автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Обращенная циркуляция охлаждающей жидкости как фактор повышения экономичности дизеля

На правах рукописи

ВАН ЮЙЯНЬ

Обращенная циркуляция охлаждающей жидкости как фактор повышения экономичности дизеля

Специальность 05.04.02 - Тепловые двигатели

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

С.Петербург - 2006

Работа выполнена на кафедре «Двигатели внутреннего сгорания» эиергомашиностроителыюго факультета Государственного образовательного учреждения высшего профессионального образования Санкт-Петербургский государственный политехнический университет (ГОУ «СПбГПУ»)

Научный руководитель доктор технических наук, профессор

Петриченко Михаил Романович

Официальные оппоненты доктор технических наук, профессор

Салова Тамара Юрьевна

кандидат технических наук Митяков Андрей Владимирович

Ведущая организация Санкт-Петербургский

государственный университет водных коммуникаций (СПбГУВК)

Защита диссертации состоится (о июня 2006 г., в 16 часов, на заседании диссертационного совета Д 212.229.09 в Санк-Петербургском государственном политехническом университете по адресу: 195251, СПб, Политехническая, 29, аудитория 235 главного здания.

С диссертацией можно ознакомиться в Фундаментальной библиотеке СПбГПУ по адресу: 195251, СПб, Политехническая, 29.

К

Автореферат разослан ^ мая 2006 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета Д 212.229.09, доктор технических наук, профессор

Хрусталев Б.С.

ДооСА

Общая характеристика работы

Актуальность работы. Современное состояние дизельного парка КНР характеризуется значительным количеством двигателей с невысокими значениями среднего эффективного давления, не превышающего 0,5...0,8 МПа. Эти двигатели массово выпускаются машиностроительными заводами для различных нужд народного хозяйства страны (тракторные и шлюпочные двигатели, дизель-генераторы, дизель-насосы). Их технические характеристики далеки от достигнутых мировой, в т.ч. российской практикой, показателей.

Наиболее естественным способом воздействия на эффективные показатели двигателя с невысокими термодинамическими параметрами цикла является увеличение механического КПД.

Как правило, двигатели с невысокой степенью форсирования обладают пониженными температурами деталей камеры сгорания, что особенно проявляется на дробных нагрузках, занимающих значительную долю в суммарном ресурсе работы двигателя.

Как правило, двигатели с невысокой степенью форсирования обладают увеличенными удельными расходами охлаждающей воды, доходящими до 100... 150ц7(кВт-ч).

Как правило, в ДВС такого класса температуры охлаждающей воды и смазочного масла снижены на большинстве эксплуатационных режимов, вплоть до номинального режима.

Таким образом, возникают естественные резервы воздействия на механический КПД малофорсированного двигателя увеличением температурного уровня пары трения поршень-втулка цилиндра. Увеличение температурного уровня деталей камеры сгорания достигается:

- увеличением температуры охлаждающей жидкости (воды) вплоть до перехода на высокотемпературное охлаждение без парообразования в контуре охлаждения;

- переходом па испарительное охлаждение без циркуляционного насоса. Эти мероприятия связаны с радикальной переделкой конструкции ДВС и его системы охлаждения. Значительно проще реализуется схема, описанная в ряде работ и связанная с изменением направления потоков охлаждающей воды в пределах традиционной (штатной) системы низкотемпературного охлаждения. Эта схема охлаждения не требует значительных переделок системы охлаждения, не требует дополнительного оборудования (компенсационных и расширительных баков), не требует перенастройки регулятора температуры, не требует замены водяного насоса или его модернизации, связанной с увеличением кавитационного запаса.

В настоящей работе предпринята попытка реализации обращенной циркуляции в контуре охлаждения двигателя Ч 95/110.

Цель работы. Увеличение экономичности двигателя применением обращенной циркуляции в контуре охлаждения.

Задачи исследования.

- практически реализовать обращенную циркуляцию охлаждающей воды в контуре охлаждения серийного двигателя и произвести сравнительные испытания на характерных режимах внешней и нагрузочной характеристики. Изучить интегральные характеристики отвода теплоты в натурных условиях заводских стендовых испытаний;

- оценить интегральные характеристики теплоотдачи в рубашке цилиндров при штатной и при обращенной циркуляции в условиях однофазной конвекции.

Объект исследования. Дизельный двигатель широкого народнохозяйственного назначения 24 95/110, номинальная мощность 17,5 кВт, максимальная частота вращения 2000 об/мин, производства машиностроительного завода г. Тайюань, КНР.

Методы исследования. Сравнительное изучение характеристик двигателя при работе со штатной системой охлаждения и при обращении циркуляции в контуре охлаждения, на испытательном стенде и по требованиям завода-изготовителя. Гидравлическое моделирование обтекания втулки цилиндра. Численное моделирование режимов течения и теплоотдачи в контуре охлаждения.

Новизна результатов. Доказательство возможности заметного (на 10... 15%) снижения удельного расхода топлива при изменении направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения на режимах внешней и нагрузочной характеристик. При этом максимальное снижение удельного расхода топлива наблюдается на дробных режимах работы. Доказательства снижения теплоотдачи и отвода теплоты от втулки цилиндра при обращении направления движения охлаждающей воды в рубашке цилиндра.

Практическую значимость работы составляет обнаруженные резервы заметного увеличения экономичности малофорсированного дизеля изменением направления движения воды в контуре, без перехода на экстремальные температурные режимы охлаждения (ВТО), чреватые существенными переделками двигателя и его систем.

На защиту выносятся следующие положения:

- в традиционной схеме охлаждения температура поверхности втулки возрастает вдоль направления движения воды, а при обращении направления движения, по меньшей мере, не увеличивается. Поэтому

теплоотдача от поверхности охлаждения втулки в воду снижается при обращении направления движения воды в рубашке охлаждения;

- обращение направления движения охлаждающей воды в рубашке охлаждения не приводит к увеличению потерь напора в рубашке;

- обращение направления движения охлаждающей воды в рубашке увеличивает экономичность дизеля в среднем на 10... 15%. Максимальное снижение расхода топлива (до 20...30%) достигается, как правило, на дробных нагрузках и снижается на нагрузках, близких к номинальным значениям;

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на школе-семинаре РАН под руководством академика А.И. Леонтьева (г. Калуга, 2005), на научно - технических семинарах и конференциях в СПбГПУ в 2004...2005 г.г.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 4 статьи и сообщения на научно-технических конференциях.

Структура и объем диссертации. Работа состоит из введения, трех глав и списка использованных источников. Объем работы: машинописного текста 108 е., рисунков 26, таблиц 5. Список литературы содержит 55 названия источников на русском языке.

Содержание диссертации.

Введение и материалы первой главы посвящены, в том числе, доказательству актуальности темы диссертационной работы. Показано, что создание «оптимальной» системы охлаждения связано с решением ряда противоречивых задач. Снижение отвода теплоты достигается целым рядом решений. Традиционные решения, основанные на увеличении температуры охлаждающей жидкости (воды), ВТО без парообразования в контуре или испарительное охлаждение циркуляционной воды, приводят к радикальной переделке двигателя и к модернизации его системы охлаждения, арматуры и агрегатов.

В ряде решений, например, АС СССР, №3884453/06 от 09.09.1985 «Система охлаждения ДВС», АС СССР №4459374/06 от 27.02.1990 «ДВС», АС СССР №4628742/25-06 от 17.01.1990 «Система жидкостного охлаждения тепловой машины», предложены замкнутые схемы низкотемпературного охлаждения ДВС с изменением направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения.

В этих материалах описаны различные способы управления потоками теплоносителя. Используется реле расхода, переключающее направление движения воды в зависимости от давления насыщенных паров в расширительном баке. На режимах холостого хода и низких нагрузок реле отключает систему охлаждения от водяного насоса. Насос работает «вхолостую», двигатель охлаждается в режиме свободной конвекции. При

увеличении нагрузки и по мере роста давления паров в баке реле разворачивает поток охлаждающей воды на обращенную циркуляцию. При дальнейшем увеличении нагрузки и давления насыщенных паров реле переключается на работу по штатной схеме охлаждения. Реле может отключаться от линии давления и работать «вручную» как трехходовой кран.

