сгорания. Аналогичные расчеты были произведены для случая отсутствия работы трения. Они показывают, что отсутствие лишнего источника тепловой энергии в виде работы трения приведет к отсутствию обратного притока теплоты от поршневых колец к донышку поршня ;

3.Результаты математического моделирования полученные на основе электротепловой аналогии подтверждают предположения о том, что часть теплоты трения колец воспринимается поршнем и по этой причине должна быть учтена в тепловом балансе поршня;

4.Доказано, что на основании хорошо разработанной на сегодняшний день теории теплового и гидродинамического смазочного слоя, в сопряжении кольцо-цилиндровая втулка судового дизеля вполне можно оценить механические потери дизеля и что толщина гидродинамической масляной пленки на порядок выше высоты неровности на поверхности кольца;

5.Выполненные исследования по формирования суммарной тепловой нагрузки на зеркало цилиндра в целом подтверждают результаты ранних работ по определению тепловой нагрузки на цилиндровую втулку и могут служить основой для расчета теплопередачи и теплообмена, как со стороны газа, так и со стороны воды;

6.Анализ результатов моделирования температурных полей цилиндровой втулки указывает на хорошую сходимость (с точностью до 5%) экспериментально полученных значений температур в местах установки термопар с расчетными, причем не только на номинальных тепловом и нагрузочном режимах работы двигателя но и во всем диапазоне изменения нагрузки, как в случае полной комплектации поршня, так и в случае частичной комплектации.

7.Дополнительно в настоящей работе экспериментальным путем подтверждается намеченная на сегодняшний день тенденция в двигателестроении.

А именно: -с уменьшением числа поршневых колец с сочетанием высокого теплового режима можно достичь увеличение механического КПД на 10% и более.

8.На основании проведенных исследований разработана и внедрена на предприятиях дизелестроения и дизелеремонта (ОАО „Завод Дагдизель, ЗАО ССЗ им Ленина") а также в учебном процессе АГТУ новая методика по определению температурного состояния ЦВ дизеля по данным внешнего теплового баланса. Разработанная методика определения теплового состояния цилиндровой втулки дизеля по данным внешнего теплового баланса позволит оценивать резервы мощности как у находящихся в эксплуатации дизелей так и на стадии их проектирования или модернизации с учетом температурного состояния ЦПГ. В том случае, если данные расчета свидетельствуют о недостаточном запасе термомеханической прочности деталей, образующих объем рабочего цилиндра (ЦВ, поршня, крышка цилиндра), необходимом для повышения мощности надо прибегнуть к мерам конструкторско-технического характера.

1. Поспелов Д.Р. Двигатели внутреннего сгорания с воздушным охлаждением: Теория и расчет- изд. 2-е, переаб. И доп.М.: Машиностроение, 1971.535 с;

2. Брилинг Н.Р. Исследование рабочего процесса и теплоотдачи в двигателях дизеля.М.: ГОНТИ, 1931;

3. Брилинг Н.Р. и др. Быстроходные дизели. Учеб. пособ. Для ВТУ-ЗОВ.М.: МАШГИЗ, 1951.520 с;

4. Стечкин Б.С. и др. Индикаторная диаграмма, динамика тепловыделения и рабочий цикл быстроходного поршневого двигателя. М.: Изд-во АН СССР, 1960,199 с;

5. Дьяченко Н.Х., Костин А.К. и др. Теория двигателей внутреннего сго-рания.М.: Машиностроение, 1965.365 с;

6. Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы / под ред. проф. Н.Х. Дьяченко -Изд-2-е доп. и перераб.Л.: Машиностроение, 1974.551 с;

7. Дьяченко Н.Х., Дашков С.Н. и др. Теплообмен в двигателях и теплона-пряжённость их деталей. Л.: Машиностроение, 1969.248 с;

8. Костин А.К., Ларионов В.В., Михайлов Л.И. Теплонапряженность ДВС.Л.: Машиностроение, 1979.221 с;

9. Розенблит Г.Б. исследования и расчет теплоотдачи в комбинированных двигателях. В сб. Проблемы развития комбинированных ДВС.М.: Машиностроение, 1968.356с;

10. Розенблит Г.Б. Теплопередача в дизелях.М.: Машиностроение, 1977.216 с;

11. Иваненко Н.Н.,Семёнов В.Н.,Соколов B.C. Рабочий процессов дизелей с камерой в поршне.Л.:Машиностроение, 1972.265 с;

12. Петриченко P.M. Системы жидкостного охлаждения быстроходных двигателей внутреннего сгорания. Л.:Машиностроение. 1975.224 с;

