автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Оптимизация элементной базы и схемы турбовентилятора системы охлаждения турбопоршневого двигателя

На правах рукописи

АНДРЕЕНКОВ АНДРЕЙ АНАТОЛЬЕВИЧ

ОПТИМИЗАЦИЯ ЭЛЕМЕНТНОЙ БАЗЫ И СХЕМЫ ТУРБОВЕНТИЛЯТОРА СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ТУРБОПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ

Специальность 05.04.02. - Тепловые двигатели

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук <г /.

Москва 2009

003464315

Работа выполнена в Московском государственном техническом университете «МАМИ»

Научный руководитель: кандидат технических наук, доцент

Костюков Андрей Вениаминович

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Фомин Валерий Михайлович

кандидат технических наук, доцент Антипов Юрий Александрович

Ведущая организация: ОАО «Научно-исследовательский тракторный

институт НАТИ»

Защита диссертации состоится « 2 » апреля 2009 г. в 14.00 часов на заседании диссертационного Совета Д212.140.01 при Московском государственном техническом университете «МАМИ» по адресу: 107023, г. Москва, ул. Б. Семеновская, 38, МГТУ «МАМИ», ауд. Б-304.

С диссертацией молено ознакомиться в библиотеке МГТУ «МАМИ».

Отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной печатью организации, просим Вас направлять по адресу Университета ученому секретарю диссертационного Совета.

Автореферат разослан «27 » февраля 2009 г.

Ученый секретарь

диссертационного Совета

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Одним из путей повышения топливной экономичности транспортных дизелей является полезное использование остаточного расширения газов, выходящих из поршневой группы, в связанной через гидромеханическую передачу с выходным валом двигателя силовой турбине. Такая дополнительная система - система турбокомпаундирования - обеспечивает повышение КПД силовой установки на режимах средней и полной мощности (до 5-6%). Повышение экономичности турбоком-паундных дизелей на этих режимах делает выгодным их использование на тяжелона-груженных транспортных средствах.

В нашей стране вопрос использования силовых турбин на автотракторных турбодизелях рассматривался такими известными учеными, как Портнов Д.А., Симеон

A.Э., Толстов А.И., Круглов М.Г.; расчетно-экспериментальному исследованию турбодизелей с силовыми турбинами посвящены работы Дейча P.C., Байкова Б.П., Бор-дукова В.Т. (ЦНИДИ), Кустарева Ю.С. (МАМИ), Гальговского В.Р. (ЯМЗ), Бганцова

B.В., Окладникова П.Г., Азбеля А.Б. (НАМИ), Давыдкова Б.Н., Кирина И.В., Рыбина Ю.Б.(НАТИ), а также Каминского В.Н., Хуциева А.И., Улановского Э.А., Ширяева В.Н., Деховича ДА. и др. За рубежом экспериментальные и практические работы в этой области выполнены А. Бюхи, Ф. Вегандом, И. Чатгертоном, Г. Селлиеном, И. Ханной, К. Диннером, Г. Вошни и др.

В настоящее время турбокомпаундные дизели с охлаждением наддувочного воздуха (ОНВ) выпускаются фирмой «Scania» (Швеция) для магистральных тягачей. Разработкой турбокомпаундных дизелей для грузовых автомобилей занимаются фирмы «Cummins», «Caterpillar» (США). Основным недостатком таких силовых установок являются высокие сложность и стоимость специальной гидромеханической передачи.

В связи с этим представляется весьма перспективным рассмотрение передачи мощности силовой турбины не на вал, а на привод вентилятора системы жидкостного охлаждения турбокомпаундного дизеля. В этом случае турбина имеет с двигателем только газовую связь, поэтому отпадает надобность в-гидромеханической передаче. Возможность такого решения подтверждает то, что у турбодизелей с ОНВ доля эффективной мощности на привод вентилятора системы жидкостного охлаждения составляет порядка 7% на номинальном режиме, что весьма близко к мощности силовой турбины в турбокомпаундных силовых установках.