Используется дополнительный приточный коллектор, подводящий охлаждающую жидкость в верхнюю часть рубашки на режимах частичной нагрузки. При работе на максимальной нагрузке этот коллектор перекрыт. Экспериментальные исследования, выполненные на испытательных стендах в ЦНИДИ и на заводах-изготовителях в 1981... 1993 г.г., показали, что применение обращенной циркуляции охлаждающей воды позволяет заметно снизить расход топлива.

Были проведены испытания дизелей без наддува, со средним эффективным давлением не выше 0, 65 МПа (64120/140, 44 105/130, 2,4,8495/100) и на дизелях с невысоким наддувом, ре<1 МПа (8ЧН 260/260). Рекордное значение расхода топлива (154 г/(л.с.час)) получено на дизеле 64120/140 на стендах ЦНИДИ и Южного машиностроительного завода в 1982... 1987 г.г., при штатной комплектации дизеля (Н.И. Молодцов, Г.И. Белугин, Е.С. Горбунов).

На основании анализа этих данных делается вывод о пригодности применения обращенной циркуляции охлаждающей воды на ДВС близкой размерности 495/110.

Гидравлика рубашки охлаждения втулки

Для изучения особенностей движения охлаждающей воды в рубашке цилиндра использована модель рубашки цилиндра, представляющая собою коаксиальную цилиндрическую щель, образованную цилиндрами диаметрами 185мм (внутренняя поверхность) и 205мм (наружная поверхность). Длина образующей рубашки 250мм, подвод и отвод жидкости осуществляется через ниппели диаметром на проход 12мм. Размеры и пропорции размеров проточной части примерно соответствуют размерам

большинства рубашек охлаждения транспортных двигателей. Так, рубашка цилиндра двигателя 495/110 имеет одно подводящее и два переливных отверстия. Схема установки описана в главе 2 и представлена на рис. 1. Установка собрана на кафедре гидравлики СПбГПУ. Проточная часть рубашки цилиндра запитана водой от бака с фиксированным

Рис.1 Экспериментальная установка для измерения гидравлических характеристик рубашки

уровнем воды. С помощью двухходовых кранов удается переключать ниппели на подвод воды и на слив воды. Таким образом, изучается прямая циркуляция воды в рубашке («снизу вверх») и обратная циркуляция воды в рубашке («сверху вниз»). По высоте образующей щели установлены 4 пьезометра для измерения гидродинамического давления по длине щели. Для изменения расхода воды через проточную часть использовалось либо изменение уровня воды в баке (изменение напора), либо частичное перекрытие кранов на ниппелях. Напор можно было менять (примерно) вдвое (58...25 см). Расход изменялся в пределах (приближенно) 30...40 см3/с (110... 145 л/ч, что соответствует цилиндровой мощности, примерно, 1...2 кВт). Можно показать, что при таких значениях расхода рейнольдсовы числа потока составляют величины порядка 10... 100. Дальнейшее увеличение расхода (до 60...70 см3/с), соответствующее большим значениям цилиндровой мощности, не изменяет качественно картину распределения давления.

но № ,

106

ЮС

«в п Н=25 ст

<80 <

1ИГ| Н=55 cm

SSll стандартный контур S.soM стандартный контур

1 «С , S

и ТС ' ^ р 1 %

«о1 % ж

:(

tit.

2 !

4S4 Ч| Х Ч

лк\ N1 ?Л 1 i-

4Bj 7«!

»1

01JS4S вг» в 101i«1S141Siei7ieie 0 12 3 4««?« в 10(112 ¡31415*0171««»

Длина гидравлической модели рубашки L, cm Длина гидравлической модели рубашки L, cm

Рис. 2 Распределение напоров по длиие рубашки (символы - опытные точки)

Результаты измерений в различных комбинациях включения ниппелей представлены на рис.2 (символы - опытные точки). Основные результаты таковы:

- изменение напора зафиксировано только па входе в рубашку и на выходе из рубашки;

- распределение давления по высоте рубашки при любом открытии штуцеров и при любом значении расхода близко к гидростатическому распределению давления. Уровни жидкости в пьезометрах расположены в одной плоскости и изменение уровней неразличимо в пределах погрешности шкалы пьезометра (0,5 мм).

Конечно, оценки порядка рейнольдсовых чисел недостаточны для понимания неравномерно движения воды в кольцевой полости. Полное представление о характере течения можно получить с помощью CFD -технологий. Для визуализации течения произведены расчеты полей скорости и гидродинамического давления в коде FLOW-WORKS. Подробности реализации вычислительной процедуры описаны в главе 2. Решается система уравнений Стокса, плюс уравнение неразрывности. В турбулентном режиме движения система замыкается уравнением переноса

и рассеивания (диссипации) кинетической энергии турбулентности. В области низких чисел Рейнольдса замыкающее уравнение обращается в тождество и становится лишним. Решается только система Стокса плюс уравнение неразрывности. Граничные условия ставятся на скорость (в приточных отверстиях) и на давление (в отводящих воду отверстиях). В приточном отверстии задаются значения скорости втекания жидкости (воды) в пространство рубашки, в выходном сечении задается либо давление, либо градиент давления.

Результаты расчетов представлены на рис.3...5. Рисунок 3 содержит распределение скоростей в полости в цветном спектре. Оказывается, что в выбранном интервале изменения расходов распределение скорости обтекания поверхности внутреннего цилиндра коаксиальной цилиндрической щели отличает крайняя неравномерность. Области наибольших скоростей локализованы вблизи подводящих и переливных отверстий. При расходе сквозь рубашку 50 см3/с почти вся поверхность обтекаемого цилиндра находится в застойной зоне. Скорости обтекания в этой зоне порядка 1 мм/с, рейнольдсовы числа по ширине щели порядка 10. Увеличение скорости перетекания в 2... 5 раза не изменяют качественно картину обтекания: площадь застойной зоны заметно не меняется. И лишь увеличение скорости в переливных отверстиях до 20...30 м/с приводит к кризису обтекания рубашки. Такое увеличение скорости и нереально, и недопустимо в существующих конструкциях систем охлаждения.

Рисунок 4, позиции а, б, содержит спектр обтекания одиночной рубашки цилиндра (распределение линий тока в полости). Этот рисунок «расщепляет» цветной спектр рисунка 3. Как видно, линии тока, близкие к геодезическим линиям на поверхности цилиндра, соединяют подводящее и сливное отверстия. По этим линиям и проходит основной расход жидкости. Вне геодезического пучка располагаются замкнутые линии тока, заполняющие застойные зоны на рисунке 3. Наличие присоединенных патрубков не меняет принципиально картину течения. На рисунке 5 приводятся изотахи поля течения для двухцилиндрового блока при различных включениях насоса - по противоточной схеме (позиция а) и по схеме прямотока (позиция б). В обеих схемах включения насоса предполагается, что скорости движения воды в коллекторах одинаковы и равны 1 м/с, что соответствует скоростям движения воды в коллекторах ДВС. В обеих схемах предполагается, что приточные

г ими

; « шп

• 5 50504 4 «iras * «им»

■ ■» ш

• г 7м»г

• г.оыт i.HW о шаг

скаростЦи/с)

Рис 3 Изотахи поля скорости охлаждающей воды в полос i и рубашки

«.«804 •.1(272 5ИЯМ ' * »•73«

■ 4

■ %М7.