13. Петриченко P.M., Оносовский В.В. Рабочие процессы поршневых машин^ Л.: Машиностроение, 1972.168 с;

14. Трение и теплопередача в поршневых кольцах двигателей внутреннего сгорания: Справочное пособие/Петриченко P.M., Канищев А.Б., Шабанов А.Ю.; Под ред. P.M. Петриченко.Л.Издательство Ленинградского университета, 1990.248с;

15. Andersson, Peter, Tamminen, Jaana & Sandstrom, Carl-Erik. Piston ring tribology. A literature survey. Espoo 2002. VTT Tiedotteita Research Notes 2178. 105 p;

16. Давыдов Г.A., Овсяников M.K. Температурные напряжения в деталях судовых дизелей.Л.:Судостроение.253 с;

17. Овсянников М.К., Давыдов Г.А. Тепловая напряженность судовых дизелей^ Л.: Судостроение, 1975.260 с;

18. Стефановскии Б.С. Теплонапряженность деталей быстроходных двига-телей.М.:Машиностроение,1978.128с;

19. Дорохов А.Ф. Разработка методологии, принципов проектирования и модернизации производства судовых малоразмерных дизелей. Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук. Махачкала,1997.361с;

20. Никитин Е.А., Станиславский Л.В., Улановский Э.А., Дзецина О.П., Бритик С.А. Диагностирование дизеля по данным теплового баланса// Двигате-лестроение №Ю.1982.С 60-61;

21. Портнов Д.А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспламенением от сжатия.М., 1975;

22. Кукис B.C. Оценка возможности утилизации энергии отработавших газов ДВС/ Двигателестроение №10.1990.С 42-43;

23. Устинов А.Н. Исследование поршневых колец дизелей. Саратов, 1974.126 с;

24. Седаков Л.П., Баракан Г.Х., Калинина М.И. Резервы повышения экономичности современных судовых дизельных энергетических установок/Судостроение, 1987.№11.С 20-25;

25. Овсянников М.К., Петухов В.А. Дизели в пропульсивном комплексе морских судов. Справочник.Л.: Судостроение, 1987,256 с;

26. Кукис B.C. Некоторые результаты утилизации теплоты отработавших газов ДВС с помощью двигателя стерлинга/ Двигателестроение №12.1991.С 42-43;

27. Marine Propulsion Engine, Marine Auxiliary Engine. /http://marine wiard. cat-mms.com/catwizards/catwizard/jsp/ caterpillar.jsp;

28. George Lustgarten. ACERT® Technology: How Caterpillar Engines Meet Current and Future Emission Limits. Caterpillar Inc./ http://www.mak-global.com/acert/acert.php;

29. Mark McNeely. Engine Orders Go Through the Roof. Engine Order Survey. DIESEL & GAS TURBINE WORLDWIDE. USA October 2001, 5 p;

30. Mark McNeely. Marine Engine Orders Weaken. Marine Propulsion Order Survey. DIESEL & GAS TURBINE WORLDWIDE. USA November 2002, 4 p;

31. Original MaK Premium Exhaust Valves. Published by Caterpillar Motoren GmbH & Co. KG, Kiel, Germany Leaflet No. 409.e .12.00.L&S.VK6, Premium.p65;

32. The Engine Program M20, M25, M32C, M43, VM43. http://www.mak-global.com/marineproducts;

33. Wartsila 200. Technology Review (1440kB PDF). WARTSILA NSD. W0202 Е/ Bock's office/ Stencca, 24 p;

34. Wartsila 46. Technology Review (1173kB PDF). WARTSILA NSD Finland. WNS00M05E/ Bock's office/ Stencca, 28 p;

35. Wartsila 20. Technology Review (l$7lkB PDF).WARTSILA Finland. W0011Е/ Bock's office/ Fram , 24 p;

36. Wartsila 32. Technology Review (1350kB PDF).WARTSILA Finland. WNS98 M01 E/ Bock's office/ Ark media, 24 p;

37. Wartsila 64. Technology Review (2052kB PDF).WARTSILA Finland. WN0112Е/ Bock's office/ Fram 28 p;

38. Wartsila 32/32 GD. Technology Review (1069kB PDF). WARTSILA NSD Finland. WNS98 M01 E/ Bock's office/ Ark media, 24 p;

39. Wartsila 26. Technology Review (3055kB PDF). WARTSILA Finland. TRW26.04/01. Design: MB Vormgevers, 13 p;

40. Wartsila 38. Technology Review (2865kB PDF). WARTSILA NSD Finland. TRW38.04/01. Design: MB Vormgevers, 13 p;

41. Бученков А.И, Сибирикин B.H. Температурные условия работы поршневой группы дизеля при прорыве газов// Двигателестроение №8,1984.С 7-9;