Обзор зарубежной и отечественной литературы показал отсутствие целостного подхода к решению задачи разработки высокоэффективных турбовентиляторных устройств для систем охлаждения транспортных турбопоршневых двигателей.

Цель работы - достижение максимальной эффективности турбовентилятора оптимизацией его элементной базы и схемы и анализ эффективности его применения в составе турбодизельной силовой установки.

Научная иовизна работы:

- разработана математическая модель турбовентилятора для двигателя транспортного средства, позволившая провести комплексное исследование системы «вентилятор - силовая турбина - турбодизель», получить лопаточные машины в составе тур-бовентилятора с высокими КПД, а также определить рабочий диапазон турбодизеля, на котором применение турбовентилятора обеспечивает выигрыш в расходе топлива, по сравнению с двигателем без силовой турбины;

- разработана математическая модель диагонального вентилятора, позволившая спроектировать вентилятор с рациональным профилированием лопаток.

На защиту выносятся следующие основные научные результаты и положения работы:

- математическая модель и программа расчета турбовентилятора для системы охлаждения транспортного турбодизеля с ОНВ, включающие в себя модули «вентилятор», «силовая турбина - турбодизель»;

- высокоэффективный диагональный вентилятор турбовентиляторной системы охлаждения турбодизеля с рациональным профилированием лопаток;

- вариант турбовентилятора с высокоэффективными диагональным вентилятором и осевой активной турбиной, промежуточным редуктором, выбранный на основе комплексного рассмотрения системы «вентилятор - силовая турбина - турбодизель».

Достоверность полученных результатов обеспечивается научной обоснованностью исходных предположений, надежностью инженерных расчетных методик, которые используют канонические уравнения гидро- и газодинамики, теории турбомашин, эмпирические зависимости, описывающие изменение параметров в турбодизельных силовых установках, а также хорошим совпадением результатов математического моделирования с экспериментальными данными.

Практическая ценность и реализация работы:

- разработанный комплекс прикладных программ позволяет уменьшить трудоемкость работ при проектировании и доводке турбовентиляторных систем охлаждения турбопоршневых двигателей;

- разработанное профилирование лопаток диагонального вентилятора позволило существенно увеличить его эффективность;

- разработанный вариант турбовентилятора обеспечивает максимальное повышение топливной экономичности турбодизеля транспортного средства;

- результаты работы приняты ОАО НПО «Наука» для использования при проведении НИОКР по системам кондиционирования воздуха и по системам очистки воздуха от пыли и вредных примесей, а также используются в учебном процессе кафедры «Автомобильные и тракторные двигатели» Московского государственного техническо-

го университета «МАМИ» при подготовке инженеров по специальности «Двигатели внутреннего сгорания».

Методы исследования представляют собой комплекс расчетно-теоретических и экспериментальных работ, выполненных как с помощью специально разработанных компьютерных программ, написанных на языке программирования Microsoft QuickBASIC, так и с использованием инженерных программных комплексов UNIGRAPHICS, Ansys, FlowER.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались и обсуждались на XXVII Научно-технической конференции ААИ «Автотракторостроение. Промышленность и высшая школа.» в МГТУ «МАМИ» в 1999 г.; XXXI Международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки кадров.» в МГТУ «МАМИ» в 2000 г.; научно-технической конференции «Тракторостроение XXI века», посвященной 75-летию НА-ТИ (г. Москва), в 2000 г.; IX Международной научно-практической конференции «Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей.», посвященной 45-летию ВлГУ (г. Владимир), в 2003 г.; 49-ой Международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров» в МГТУ «МАМИ» в 2005 г.; Всероссийской научно-практической конференции «Российский автопром: теоретические и прикладные проблемы механики и машиностроения» в институте машиноведения им. А.А. Благонравова РАН (г. Москва) в 2007 г.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 11 печатных работ.

Объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, общих выводов и четырех приложений, изложена на 239 страницах машинописного текста, содержит 62 рисунка, 8 таблиц, библиографический список - 120 наименований, в том числе 8 иностранных.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении дается краткое описание работы, обосновывается актуальность и научная новизна темы диссертации, формулируются цели и задачи исследования.

В первой главе проведен анализ принципиальных конструктивных схем и элементных баз турбовентиляторов для системы охлаждения турбодизелей с ОНВ; для этих схем характерно:

- равенство мощности вентилятора и турбины с учетом механического КПД опор ротора;

- равенство чисел оборотов турбины и вентилятора;

- более чем на порядок различие в массовых расходах газа через турбину и воздуха через вентилятор.

Отмеченные обстоятельства существенно ограничивают выбор расчетных параметров, как вентилятора, так и турбины, и затрудняют получение высоких показателей этих устройств. Для согласования с высокооборотной турбиной, имеющей высокий мощностной КПД необходим быстроходный вентилятор сравнительно небольших радиальных размеров. В вентиляторах большой производительности это сопряжено с увеличением расходных скоростей и ростом компрессорного эффекта от сжатия потока, а также большими динамическими потерями.

Частично поднять КПД быстроходного вентилятора удается посредством установки выходного диффузора с большой степенью уширения (рис.1). Однако такое решение сопряжено с трудностями компоновки на транспортном средстве из-за больших размеров диффузора. Кроме того, площадь, ометаемая рабочими лопатками вентилятора существенно меньше фронтальной площади матрицы теплообменников, что значительно снижает эффективность системы охлаждения.

Опираясь на практический опыт использования промежуточных редукторов в турбокомпрессорах (турбокомпрессоры наддува дизелей «Делтик Т9-99» английской фирмы «Нэпир»), представляется целесообразным рассмотреть схему турбовентилято-ра с редуктором между вентилятором и турбиной.

С введением редуктора схема турбовен-тилятора несколько усложняется, но предоставляется больше свободы с выбором параметров турбины и вентилятора при их согласовании, появляется возможность варьирования величинами частоты вращения щ турбины и частоты вращения пв вентилятора для достижения высоких параметров вентилятора и турбины.

В печати отсутствуют сведения о разработках турбовентиляторов, имеющих такую схему, и соответственно перспективность их применения требует проведения исследования.

Типы турбины и вентилятора зависят от схемы турбовентилятора и мощности дизеля. Их определение требует проведения исследования с целевой функцией получения высокого КПД как лопаточных машин в составе турбовентилятора, так и эффективного КПД дизеля.

Как известно, повышение КПД турбокомпаундного дизеля с силовой турбиной, соединенной с выходным валом, по сравнению с турбодизелем без нее имеет место в

Рис.1. Схема турбовентилятора фирмы «Turbo Design Inc.» (США) (мощность 18,5 кВт, расход воздуха 5,6 кг/с) с осевым вентилятором и многоканальным диффузором для системы охлаждения турбодизеля мощностью 205 кВт.

диапазоне (0,'45...0,50-И,Q)-Ne0, где Ne0 - номинальная мощность двигателя. При использовании турбовентилятора, вероятно, что его положительное влияние на КПД турбодизеля и выигрыш в расходе топлива будет также только в каком-то диапазоне режимов работы силовой установки. Границы этого диапазона и выигрыш в расходе топлива двигателем от использования турбовентилятора требуют определения.

Вышеизложенное позволяет сформулировать следующие задачи исследования:

1. Разработка математической модели турбовентилятора для системы охлаждения транспортного дизеля с турбонаддувом и О HB.

2. Выбор варианта турбовентилятора с высокоэффективными лопаточными машинами.

3. Исследование эффективности работы силовой установки - «турбовентилятор -турбодизель» - во всем ее рабочем диапазоне.