, ЗМММ 1 37896

. в.ютг

. «,»03вв1в2 скорост*»«:)

Г*

■ 4 72385 »«7»»7

? 1««3

! «77(8 1 «17» йЗЖ» С №»»378 скорость!»/«)

Рис.4а Спектр обтекания одиночной рубашки без патрубков

Рис. 46 Спектр обтекания одиночной рубашки цилиндра при наличии патрубков

[г тс«ад» ^ алстг

Г) всвг*

\ I ЖГО43

о «совег о ад^еяи I о жег* I о

гк«гегть{1»Л!>

Рис.5а Обтекание двухцилиндрового блока, противоток

Рис 56 Обтекание двухцилиндрового блока, прямоток

коллекторы тупиковые. Обращается внимание на «инвариантность» распределения расходов по рубашкам от конфигурации схемы. Оказывается, что распределение расходов по рубашкам цилиндров не зависит ог того, является ли схема прямоточной или противоточной. По-видимому, этот факт объясняется тем, что основные потери напора локализованы на входе в рубашку и на выходе из рубашки цилиндров. Кроме того, явно преувеличивается роль переливного отверстия, соединяющего смежные рубашки. Оказывается, что расход воды через переливное отверстие, соединяющее смежные

рубашки цилиндров, не Рис 5в. Распределение модифициро-превосходит 1...2% расхода воды ваНного гидродинамического давления через рубашку. По этой причине ,10 рубашкам цилиндров, противоток.

расходы воды в приточных и вытяжных отверстиях каждого из смежных цилиндров практически одинаковы.

Позиция в, рис.5, подтверждает выводы гидравлических исследований на одиночной рубашке: падения напора (давления) локализованы на местных сопротивлениях входа и выхода.

Поэтому, хотя это и представляется парадоксальным на первый взгляд, рубашку цилиндра и блок рубашек можно рассматривать как весьма короткий трубопровод (насадку).

Таким образом, в пределах эксплуатационных значений расходов охлаждающей воды обтекание поверхности охлаждения втулки (внутренней цилиндрической поверхности щели) крайне неравномерно, осуществляется с низкими скоростями. Изменение направления движения воды не сказывается на изменении распределения давления по длине рубашки и на конфигурации застойных зон.

По-видимому, основными причинами, влияющими на изменение интенсивности теплообмена при обращении движения охлаждающей воды в рубашке, являются изменения градиентов скорости воды и температуры охлаждаемой поверхности.

Влияние направления движения воды на конечную температуру охлаждающей воды и интенсивность теплообмена

В главе 2 выполнены оценки изменения температуры охлаждающей воды по длине образующей гильзы. Для средней температуры Тг охлаждающей воды выполняется уравнение баланса теплоты (первого начала для движения с теплообменом):

причем

Т,<0)=Т'. (2)

В уравнении (1): 81 =а/(рСру) - число Стентона (безразмерный коэффициент теплоотдачи), Т„=Т„(х) - температура поверхности охлаждения втулки, координата х исчисляется вдоль направления движения воды, 1 - уклон рубашки охлаждения, 1=1, если движение воды осуществляется сверху вниз, ¡=-1, если движение воды осуществляется снизу вверх, Я - гидравлический радиус, рассчитанный по обогреваемому

1 О2 - Б2

периметру рубашки, Я := ——^—-. Решение (1,2) имеет вид:

Тг(х) = ^-+ + Т ехр)"- (3)

С

V ^

Ко

ю

¡ей

Обычно -«и поэтому набранное курсивом слагаемое в (3)

Ср

несущественно.

Если величина коэффициента теплоотдачи постоянна вдоль координаты х, то (3) упрощается:

Т, (х) = | К (* - + Т ехр[- . (Зь")

Из предыдущей формулы получается простая оценка для конечной температуры жидкости на выходе из рубашки. Пусть х=Ь - осевая протяженность рубашки. Тогда:

Т":=тДь)>||тЛЬ-х).ехр[-|ф.

Таким образом, при неизменном температурном напоре градиент температуры теплоносителя возрастает при увеличении числа Б!. Величина безразмерной теплоотдачи, как известно, зависит от градиента температуры поверхности теплообмена. Если температура растет вдоль потока, величина коэффициента теплоотдачи возрастает по сравнению со значениями на изотермической поверхности. Наоборот, при падении температуры вдоль потока теплоотдача падает.

В книге Л.Г. Лойцянского «Ламинарный пограничный слой», с. 290...291 приводится решение уравнений неизотермического пограничного слоя, полученное С. Леви, и показывающее, что величина коэффициента

ЛсИпТ \ 0,37+0,Обр

теплоотдачи растет пропорционально -—(2 - Р) +11 , Р -

V с11пх )

формпараметр Хартри, характеризующий градиентность внешнего течения. Если скорость обтекания поверхности втулки постоянна, р = 0, то изменение теплоотдачи за счет изменения поверхностного градиента

/

температуры составит величину

(11пТ Л

1 + 2-— . Получается, что в

сИпх )

условиях прямой циркуляции, когда температура поверхности охлаждения втулки возрастает снизу вверх (вдоль потока), теплоотдача выше, чем в условиях обратной циркуляции, когда температура втулки не возрастает вдоль потока.

Кроме того, решение (3) обладает таким свойством. Пусть неизменны теплоотдача (число 81) и гидравлический радиус Я, а изменяется только температура поверхности охлаждения втулки Т№(х). Тогда, если температура охлаждаемой поверхности втулки монотонно возрастающая функция координаты х, то температурный напор между поверхностью охлаждения втулки и охлаждающей жидкостью больше, чем при постоянной или монотонно убывающей по координате х температуре втулки. Доказательство очевидно. В силу формулы Тейлора:

и

Т„{х-г)= ехр^- ^ (х) = (х)- +.... ,

а интеграл |г • ехр^- ^ёг > 0. Пусть:

Т(х, г) = Т„ (хХ1 - г? + к(х>(1 - г)2, г := (4)

о

к=к(х) - неизвестная функция продольной координаты х, координата у отсчитывается поперек щели, от втулки. Очевидно, (4) удовлетворяет таким граничным условиям по т. Т(х, 0) = ТЛ(х), дТ/дг — 0, г - О.Тогда градиент температуры на поверхности втулки 7=0 равен:

'ат'

8г,

Среднее арифметическое, по ширине щели, значение температуры равно: Т к

Тт = -у- + —. Эту температуру отождествляем с температурой Tf потока.

2Т к

Величина температурного напора равна: Тд -Т, = ^ - — . Величина

плотности теплового потока пропорциональна (8Т№ - к^ТТ^ - к) и достигает минимума при к=5. Тогда Т( ~ 0,75Т„. Аналогичные вычисления можно провести и для температуры Ть, исчисляемой как средняя по расходу температура,

1

|т(х,

-т-__0_

'ь-- I

\u.dz

о

Важно, что условия минимума температурного напора принципиально не могут быть реализованы в условиях штатной (прямой) циркуляции теплоносителя. Напротив, в условиях обратной циркуляции температуру теплоносителя можно довести до оптимального значения, отвечающего минимуму теплового потока. Например, пусть температура поверхности охлаждения втулки изменяется от 80°С (внизу) до 120°С в верхней части. Значит, если мы хотим минимизировать теплоотдачу в нижней части втулки, температура теплоносителя должна быть равна (примерно) Т'=60°С . Для минимизации теплоотдачи по всей поверхности втулки температура теплоносителя должна меняться от Т =60°С на входе до Т =90°С на выходе. Очевидно, такой температурный диапазон неприемлем и недостижим в реальном двигателе. Напротив, в условиях обратной циркуляции вполне допустимо, что температура теплоносителя на входе в рубашку втулки (т.е. на выходе из крышки) составляет 90°С и на выходе из рубашки - 93...95°С. Тем самым

снижается теплопередача на поверхности охлаждения втулки. Происходит разогрев втулки. Вязкость смазочного масла и потери трения уменьшаются. Более того, можно утверждать, что при уменьшении плотности теплового потока перепад температуры по длине втулки фиксируется, оставаясь оптимальным по всей длине образующей поверхности охлаждения. Иллюстраций выполненных оценок могут служить результаты теплотехнических испытаний дизеля 2495/110 на стенде машиностроительного завода в г. Тайюань.