42. Лебедев О.Н., Сомов В.А., Калашников С.А. Двигатели внутреннего сгорания речных судов: Учеб. для вузов. М.: Транспорт, 1990.328 с;

43. Одинцов В.И. Перспективы повышения топливной экономичности судовых ДВС// Двигателестроение.1990.№12. С6-7;

44. Бакалов В.Н., Дмитриков В.Ф., Ккруук Б.Е. Основы теории цепей: Учебник для вузов; Под ред. В.П. Бакалова.2-е изд., перераб. и доп.М.: Радио и связь, 2003. 592 с;

45. Бычков Ю.А., Золотницкий В.М., Чернышев Э.П. Основы теории электрических цепей: Учебник для вузов. СПб.: Издательство «Лань», 2002.464 с;

46. Фокин В.М., Бойков Г.П., Видин Ю.В. Основы технической теплофизики: Монография М.: Издательство Машиностроение-1,2004.172 с;

47. Николаенко А.В., Кортошкин А.П, Проскурин А.И Количественные характеристики ухудшения работы тракторного дизеля при нагароотложениях в цилиндрах// Двигателестроение.1984.№8.С 45-49;

48. Дорохов А.Ф. Анализ теплопередачи через стенку цилиндра судового малоразмерного дизеля // Двигателестроение.1987.Н6.С.6-7;

49. Кавтарадзе Р.З. Локальный теплообмен в поршневых двигателях: Учеб. пособие для вузов. М.: Изд-во МГТУ им. Баумана, 2001.592 с;

50. Woschni G. A Universally Applicable Equation for the Instantaneous Heat Transfer Coefficient in the Internal Combustion Engine. SAE Trans., Vol. 76, 1967, pp. 3065-3083;

51. Woschni, G., and Spinder, W., "Heat Transfer with Insulated Combustion Chamber Walls and Its Influence on the Performance of Diesel Engines," ASME Trans., JEGTP, Vol. 110, 1988,pp. 482-502;

52. Eichelberg, G., "Some New Investigations on Old Combustion Engine problems," Engineering, Vol 148,1939, pp. 463-547;

53. Allan Kirkpatrick. Heat Transfer in Engines. Colorado State University Internal Combustion Engines Web Site/http://www.engr.colostate.edu/~aHan/thermo/ pa-ge8.html;

54. Hohenberg, G.F., "Advanced Approaches for Heat Transfer Calculations," SAE Trans. 1979, Vol. 88, pp. 2788-2806;

55. Крейт Ф., Блэк У. Основы теплопередачи : Пер. с англ. М., 1983;

56. Шабшаевич Б.Э. Расчет силы трения в цилиндропоршневой группе тракторного дизеля.//Тракторы и сельхозмашины.1973.>Л2.С.45-47;

57. Энглиш К. Поршневые кольца. Т. 1.Теория, изготовление, конструкция и расчет (перевод с немецкого).М.: Машгиз, 1962.385 с;

58. Фомин Ю. Я. и др. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судостроение, 1989. - 344 с;

59. Теплонапряженность и дольговичность цилиндропоршневой группы судовых дизелей. Семенов В.С.М.: Транспорт, 1977. 182 с;

60. Петриченко P.M., Е.Е. Квасов. Формирование эпюры тепловой нагрузки зеркала цилиндра //Двигателестроение.1981.Ж.С. 16-18;

61. Шабанов А. Краткие определения характеристик смазочных материалов/ http://www.eliteoil.ru;

62. Исаченко В.П. и др.Теплопередача: Учебник для вузов/ В.П. Исаченко, А.С. Сукомел.4-еизд.,перераб.и доп.М.:Энергоиздат,1981.416 с;

63. Фомин А.Н. Исследование осевой тепловой нагрузки гильзы цилинд-ра//Реферативная информация. Двигатели внутреннего сгорания.М: НИИИН-ФОРМТЯЖМАШ.1974.Ы4-74-2.С.26-29;

64. Жукаускас А.А. Конвективный перенос в теплообменниках. М.:Наука, 1982. 472 с;

65. Карташов Э.М. Аналитические методы в теории теплопроводности твердых тел: Учеб. пособие.3-е изд., перераб. и доп.М.:Высш. Шк., 2001.550 с;

66. Зарубин B.C. Инженерные методы решения задач теплопроводно-сти.М.: Энергоатомиздат, 1983.328 с;

67. Яксон И.А. Конвективный теплообмен в цилиндре поршневого двигателя с открытой камерой сгорания. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук. Санкт-Петербург: Санкт-Петербургский ГПУ, 2003.141 с;