Во второй главе изложены математическая модель и результаты расчета вентиляторного устройства турбовентиляторной системы охлаждения турбодизеля с рабочими колесами как осевого, так и диагонального типов с выходными диффузорами.

Допущения, используемые в математической модели вентиляторного устройства:

1. Течение перед и за рабочей решеткой вентилятора осесимметричное.

2. Плотность воздуха в ступени постоянна.

3. Закрутка потока перед рабочим колесом и спрямление потока за колесом отсутствуют.

4. Поверхности тока в рабочих колесах и непосредственно за ними круговые конические; образующие всех конусов пересекаются в окружности, лежащей в плоскости вращения колеса.

5. Распределение скорости на входе в решетку равномерное.

6. Динамический напор на входе в блок теплообменных аппаратов и на выходе из него по сравнению со статическими давлениями незначительный и им можно пренебречь.

Расчеты вентиляторов проводились на параметры системы охлаждения дизеля мощностью 397 кВт типа 12ЧН13/14 с турбонаддувом и ОНВ (турбодизель с непосредственным впрыском топлива в цилиндры, четырехклапанными индивидуальными головками цилиндров) на номинальном режиме: требуемый расход охлаждающего воздуха 10кг/с, сопротивление воздушной сети двигателя 1,1 кПа, атмосферное давление 101,3 кПа, температура атмосферного воздуха 40°С.

Ряд расчетных величин определялся итерационным методом с последующим уточнением конечного результата. Расчет вентиляторов выполнялся по струйкам тока воздуха в рабочем колесе вентилятора. Для оценки эффективности определялось сред-неинтегральное значение КПД Цву вентиляторного устройства по соотношению

Лву:

п

I

1=1

с1

1-

V1

-и1)

СвВ/

2-Ыв

(1)

где на среднем сечении /-ой струйки тока (количество струек тока п, шт.): С2,- - абсолютная скорость воздуха на выходе из рабочего колеса, м/с; К%~ коэффициент уменьшения скорости в диффузоре; £д - коэффициент потерь диффузора; С1т,- - меридиональная составляющая абсолютной скорости воздуха на входе в рабочее колесо (очевидно, что при малых втулочном \|/вт и наружном у11ар рабочее колесо - осевое, -С]т! =Сц), м/с; Жц и 1У2/- относительные скорости потока на входе и выходе из рабочего колеса, м/с; ии и 1/2, - окружные скорости потока на входе и выходе из рабочего колеса, м/с; СвВ; - массовый расход воздуха на /-ой струйке тока, кг/с; Лгв - мощность вентилятора, Вт; Т|РК,- - КПД рабочей решетки на /-ой струйке тока, его расчеты для осевого и диагонального вентиляторов проводились по известным зависимостям, соответствующим рассматриваемому типу вентилятора.

В расчетах варьировался ряд входных параметров: значения частоты вращения вентилятора пв, коэффициент осевой скорости сра потока на входе в рабочее колесо, наружный диаметр Д,ар1 рабочего колеса и ширина лопатки С колеса, а в случае диагонального вентилятора дополнительно рассматривались несколько значений углов конуса по втулочной *1/вт и наружной »)/Вар поверхностям.

При сравнении численных значений КПД т)ву и конструктивных параметров осевых и диагональных вентиляторов максимальной эффективности установлено (рис. 2), что в области коэффициентов осевой скорости <ра меньших 0,30 (9Л=СУС/нар,, здесь Си и итр, - ско-

0,60 0,55 0,50 0,45 0,40 0,35 0,30 0,25 0,20 0,15 0,10

дш ион сшн ый« ент иляг пор

/

X

осее ой( ент Ш1,

0,10 0,15 0ДО 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45 0,50 0,55

X» 1 туг А°>6 "0,62 »0,68 лО,72 гар1 ,м — 0,78 о 0,82 00,86 * 0,92

Рис.2. Результаты вариантных расчетов вентиляторных устройств с осевыми и диагональными вентиляторами, рость потока на входе в рабочее колесо и окружная скорость на наружном радиусе входа в рабочее колесо) нет физически оправданных расчетных вариантов осевых вентиляторов; максимальный КПД осевого вентилятора составил почти 51% при наружном диаметре Д,ар1 рабочего колеса вентилятора равном 0,72 м.