Результаты испытаний дизеля 2495/110 по нагрузочной характеристике, п = 1995 об/мин, штатная система охлаждения

Мощность. кВт 15,73 15,23 14,3 12,57 8,46 3,77

Крутящий момент, н м 75,3 73 68,5 60,3 40,6 18,1 Удельный эффективный

расход топлива. г/(кВтч) 327 286 268 262 301 517

Перепад температуры в

рубашке цилиндра. °С 6,1 4,8 4,5

Результаты испытаний дизеля 2495/110 по нагрузочной

характеристике, п = 1995 об/мин, обращенная циркуляция

Мощность. кВт Крутящий момент, н м Удельный эффективный расход топлива, г/(кВтч) Перепад температуры в рубашке цилиндра. °С

16,68 14,86 12,45 8,21 3,65

79,9 71,1 59,6 39,3 17,5

226 223 229 293 537

3,9 1,0 2,4 _ _

Результаты испытаний дизеля 2495/110 по скоростной внешнейхарактеристике, штатная система охлаждения

Частота вращения, об/мин 1994 1901 1798 1707 1647 1603 1505 1403 Мощность, кВт 15,1 15,7 15,1 14,5 14,3 13,9 13,2 12,1

Крутящий момент, нм 72,3 78,8 80,3 81,4 83 83 83,7 82,6

Удельный эффективный

расход топлива. г/(кВтч) 284 281 277 275 274 275 277 282 Перепад температуры в

рубашке цилиндра, °С 3,7 4,6 6,1 6,8 6,7 6,7 7,1 7,0

Результаты испытаний дизеля 2495/110 по скоростной

внешнейхарактеристике, обращенная циркуляция воды

Частота вращения, об/мин 1998 1902 1798 1750 1697 1 650 1607 1504 Мощность. кВт 16,9 16,8 16,0 15,6 15,2 14,7 13,2 12,3

крутящий момент, н м 80 9 84,1 85 85,2 85,8 84,9 84,2 84,1 Удельный эффективный

расход топлива, г/(кВтч) 237 246 251 255 261 270 272 276 Перепад температуры в

рубашке цилиндра.°С 2,5 2,8 2,1 2,2 2,6 4,2 4,7 4,7 Таким образом, общие соображения теории теплообмена свидетельствуют в пользу обратной циркуляции охлаждающей воды в рубашке охлаждения втулки.

Эксперименты, подтверждающие справедливость прогноза о целесообразности обращения циркуляции в контуре охлаждения

Экспериментальные исследования с обращением циркуляции в системе охлаждения дизеля 2495/110, общепромышленного применения, производились на стенде завода-изготовителя, г. Тайюань, КНР. Схема экспериментального стенда представлена на рис. 6. Измерение частоты вращения коленчатого вала, крутящего момента, производилось на электрическом тормозе с рекуперацией электрической мощности. Оборудование стенда измерительными приборами соответствует ГОСТ 14846-81 и ОСТ КНР. При испытаниях использовалось дизельное топливо марки Л, ГОСТ 305-83 и масло М10Г2, ГОСТ 17479 1-85 (номенклатура рабочих сред по техническим условиям КНР соответствует этим документам).

Рис.ба Экспериментальная установка

(пульт управления и тормоз) Рис.66 Стенд с дизелем 2495/100

Раздельно измерялись перепады температур воды по головкам цилиндров и по рубашке охлаждения втулки. Для этой цели использовались многоспайные термобатареи и прецизионные термометры с ценой деления 0,5С. Погрешности измерений, возникающие при определении эффективных характеристик дизеля и температур охлаждающей воды и масла, определены в главе 3. Суммарная погрешность измерения частоты вращения ±0,004.

Эксперименты производились вначале со штатной системой охлаждения. Измерялись параметры дизеля на режимах внешней скоростной и нагрузочной характеристик. Затем нагнетательный патрубок водяного насоса соединялся с вытяжным коллектором. Вытяжной коллектор превращался в приточный коллектор. Вода подавалась вначале в крышки, а затем переливалась в блок цилиндров. При таком включении насоса приточный коллектор работал на вытяжку. Из блока цилиндров вода поступала в приточный коллектор блока и затем на коробку термостата. На полностью прогретом дизеле вода оборачивается на насос по большому кругу циркуляции, через радиатор.

Рисунки 7 и 8 содержат результаты измерения удельного расхода топлива на режимах внешней скоростной и нагрузочной характеристик соответственно.

300

290

280

а

% 270

Ъ

260

ш

£2

250

24 0

230

800

1000 1200 1400 1600 1800 200 n, r/min

— E>— дизель 2495 со штатной системой охлаждения * дизель 2495 при изменении направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения ДВС

Рис 7 Изменения удельного расхода юилива на режимах внешней скоростной характеристики (символы - опытные точки )

570 540 510 480 450 ■<= 420

t390 360 ШЗЗО 300 270 240 210 180,

10 12 Ре, kW

14 16 1Е

~ Е> ~ дизель 2495 со штатной системой охлаждения * дизель 2495 при изменении направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения ДВС

Рис.8 Нагрузочная характеристика дизеля 2495/110, п=2000об/мин (символы - опытные точки)

Обсуждение полученных результатов корреспондирует с высказанными соображениями о влиянии направления движения воды в блоке на экономичность дизеля и, в значительной мере, подтверждает эти соображения. Например, улучшение экономичности фиксируется во всем диапазоне нагрузок. Наибольший рост экономичности приходится на режимы частичных нагрузок. Рост экономичности снижается при снижении частоты вращения.

Общие выводы

1. Анализ конструкций и схемных решений по системам охлаждения ДВС указывает на значительные резервы низкотемпературных замкнутых систем охлаждения. В особенности это справедливо для дизелей с невысоким номинальным значением среднего эффективного давления, рс<1,0 МПа и для частичных режимов дизелей средней и высокой форсировки;

2. Использование традиционной модернизации системы охлаждения дизеля 2495/110, в частности, перевод дизеля на ВТО без парообразования в контуре охлаждения, экономически нецелесообразно. Перевод на ВТО дизеля 2495/110 потребует создания новой модификации двигателя. Поэтому оказывается оправданной модернизация системы охлаждения дизеля 2495/110 без радикальной переделки конструкции двигателя и его системы охлаждения;

3. Оценки интенсивности теплопередачи в рубашки цилиндров

показывают, что изменение направления движения охлаждающей воды приводит к снижению коэффициента теплоотдачи и перепада температуры охлаждающей воды по рубашке цилиндра. При обращении направления движения воды в рубашке удается приблизить величину средней температуры охлаждающей воды к значению, отвечающему минимуму теплопередачи от втулки цилиндров в охлаждающую воду;

4. Применение численного моделирования полей скорости и спектров течения на поверхности охлаждения втулки в реальных масштабах размеров и скоростей движения воды обнаруживает наличие двух областей с повышенными скоростями течения - вблизи приточного отверстия и вытяжных отверстий. Остальная часть поверхности охлаждения втулки находится в застойной зоне. По этой причине крайне выгодно снизить температуру теплоносителя в верхней части рубашки и повысить ее внизу;

5. Обращение движения охлаждающей воды в контуре охлаждения дизеля 2495/110 приводит к результатам, прогнозировавшимся раньше, в экспериментах па дизелях Ч и ЧН 120/140, ЧН 140/140, Ч и ЧН110/130 и др.

Отмечаем заметный рост экономичности (до 30...50 г/кВтч на частичных режимах и до 10... 15 г/кВтч на режимах номинальной мощности и номинального крутящего момента). Отмечается некоторое увеличение величины максимального крутящего момента при работе по внешней характеристике. Это увеличение достигает 3...3,5 Н м;

6. Переоборудование системы охлаждения дизеля 2495/110 не потребовало значительных затрат времени и средств. Не обнаружено никаких нештатных ситуаций в работе системы охлаждения и дизеля, связанных с нарушениями термического режима охлаждения, разгерметизацией системы охлаждения и прочими коллизиями.