68. Вырубов Д.Н., Ефимов С.И., Иващенко Н.А. и др. Двигатели внутреннего сгорания : Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей. 4-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1984.384 с;

69. Черняк А. А., Черняк Ж.А., Доманова Ю.А. Высшая математика на базе Mathcad. Общий курс.СПб.: БХВ-Петербург, 2004.608 с;

70. Очков В.Ф. Mathcad 7 Pro для студентов и инженеров.М.: КомпьютерПресс, 1998.380 с;

71. Гаркунов Д.Н. Триботехника (износ и безызносность): Учебник.4-е изд., перераб. и доп.М.: «Издательство МСХА», 2001. 616 с;

72. Сабоннадьер Ж.-К, Кулон Ж.-Л. Метод конечных элементов и САПР: Пер. с франц.М.: Мир, 1989.190 с;

73. Мэтьюз, Джон, Г., Финк, Куртис, Д. Численные методы. Использование MATLAB, 3-е издание.:Пер. с англ.М.: Издательский дом "Вильяме", 2001.720 с;

74. Тиняков А.Н. Влияние исполнения деталей цилиндропоршневой группы и режимов работы тепловозных дизелей на старение моторного масла. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук Москва МГТУ им Н.Э. БАУМАНА, 2003.131 с;

75. Partial Differential Equation Toolbox User's Guide. For use with Matlab. Computer Solutions Europe AB. By The Math Works, Inc. 1996;

76. Основы математического моделирования с примерами на языке MAT-LAB11. Изд. 2-е, доп.: Учебное пособие/Д.Л. Егоренков, А.Л. Фрадков, В.Ю. Харламо; Под ред. Д-ра тех.наук А.Л. Фрадкова; БГТУ. СПб., 1996.192 с;

77. Математическое моделирование и исследование процессов в ДВС/Под ред. В.А. Вагнера.Изд-во АлтГТУ, Барнаул, 1997.198 с;

78. Bank, Randolph Е., PLTMG: A Software Package for Solving Elliptic Partial .Differential Equations, User's Guide 6.0, Society for Industrial and Applied Mathematics, Philadelphia, PA, 1990;

79. Alfred A. Manuel. Atelier d'outils informatiques pour la physique (Info-Phys) E16ments de MATLAB D6partement de la Physique de la Mati£re Condensёe. Universite de Geneve, 8 January 2004;

80. Hoang Le-Huy Introduction к MATLAB et Simulink. Departement de genie electrique et de genie informatique Universit6 Laval Quebec, CANADA. Septembre 1998;

81. Introduction <k MATLAB. MAT-1996. Calcul matriciel en g6nie. Automne1998;

82. Olivier LOUISNARD. Initiation a MATLAB. 12 octobre 2001;

83. Кольчин А. И., Демидов В. П. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей. М.: Высшая школа, 2002. - 496 с;

84. Стефановский Б. С., Скобцов Е. А., Кореи Е. К. и др. Испытание двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1972. - 368 с;

85. Лабораторный практикум по испытаниям двигателей внутреннего сгорания/ А.А. Гаврилов, Ю.Г. Горнушкин, С.Г Драгомиров и др.; Под ред. Ю.Г. Горнушкина; Владим. гос. ун-т. Владимир 2000,160 с;

86. Кочуров А. А. Методика определения механических потерь в форсированном наддувом дизеле по нагрузочным характеристикам. Двигателе-строение, 1988, №9, с. 53 - 54;

87. Овсянников М.К., Костылев И.И. Теплотехника: Техническая термодинамика и теплопередача: Учебник.СПб.: ЭЛМОР, 1998.208 с;

88. Двигатели внутреннего сгорания. В Зкн. Кн. 2. Динамика и конструирование: УчебУВ.Н. Луканин, И.В. Алексеев, М.Г. Шатров и др.; Под ред. В.Н. Луканина.М.: Высш. шк., 1995319 с;

89. Двигатели внутреннего сгорания. В 3 кн. Кн. 1. Теория рабочих процессов: Учеб./Луканин В.Н., Марозов К.А., Хочиян А.С. и др.; Под ред. В.Н. Луканина.М.: Высш. шк., 1995368 с;

90. Кукис B.C. Системно-термодинамические применения двигателей Стирлинга для повышения эффективности силовых и теплоиспользующих установок мобильной техники: Дис. д-ра техн. наук.Челябинск, 1989.461 с;