В области значений <ра равных 0,15+0,20 отмечен экстремум КПД диагональных вентиляторов. Установлено, что диагональный вентилятор с большим, чем у осевого вентилятора, диаметром превышает осевой по эффективности более чем на 8%.

Следует отметить, что при проектировании систем охлаждения автотракторных двигателей рекомендуется, чтобы площадь, ометаемая колесом вентилятора, была близка к размерам фронтальной площади радиатора по условиям оптимального про-

Рис.З. Развертка диагональных рабочих ре- диаметром рабочего колеса Ц^,

щеток при положительных (профиль/) и от- равным 0,92 м, что хорошо согла-

рицательных (профиль II) значениях углов сУется с размерами фронтальной

изгиба входной ф, и выходной Ф2 кромок. поверхности штатного радиатора

ширина и высота которого более 1м. КПД вентилятора находится вблизи расчетного оптимума значений и составляет почти 57% при фд равном 0,15. Частота вращения вентилятора 2000 об/мин, втулочный увт и наружный у„ар углы рабочего колеса равны соответственно 35 и 0 градусов.

В ходе расчетов отмечено, что наибольшие КПД диагональных решеток получались при отрицательных (рис.3) значениях углов изгиба входной ф] и выходной ф2 кромок профилей в конических сечениях рабочих диагональных решеток. Очевидно, что такие лопатки принципиально отличаются от лопаток диагональных вентиляторов известной геометрии с положительными углами изгиба.

Отмеченное обстоятельство непосредственно касается повышения эффективности вентиляторов. Для рассматриваемого случая турбовентиляторной системы охлаждения транспортных двигателей это особенно важно, так как во многом предопределяет эффективность использования турбовентилятора в целом. Поэтому данный вопрос был детально исследован в настоящей диссертационной работе на моделях вентиляторов. Модели вентиляторов технически удобнее исследовать, чем полноразмерные вентиляторы.

Третья глава посвящена исследованию повышения КПД диагонального вентилятора при отрицательных углах изгиба входной ф1 и выходной фг кромок профиля.

Для получения четко выраженных отрицательных углов изгиба входной ф] и выходной ф2 кромок профиля лопатки модели рассчитанного диагонального вентилятора, обозначенной в работе ДВ-8 (рис.3 - профиль I), отогнуты в сторону, противопо-

цесса теплообмена, уровня шума. Наружный диаметр вентилятора в этом случае должен незначительно уступать линейным размерам фронтальной поверхности радиатора -до 10%. С учетом сказанного, в качестве расчетного был выбран диагональный вентилятор с наружным

Ю

системы жидкостного охлаждения,

Рис.4. Рабочее колесо диагонального вентилятора ДВ-9.

ложную вращению (рис.3 - профиль II). При этом было принято, что максимальное значение добавочного угла изгиба - в корневой зоне лопаток. К среднему сечению лопатки эта величина линейно уменьшается, достигая здесь нулевого значения. Полученный таким способом вентилятор обозначен в исследованиях «ДВ-9» (рис.4).

У вентиляторов ДВ-8 и ДВ-9 конструктивные углы р]к, ширина и толщина лопаток одинаковы.

В главе приводится разработанная методика профилирования диагональных вентиляторов с отрицательными значениями углов изгиба входной ф) и выходной <р2 кромок профиля. Методика положена в основу компьютерной программы, рассчитывающей как пространственные координаты лопатки, построение обводов которой ведется по сопряженным дугам парабол, так и координаты шаблона-матрицы для ее изготовления.