Основные материалы диссертации опубликованы в статьях:

1. «Тонкая» структура крупномасштабного вихря // В сборнике трудов конференции «Развитие интеллектуального потенциала», том 2, СПбГПУ. 2002. с.306...309 (совместно с Петриченко М.Р.; доля авторского участия 50%).

2. Гидравлические задачи расчета систем охлаждения // В сборнике научных трудов «Двигатслестроение», посвященных памяти профессора Дьяченко Н.Х., СПб, изд-во СПбГПУ. 2004. с. 105... 114 (совместно с Петриченко М.Р., Умовым A.B.; доля авторского участия 25%).

3. Обращенная циркуляция в контуре охлаждения ДВС - фактор увеличения экономичности // В Трудах 15-й школы-семинара А.И. Леонтьева по тепломассобмену в энергетических установках, М.:Калуга. 2005. с.211...215(совместно с Петриченко М.Р.; доля авторского участия 50%).

Лицензия ЛР №020593 от 07.08.97

Подписано в печать 26.04.2006. Формат 60x84/16. Печать цифровая Усл. печ. л. 1,0. Тираж 100. Заказ 502Ь.

Отпечатано с готового оригинал-макета, предоставленного автором, в Цифровом типографском центре Издательства Политехнического университета 195251, Санкт-Петербург, Политехническая ул , 29 Тел.: 550-40-14 Тел./факс: 297-57-76

>

1

XûOG A AOS 00

»10500

ВВЕДЕНИЕ.

1. СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВС(АНАЛИЗ ЛИТЕРАТУРЫ) l. I. Влияние системы охлаждения на тепловое состояние ДВС и на его экономичность.

1.2. Роль гидравлических задач в вопросах охлаждения ДВС.

2. ГИДРАВЛИКА НЕИЗОТЕРМИЧЕСКОГО ПОТОКА В ПОЛОСТИ ОХЛАЖДЕНИЯ РУБАШКИ ЦИЛИНДРА.

2.1. Оценка конечных температур теплоносителя.

2.2. Оценка скорости движения теплоносителя.

2.2.1. Движение теплоносителя в полости охлаждения втулки.

2.2.2. Узкая щель.

2.3. Качественная оценка влияния направления течения охлаждающей жидкости в рубашке цилиндра на интенсивность теплопередачи.

2.3.1. Оптимальная температура теплоносителя.

2.3.2. Качественная оценка теплового баланса потока теплоносителя в полости охлаждения втулки.

2.3.3. Негативные стороны обращения циркуляции.

3. ПРОГРАММА, МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ

ИССЛЕДОВАНИЙ И ПРИМЕНЯЕМОЕ ОБОРУДОВАНИЕ.

3.1 Объект исследований.

3.2 Методика исследований интефальных характеристик рабочего процесса дизеля.

3.3 Экспериментальная установка, приборы и оборудование.

3.4. Методика обработки экспериментальных данных. Погрешности измерения и расчета.

3.5. Результат!,I экспериментальных исследований.

3.5.1. Исследование топливно-экономических и энергетических показателей дизеля 2495 при изменении направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения ДВС и дизеля 2495 со штатной системой охлаждения в условиях скоростной характеристики.

3.5.2. Исследование технико-экономических параметров дизеля в условиях нафузочной характеристики.

В настоящей диссертации под системой охлаждения (СО) понимается насосная система жидкостного охлаждения, т.е. система охлаждения, использующая в качестве теплоносителя капельную (текучую) среду (жидкость), в которой отсутствуют фазовые переходы. Перемещение теплоносителя в такой системе осуществляется насосом. Системы охлаждения этого типа наиболее широко представлены на двигателях небольшой мощности транспортного и общепромышленного применения. Кроме этого, они широко и всесторонне исследованы.

Функциональное назначение всякой системы охлаждения ДВС состоит в поддержании максимально допустимого температурного состояния деталей 1(илиндро-поршневой группы (ЦПГ) (крышки цилиндра, втулки, поршня). В большинстве реализованных систем охлаждения эти функции достигаются только отчасти и только на режимах номинальной (максимальной) мощности и (или) максимального (номинального) крутящего момента. Как правило, выполненные системы охлаждения гарантируют отвод теплоты с «запасом», обеспечивая заведомо большее снижение температуры на частичных нагрузках и, даже, на полной нагрузке, чем это необходимо по условиям эксплуатации ДВС. В создании подобного запаса есть определенный резон, продиктованный унификацией ДВС в пределах размерного ряда.

Например, дизель 64 12/14 был форсирован по мощности почти вдвое (с 65 кВт до 120 кВт) применением свободного газотурбинного наддува без переделок контура охлаждения и даже без изменения производительности насоса пресного контура. Подобная унификация позволяет решать производственные задачи. Но, очевидно, что исходный ([базовый) вариант двигателя имел заведомо «избыточную» систему охлаждения.

Мерой интенсивности охлаждения, достаточно репрезентативной с # точки зрения внешнего теплового баланса, служит удельный расход охлаждающей жидкости. Из условия внешнего теплового баланса (первого начала для потока) следует:

Qcoo/ = beHuNeT!COOI = bcoolNeC(T" - т) НА=—,

Ле ьС001с(т"-т) где: rjcooi, Г|е - коэффициенты трансформации теплоты топлива в теплоту, отводимую в СО и превращенную в механическую работу, Ни -теплотворная способность топлива, С - удельная теплоемкость теплоносителя, bcooi - удельный расход теплоносителя (на единицу механической работы двигателя), Т, Т - температуры теплоносителя на входе в рубашку охлаждения и на выходе из нее соответственно. Следовательно: и Л cool 1

0001 т)е С(Т -Т )

Анализ этой формулы приводит к очевидным результатам. Их нет необходимости перечислять. Важно только, что величина удельного расхода теплоносителя прямо пропорциональна количеству теплоты, отводимой в СО, в долях теплоты, превращенной в механическую работу. Для двигателей небольшой мощности, без наддува, rie = Лсооь поэтому, приближенно:

3600 3600 ,

001 = C^F^-T7]^ 4,187 • (5.Л5) = КГ/(КВТ-Ч)'

Если в качестве теплоносителя использовать воду. Числовые значения rjcooi приводятся в таблице (данные профессора А.К. Костина).

Таблица 1

Двигатель D, мм S, мм n, мин"1 pe, МПа acoob%

MAN K9Z780/140C 480 1400 115 0,762 14,6

Зульцер бр., RS76 760 1550 115 0,49 17,5

Доксфорд 7619 760 520+1680 120 0,96 15,6

5ДКРН 74/180 740 1800 115 0,70 13,6

Веркспур 680 1250 125 0,65 15,9

Фиат 688S 680 1200 125 0,66 18

Доксфорд 651 LBD 650 920+1400 115 0,87 14,3

Зульцер Т56 560 1000 155 0,47 17,6

Мицубиши UET 520 650 333 0,97 9,7

6 ЧН 36/45 360 450 375 0,77 22,6

12 ЧН 26/26 260 260 1000 1,41 15,2

MAN V8V24/30 240 300 900 1,57 15,2

MAN V6V23/23TL 230 230 1500 1,28 13,3

MAN W6V22/30 220 300 900 1,02 20,5

DB V16/1 190 230 1500 1,15 19

MTUMD-538 185 200 1790 1,71 18

SEMT12PA-3 175 210 1500 1,14 18,1

SAM M60 V16BSHR 175 180 1500 1,17 18,5

Мицубиши 24WZ 150 200 1650 1,11 18

MAN D8550M1U 128 150 1900 0,89 28

49,5/10 95 110 1500 0,57 31

Использование жидкостей, содержащих метиловый спирт (тосолы, антифризы), снижает теплоемкость С в 2.2,5 раза. При неизменной величине ba)()| применение низкозамерзающих сред приводит к увеличению перепада температуры теплоносителя Т - Т, что чревато короблением блока s цилиндров [Ливепцев Ф.Л. Силовые установки с ДВС. —Л.: Судостроение. 19691. Поэтому «в пересчете на тосол» удельный расход теплоносителя доводится до 120.200 кг/(кВт-ч).