91. Stewart Larry. Regulatory revolution/ Construction Equipment, August 1,2002;

92. Revolutionary New Piston Rings From Klein Engines Awarded "Patent Pending" From U.S. Patent Office;

93. Matthews R., Dimitrios Dardalis. Piston design offers savings.(diesel engine patent)/ Mining Journal, May 4,2001;

94. Fiscor Steve. Off-highway diesel engine trends. Engineering & Mining Journal, August 1,1994;

95. Nouvelles technologies pour des diesels moins polluants/http:// www.ec.gc.ca/Bulletin science et environnement Nouvelles technologies pour des diesels moins polluants.htm;

96. Emissions of Nitrogen Oxides from Marine Diesel Engines. Questions and Answers/Lloyd's Register of Shipping, 2002. 27p;

97. R6glement pour r6duire la tenue en soufre du carburant diesel: le gouver-nement du Canada va de l'avant/http://www.ec.gc.ca//R6glement pour reduire la tenue en soufre du carburant diesel le gouvernement du Canada va de l'avant.htm;

98. International Convention for the Prevention of Pollution from Ships, 1973, as modified by the Protocol of 1978 relating thereto (MARPOL 73/78). International Maritime Organization, 2002 http://www.imo.org/conventions;

99. Alan C. Lloyd, Thomas A. Cackette. 2001 Critical Review Diesel Engines: Environmental Impact and Control. California Air Resources Board. Air & Waste Management Association 2003/ http://www.awma.org;

100. Wilson Rob. DDC unveils new Series 60 for off-highway.(Detroit Diesel Corp.)/ Diesel Progress North American Edition, August 1,1999;

101. Roettger, Brant. Going off-road, (off road diesel engines)/World Mining Equipment, November 1,1997;

102. Lloyd Kamo, Melvin Woods, Walter Biyzik, Milad Mekar/ Thermal barrier coatings protect ceramic diesel engine components/ Advanced Materials EProcesses, May 1,2000;

103. Семенов Б.Н., Иванченко H.H. Задачи повышения топливной экономичности дизелей и путей их решения//Двигателестроение №11.1990.С 3-7;

104. Шабанов Н.Н. Метод конечных элементов в расчетах деталей тепловых двигателей.Л. Машиностроение, 1983.212 с;

105. Чайнов Н.Д., Григорьев О.А. Трехмерная конечноэлементная модель, анализ теплового состояния головки цилиндров тракторного дизеля// Изв. Вузов. Машиностроение,1988.N3.C.70-75;

106. Хамзин P.M. Повышение экономичности и долговечности судовых дизелей путем плазменного покрытия цилиндровых втулок. Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук. Санкт-Петербург 1997 r/http: //ramil.spb.ru/plazma/dis;

107. Хамзин P.M. Повышение экономичности и долговечности судовых дизелей путем плазменного покрытия цилиндровых втулок. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук. Санкт-Петербург 1997 /http: //ramil.spb.ru/plazma/dis;

108. Кольченко В.И., Мокавеев Ю.П., Кочетов В.А. Технико-экономические показатели и температурная напряженность турбопоршневого дизеля 8ЧН12/12/Двигателестроение №12.1982.С 9-13;

109. Голковский В.Р. Оптимизация отношения хода поршня к диаметру цилиндра и размеров камеры сгорания дизеля с непосредственным впрыскиванием. Часть II. Формипрвание индикаторного и эффективного КПД при n=const/Двигателестроение №4.1990.С 5-10;

110. Черняк А. А., Черняк Ж.А., Доманова Ю.А. Высшая математика на базе Mathcad. Общий курс.СПб.: БХВ-Петербург, 2004.608 с;

111. Izhak Etsion. State of the Art in Laser Surface Texturing. 7th Biennial ASME Conference on Engineering. Systems Design and Analysis ESDA2004-58058. Manchester 19-22 July 2004. BOOK OF ABSTRACTS, page 39;

112. Дорохов А.Ф., Зеббар Дж., Мирзабеков A.M. Расчетно-экспериментальное исследование формирования суммарной тепловой нагрузкина цилиндровую втулку судового дизеля//Двигателестроение,2004.№4.С11-13;

113. Зеббар Дж. Обобщение результатов расчетно-экспериментального исследования тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судовых дизелей. Вестник АГТУ №1(20), 2004.С152-155;

114. Зеббар Дж. Математическое моделирование температурного состояния цилиндровой втулки судового дизеля. Материалы конференции «Морин-тех-2003».Том 2, Санкт-Петербург: НИЦ «Моринтех», 2003.С 87-91;

115. Зеббар Дж. Математическое моделирование температурного состояния цилиндровой втулки судового дизеля. Материалы конференции (сборник тезисов докладов).СПБ.: «Моринтех», 2003. С 209-210;