В условиях ДВС небольшой мощности, без наддува, уже не существует сколько-нибудь заметных способов воздействия на экономичность через рабочий процесс, через индикаторные показатели двигателя. По-видимому, на этом направлении ресурсы усовершенствования двигателя исчерпаны или близки к исчерпанию. Об этом убедительно свидетельствует опыт ЦИИДИ по повышению топливной экономичности дизелей промышленного применения [Двигателестроение. -1982. -№10. -1986.-№1.].

Остается единственный и эффективный параметр управления — механический КПД. Его роль в повышении экономичности двигателя, как показывает практика доводки серийных и новых ДВС, трудно недооценить. 11аряду с обширным комплексом технологических мероприятий, связанных, в частности, с применением новых типов уилотнительных и скребковых колец, с управлением эпюрой давления колец, с созданием новых профилей головки и тронка поршня, резервом экономичности остается система охлаждения двигателя.

Совершенствование системы охлаждения производится, в основном, по двум направлениям. Первое направление совершенствования системы охлаждения связано с увеличением температуры охлаждающей жидкости. 11ри этом многими авторами отмечается рост топливной экономичности двигателя. Снижение расхода топлива связано с уменьшением мощности механических потерь, со снижением мощности сил трения в ЦПГ.

Однако, перевод двигателя на работу с повышенной температурой теплоносителя чреват, во-первых, существенной переделкой контура охлаждения, связанной с ростом давления в контуре охлаждения, с увеличением плотности арматуры, с изменением компоновки дренажно-компенсационной линии и.т.п. Резко повышаются требования к насосу СО в части увеличения кавитационного коэффициента быстроходности (иногда на 100.200 об/мип).

Во-вторых, ужесточаются требования к тепловым зазорам в сопряжении поршень-втулка. Увеличение температуры теплоносителя приводит к росту температуры поршня и втулки цилиндра. Рисунок BI иллюстрирует сказанное на примере 2 двигателей, малой мощности и дизель-генератора с небольшим наддувом [P.M. Петриченко. Диссертация. —JI., 1967. -с.85|. Совершенно очевидно, что изменение (увеличение) температуры поршня и втулки изменяют температурный режим теплопередачи в сопряжении поршень-зеркало втулки. Сохранение подвижности и нормальной работы сопряжения неизбежно связано с изменением тепловых зазоров на головке поршня, на его коленном поясе и на тронке поршня. Это, по существу, означает разработку новой конструкции поршня.

В-третьих, изменение температурного режима ЦП Г требует применение новых смазочных материалов. Современный автор указывает, что «Повышение температуры охлаждающей воды при переводе двигателя на ВТО в известных пределах благоприятно сказывается на износе деталей ЦП Г. Гак, повышение средней температуры охлаждающей воды на 10 °С , с 80 °С до 90 °С , по данным фирмы «Инжиниринг Контрол», США, вызывает уменьшение изиосов втрое. Это объясняется более равномерным прогревом блока и втулки, уменьшением коробления и снижением коррозионного износа втулки. Однако если температура втулки превышает 145. 160 °С , то может наблюдаться, при использовании отечественных минеральных масел, повышенный износ втулки, колец и поршня» [Ставицкий В.Г. Результаты сравнительных испытаний дизеля ЗД-6 при различных температурах охлаждающей воды. Судостроение. -1960.2.]. ограничении по ////// пакаобразованию ограничении по // / температурному зазору Т

100 110 120 410.5/Типа 13 t С

260 л

250 -240 -230 -220 -210 -200 -190180170160150140130 -120 -110100 t кольцо ограничении по / / / / / лакаобразованию ограничении по температурному зазору рабочая зона i coon

-1 I . I .I .I 1 |—

70 80 90 100 110 120 Типа 12 ЧН 18 / 20 в агрегате AC-802 I

130

Рис. Введение 1-1 Характер зависимости температур днища поршня в зоне верхнего поршневого кольца 11пк, втулки t вт от температуры охлаждающей воды при номинальной нагрузке двигателей Типа 410.5/13 и Типа 12 ЧН 18 / 20 в агрегате АС-802

Наконец, в-четвертых, перевод на ВТО связан с изменением системы контроля и управления потоками теплоносителя в СО. В частности, изменяются требования к терморегулятору, изменяющему движение потоков в контуре и, что особенно важно и неприятно, к теплообменным аппаратам системы охлаждения. Как правило, для моторостроительных заводов и регуляторы и теплообменные аппараты являются комплектующими изделиями.

Сказанное позволяет констатировать, что перевод ДВС на охлаждение теплоносителем с повышенной температурой требует создания новой модификации двигателя и его систем, в том числе, с иными температурными зазорами, с иным контуром охлаждения, иным насосом и с иной системой смазки.

Второе направление совершенствования СО связано с воздействием на механический КПД двигателя изменением вектора потока охлаждающей жидкости без специального изменения температурного режима охлаждения. Речь идет, прежде всего, об изменении направления движения охлаждающей жидкости в контуре охлаждения при сохранении неизменной конструкции охлаждающего контура - арматуры, полостей охлаждения, насоса, системы автоматического контроля и теплообменных аппаратов.

Конечно, для двигателей с высокими технико-экономическими показателями, такими, как Д-49, B&W, MTU, система охлаждения не является избыточной и величина Г|соо| не превосходит 12. 17%. В то же время для ДВС малой агрегатной мощности, с невысокой степенью форсирования, величина относительного отвода теплоты в СО не мала. 11оэтому такие двигатели, грубо говоря, имеют избыточную систему охлаждения. Для малоразмерных дизелей существуют резервы подогрева втулки и поршня без перевода двигателя на охлаждение при повышенных температурах теплоносителя.

Существует несколько решений задачи об изменении направления потоков. Например, в [Большаков В.Ф., Фомин Ю.Я., Павленно В.И. Эксплуатация судовых среднеоборотных дизелей. -М.: Транспорт. -1983. — 160с.] предложен контур охлаждения ДВС, в котором подвод охлаждающей жидкости производится через несколько параллельно соединенных приточных коллекторов. При работе двигателя на малых нагрузках ограниченный расход жидкости подается только в верхний приточный коллектор, обеспечивая охлаждение только фланцевой части втулки и горячего стыка. Этот коллектор выполнен гак, что часть расхода теплоносителя перепускается на всасывающую линию насоса, см. рис. В2. При увеличении нагрузки подвод жидкости переключается на нижний приточный коллектор, выполненный тупиковым и в котором весь расход теплоносителя проходит через всю рубашку охлаждения.

В [Кригер A.M., Дискин М.Е., Новенников АЛ., Пикус В.И. Жидкостное охлаждение автомобильных двигателей. -М.: Машиностроение. -1985. —176с.] предложен комбинированный реверс потока в контуре охлаждения двигателя с внешним парообразованием. На низких нагрузках расход теплоносителя перепускается мимо блока. 11ри увеличении нагрузки регулятор расхода направляет поток в крышки цилиндров. Дальнейшее увеличение нагрузки сопровождается переключением на прямую схему циркуляции. Управляющим воздействием для регулятора расхода ф (трехходового крана) служит давление пара в расширительном баке.

Как видно, эти решения связаны с коренной переделкой контура охлаждения, с его усложнением.

Наиболее простой и естественный способ - реверс потока, при котором «холодный» теплоноситель вначале подается в крышку цилиндра, а затем переливается в рубашку блока. Такое охлаждение использовалось на дизелях 64 12/14, Ч 9,5/10, Ч 10,5/13, 8ЧН 26/26 и др. в 1981.1993

Баталова. В.А. Температурные и гидродинамические режимы работы ф системы охлаждения головок цилиндров быстроходных дизелей.

Диссертация соиск. учен. степ, к.т.н. —Я., ЛГ1И, 1986.] и показало неплохие результаты при натурных испытаниях на заводах — изготовителях.

В связи с этим цель настоящего диссертационного исследования ставится как применение и внедрение простейшего реверса охлаждении или обращении циркуляции охлаждающей жидкости, на дизелях небольшой мощности, со средним эффективным давлением не выше 0,5.0,6 МПа, без парообразования в контуре охлаждения, дли улучшении эффективных показателей двигателя.

Обьекг исследования. Дизельный двигатель широкого народнохозяйственного назначения 24 95/110, номинальная мощность 17,5 кВт, максимальная частота вращения 2000 об/мин, производства машиностроительного завода г. Тайюань, КНР.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие общие задачи:

- практически реализовать обращенную циркуляцию охлаждающей воды в контуре охлаждения серийного двигателя и произвести сравнительные испытания на характерных режимах внешней и нагрузочной характеристики. Изучить интегральные характеристики отвода ген лоты в натурных условиях заводских стендовых испытаний;

- оцепим» интегральные характеристики теплоотдачи в рубашке цилиндров при штатной и при обращенной циркуляции в условиях однофазной конвекции.

Методы исследования настоящей диссертации представлены следующие:

1. Сравнительное изучение характеристик двигателя при работе со штатной системой охлаждения и при обращении циркуляции в контуре охлаждения, на испытательном стенде и по требованиям завода-изготовителя.

2. Гидравлическое моделирование обтекания втулки цилиндра.

3. Численное моделирование режимов течения и теплоотдачи в контуре охлаждения.

Новизна результатов

1. Доказательство возможности заметно!-о (на 10. 15%) снижения удельного расхода топлива при изменении направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения на режимах внешней и нагрузочной характеристик. При этом максимальное снижение удельного расхода топлива наблюдается на дробных режимах работы.

2. Доказательства снижения теплоотдачи и отвода теплоты от втулки цилиндра при обращении направления движения охлаждающей воды в рубашке цилиндра.

На защиту выносится следующие положении:

- в традиционной схеме охлаждения температура поверхности втулки возрастает вдоль направления движения воды, а при обращении направления движения, по меньшей мере, не увеличивается. Поэтому теплоотдача от поверхности охлаждения втулки в воду снижается при обращении направления движения воды в рубашке охлаждения;

- обращение направления движения охлаждающей воды в рубашке охлаждения не приводит к увеличению потерь напора в рубашке;

- обращение направления движения охлаждающей воды в рубашке увеличивает экономичность дизеля в среднем па 10. 15%. Максимальное снижение расхода топлива (до 20.30%) достигается на дробных нагрузках и снижается на нафузках, близких к номинальным значениям. О О 9 P 9 9

Рис. 13-2 Схема системы охлаждения с двухуровневым подводом охлаждающей жидкости

1—дизель (64 120/140)

2—вытяжной коллектор

3—приточный коллектор верхний с перепуском на насос

4—при точный коллектор нижний, тупиковый

5—циркуляционный насос

6—термостат нижнего коллектора

7—термостат верхнего коллектора

В показанной конфигурации термостаты обеспечивает работу верхнего коллектора (прогрев, частичные режимы )

ВЫВОДЫ ПО РАЗДЕЛУ 2.

I. Обращение направления движения теплоносителя в рубашке охлаждения цилиндра способствует снижению отвода теплоты от втулки и температурного напора между поверхностью охлаждения втулки и теплоносителем. Величина температурного напора приближается к оптимальному значению, составляющему Т примерно) •—-. 4

1. Обращение направления движения теплоносителя в рубашке способствует снижению перепада температуры теплоносителя но длине рубашки.

2. В то же время, при изменении направления движения теплоносителя в вертикальных и в наклонных блоках цилиндров несколько возрастает величина потерь напора. Абсолютное увеличение потерь напора составляет величину hcx=[3(T -t)l . В абсолютном исчислении увеличение потерь напора составляет величину порядка (3.5) Lp. Например, для воды на линии насыщения изменение потерь напора составит примерно 0,003 L, что нисколько не влияет' на увеличение механических потерь двигателя даже при больших вертикальных размерах рубашки.

3. ПРОГРАММА, МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ

ИССЛЕДОВАНИЙ И ПРИМЕНЯЕМОЕ ОБОРУДОВАНИЕ 3.1 Объект исследований

В задачу экспериментальных исследований входит изучение и оценка влияния направления движения теплоносителя в рубашке охлаждения цилиндров на интегральные характеристики рабочего процесса двигателя и па его теплообмен, т.е. на технико-экономические и экологические параметры дизеля.

Объектом исследований является дизельный двигатель широкого народно-хозяйственного назначения 24 95/110 со штатной системой охлаждения и при изменении направления движения охлаждающего воды в контуре охлаждения ДВС.

Ниже приведена техническая характеристика исследуемого дизельного двигателя-прототипа в таблице 2 в соответствии с ГОСТ [Инструкция но эксплуатации автомобиля 495/100J.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По результатам проведенной работы можно сделать следующие основные выводы:

1. Анализ конструкций и схемных решений по системам охлаждения ДВС указывает на значительные резервы низкотемпературных замкнутых систем охлаждения. В особенности это справедливо для дизелей с невысоким номинальным значением среднего эффективного давления, рс<1,0 MI 1а и для частичных режимов дизелей средней и высокой форсировки;

2. Пользование традиционной модернизации системы охлаждения дизеля 2495/110, в частности, перевод дизеля на ВТО без парообразования в контуре охлаждения, экономически нецелесообразно. Перевод на ВТО дизеля 2495/110 потребует создания новой модификации двигателя. Поэтому оказывается оправданной модернизация системы охлаждения дизеля 2495/110 без радикальной переделки конструкции двигателя и его системы охлаждения;

3. Оценки интенсивности теплопередачи в рубашки цилиндров показывают, что изменение направления движения охлаждающей воды приводит к снижению коэффициента теплоотдачи и перепада температуры охлаждающей воды по рубашке цилиндра. При обращении направления движения воды в рубашке удается приблизить величину средней температуры охлаждающей воды к значению, отвечающему минимуму теплопередачи от втулки цилиндров в охлаждающую воду;

4. Применение численного моделирования полей скорости и спектров течения на поверхности охлаждения втулки в реальных масштабах размеров и скоростей движения воды обнаруживает наличие двух областей с повышенными скоростями течения - вблизи приточного отверстия и вытяжных отверстий. Остальная часть поверхности охлаждения втулки находится в застойной зоне. По этой причине крайне выгодно снизить температуру теплоносителя в верхней части рубашки и повысить ее внизу;

Обращение движения охлаждающей воды в контуре охлаждения дизеля 2495/110 приводит к результатам, прогнозировавшимся раньше, в экспериментах на дизелях Ч и ЧН 120/140, ЧП 140/140, Ч и ЧН110/130 и др. Отмечаем заметный рост экономичности (до 30.50 г/кВт-ч на частичных режимах и до 10. 15 г/кВт-ч на режимах номинальной мощности и номинального крутящего момента). Отмечается некоторое увеличение величины максимального крутящего момента при работе по внешней характеристике. Это увеличение достигает3.3,5 П-м;

Переоборудование системы охлаждения дизеля 2495/110 не потребовало значительных затрат времени и средств. Не обнаружено никаких нештатных ситуаций в работе системы охлаждения и дизеля, связанных с нарушениями термического режима охлаждения, разгерметизацией системы охлаждения и прочими коллизиями.

1. Абрамов П.И. Теория и практика систем подачи и распределения воды. -М.: Стройиздат. -1982. -288с.

2. Бай Ши И. Теория струй, -М.: HJI. 1960.

3. Баталова. В.А. Температурные и гидродинамические режимы работы системы охлаждения головок цилиндров быстроходных дизелей. Диссертация соиск. учен. степ, к.т.н. —Л., ЛПИ, 1986.

4. Беклемишев Д.В. Дополнительные главы алгебры. -М.: Паука.1984.

5. Большаков В.Ф., Фомин 10.Я., Павленно В.И. Эксплуатация судовых среднеоборотных дизелей. -М.: Транспорт. -1983. —160с.

6. Бухарцев В.П., Петриченко М.Р. Энергетическая аналогия в гидравлике переменного расхода. -Труды конференции «Высокие технологии образования и науки». СПб, 17.02.05. CI16ГПУ. 2005. с. 217-219.

7. Бухарцев В.П., Петриченко М.Р. Изменение расхода по длине приточного коллектора. -Труды конференции «Фундаментальные исследования в университетах». СПб. 23.05.05. СПбГПУ. 2005. с. 258-260.

8. Валландер С.В. Равновесие бароклинной теплопроводной жидкости в консервативном силовом поле. Известия АН СССР. 1974. том 216.- №2.

9. Введенский А.А. Термодинамические расчеты нефтехимических процессов. —Л.: Гостотехниздат,-1960.-576с.

10. Геращенко О.А., Гордов A.M. и др. Температурные измерения -справочник. — М.: Киев Hayкова Думка,-1984.11. ГОСТ испытания.

11. Зайдель A.M. Элементарные оценки ошибок измерений. —Л.: Паука. -1967. —88с. Кассандрова О.И., Лебедев В.В. Обработка результатов наблюдений. —М.: Наука. 1970. —104 с.

12. Иващснко М.Л. Нестационарное тепловое состояние деталей ЦПГ двигателей с умеренным отводом теплоты от рабочего тела // ИФЖ, том 60 (1986). -№2. -с. 67-71.

13. Инструкция но эксплуатации автомобиля 495/100.

14. Инструкция по эксплуатации тормоза.

15. Кораблев В.В. Теплообмен в зарубашечном пространстве ДВС при однофазном течении охлаждающей среды // Двигатслестроение. -№3. —1982.с. 15-17.

16. Кригер A.M., Дискин М.Е., Новенников АЛ., Пи кус В.И. Жидкостное охлаждение автомобильных двигателей. -М.: Машинос'фоение. -1985.-176с.

17. Ливенцев Ф.Л. Силовые установки с ДВС. —Л.: Судостроение.1969.

18. Лямаев Б. Ф. Гидроструйные насосы и установки. —М.: Машиностроение. -1988. -256с.

19. Лямаев Б. Ф., Небольсин Г.П., Иелюбов В.А. Стационарные и переходные процессы в сложных гидросистемах. —М.: Машиностроение. — 1978.-200с.

20. Меренков A.II. Математические модели и методы для анализа и оптимизации проектирования трубопроводных систем. Автореферат диссертации соиск. учен.степ.д.т.н. Новосибирск. 1973. — 34 с.

21. Меерович И.Г., Мучник Г.Ф. Гидродинамика коллекторных систем. М.: Наука. -1986. -144с.

22. Молодцов И.И., Петриченко М.Р. Теплоотдача от втулки цилиндра в условиях однофазной конвекции //Двигатслестроение. — №10. — 1982. -с. 11-15.

23. Молодцов Н.И., Петриченко М.Р. определение интенсивности теплоотдачи в системе жидкостного охлаждения втулки цилиндра.//Двигателестроепие. -№10. — 1982. с.27-29.

24. Морозов К.А. Токсичность автомобильных двигателей. — М.Легиоп-Автодата. 2000. -79с.

25. Новенников АЛ. Диссертация па соискание ученой степени д.т.н. -М.: МТУ.-1993.

26. Патрашев A.M. Прикладная гидромеханика. М.: 1970.-е. 19.

27. Петриченко М.Р. Гидравлика неизотермичсских потоков в системах жидкостного охлаждения поршневых двигателей. Диссертация соиск. учен. степ, д.т.н. Л. -1990. -414с.

28. Петриченко М.Р. Гидравлика неизотермичсских потоков в системах жидкостного охлаждения поршневых двигателей. Диссертация соиск. учен. степ, д.т.н. J1. —1990. - 414с.

29. Петриченко М.Р. Конкретные задачи гидравлики в расчетах низкопапорных систем ДВС. Безнасосная система охлаждения, в сборнике научных трудов СГ16ГАУ. СПб-Пушкин. -1999. -с.60-64.

30. Петриченко М.Р., Ван Юйянь, Умов А.В. Гидравлические задачи расчета систем охлаждения. Двигателестроение. Научно-технический сборник. СПб, СПбГПУ. 2004. -с. 105-114.

31. Петриченко М.Р., Бухарцев В.П. Условие баланса механической энергии для целого потока с переменным по длине расходом//Гидротехническое строительство. —2001. -№4. -с. 34—37.

32. Петриченко М.Р. Конкретные задачи гидравлики переменного расхода в расчетах систем охлаждения и смазки. Лекции и доклады 12-й Межд. Школы по тепломассобмену и газодинамике.-М.: РАН. -1999.-е. 131 — 133.

33. Петриченко М.Р. Экстремальные задачи гидравлики, -Груды СПбГАУ, посвященные 75-летию ФМЭСХ, Теплоэнергетика, Пушкин. 2001. с. 19-34.

34. Петриченко М.Р. Среднеквадратичные приближения кривых свободной поверхности в призматическом русле. Сборник научных трудов СПбГТУ №475. Энергетика. Гидротехника. СПб. 1998.-е. 140-143.

35. Петриченко. P.M. Диссертация. -Л., 1967. -с.85.

36. Пшеничный Б.П. Необходимое условие экстремума. -М.: Паука. —1969.

37. Полубаринова- Кочина II. Я. Теория движения грунтовых вод. -М.: IТТИ. 1952. - с.430-431.39. Правила №49 ЕЭК ООП.

38. Ратнов A.Is. Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. СПб-Рыбипск, СГ16ГПУ-РГАТА.-2005.

39. Рагузин А.Р., Петриченко М.Р., Иванченко II.II. Методы определения и управления иотокораспределеиием в рубащках цилиндров блочных дизелей // Двигателестросние. — 1989. -№11.-С.27-29.

40. Семенов Б.П., Павлов Е.П., Концев В. П. Рабочий процесс высокооборотных дизелей малой мощности. -М.: Машиностроение. -1990. — 240с.

41. Сороко-Иовицкий В.И. испытания автотракторных двигателей. — Государсвенное научно-техническое изд-во машиностроительной ли тературы. 1950. -378 с.

42. Ставицкий В.Г. Результаты сравнительных испытаний дизеля ЗД-6 при различных температурах охлаждающей воды. Судостроение. —1960.2.

43. Страховича К.И. «Прикладная газовая динамика». ОП ГИ. -1934. -с. 152-153.

44. Тарг С.М. Основные задачи теории ламинарных течений. -М.: ГТТИ. 1951. Теплопередача и трение поршневых колец. Справочное пособие. — JI.: изд-во ЛГУ. - 1990.

45. Уигтекер LZ.T., Ватсои Дж. II. Современный анализ. ч.2. -М.: ФИЗМАТЛИТ.- 1963. п. 12.15.-с.21.

46. Халфман P.JI. Динамика, пер. с англ. 11аука. -1972. -568 с.

47. Хасилев В.Я. Элементы теории гидравлических цепей. Автореферат диссертации соиск. учен.степ.д.т.п. 11овосибирск. -1966. -98 с.

48. Шифринсон. Ii.JI. Основной расчет тепловых сетей. М.: ГЭИ. -1940.-188 с.

49. Шифринсон Б.Л., Хасилев В.Я. Рациональная трассировка теплопроводов. — Строительная промышленность. --1944. —№2/3. -с.21—24.

50. Ferguson C.R. Internal combustion engines — Applied thermosciences // John wily $ sons press. Oxford, 1985, 545c.

51. I Iewitl G. F., Shires G.L., Polezhaev Y.V. I leat & mass transfer // CRC press- New York, 1997, 1312c.

52. Ilorlock J.I I, Winterbonc D. Ii. The thermodynamics and gas dynamics of internal combustion engines// vol.11-Clarendon press. Oxford. 1986.

53. СВ252-87«легкое дизельное топливо»

54. GB5323«CA дизельное масло»