На рис.5 изображены пространственные модели рабочих лопаток вентиляторов ДВ-8 и ДВ-9, показанные для наглядности совместно. Углы изгиба входной <р[ и выходной ф2 кромок профилей в прикорневом сечении у ДВ-8 6,8 и 4,2 градуса, у ДВ-9 минус 9,6 и минус 6 градусов, соответственно.

Было проведено расчетно-теоретическое исследование течения в межлопаточных каналах вентилятора.

Математическое моделирование проводилось для объемного вязкого турбулентного течения несжимаемой среды (воздуха) в конечно-элементном расчетном комплексе РЬ'Л'ЕИ.

Моделирование турбулентного течения (замыкание уравнений Рейнольдса, усредняющих уравнения Навье - Стокса) осуществлялось по модели Ментера, имеющей наибольшее распространение среди расчетчиков течения в турбомашинах. Модель Ментера объединяет две двухпараметри-ческие модели: к-ш - в пристеночных областях и к-е - на удалении от стенки.

среднее сечение

корневое с^ение"4

\

Рис.5. Пространственные модели лопаток диагональных вентиляторов: 1 -ДВ-8, 2-ДВ-9.

В целом данная модель включает в себя:

- уравнение неразрывности;

- уравнение движения (уравнения Навье - Стокса);

- уравнение переноса кинетической энергии;

- уравнение скорости диссипации;

- уравнение энергии с учетом работы трения;

- уравнение состояния (идеальный газ).

Для определения коэффициентов вязкости и теплопроводности используются соответствующие полуэмпирические интерполяционные, формулы, в частности, Сатерленда.

В качестве расчетной модели течения использовался один межлопаточный канал рабочего колеса вентилятора, соединяющийся с входным и выходным участками. На боковых поверхностях модели задавалось условие периодичности. На входе в модель задавалось полное давление (атмосферное) и температура, а на выходе - расход воздуха через вентилятор.

Результаты расчета приведены на рис.6. Видно, что в прикорневых сечениях межлопаточных каналов вентилятора ДВ-8, на входе, имеют место зоны срыва потока. Их размеры значительно превосходят толщины динамического погранслоя в пристеночной области, достигая почти половины длины корытца профиля и трети ширины канала, и, таким образом, существенно искажают равномерность течения в канале и приводят к потерям энергии. Поток в межлопаточных каналах вентилятора ДВ-9 имеет практически безотрывный плавный характер: протяженность вихревых зон весьма незначительна.

Следует отметить, что при проектировании вентилятора ДВ-8 с положительными углами в прикорневой зоне лопаток пришлось отойти от оптимального значения изгиба профиля (отрицательные углы кромок), что привело к снижению КПД решетки рабо-

а) б)

Рис. 6. Визуализация трехмерного вязкого потока в межлопаточных каналах диагональных вентиляторов ДВ-8 и ДВ-9: (а) - 2% от высоты лопатки ДВ-8, (б) - 2% от высоты лопатки ДВ-9.

чего колеса вентилятора в прикорневой зоне на 2-3%.

Вероятно, в частности этим обстоятельством можно объяснить наличие развитых отрывных явлений в прикорневой зоне рабочего колеса вентилятора ДВ-8.

Четвертая глава посвящена экспериментальному исследованию диагональных вентиляторов, задачами которого являлись:

1. Определение экспериментальных характеристик разработанных диагональных вентиляторов ДВ-8 и ДВ-9.

2. Проверка достоверности разработанной расчетной методики вентилятора. Испытания проводились в МГТУ «МАМИ» на кафедре ТТТД на аэродинамической экспериментальной установке, подключенной к балансирной машине. Полученные экспериментальные зависимости коэффициента напора Яств и статического КПД т]СтВ диагональных вентиляторов ДВ-8 и ДВ-9 показаны на рис.7. Как видно,

расчетные точки по напору и КПД достаточно близки к экспериментальным, из чего можно сделать вывод о достоверности разработанной методики расчета вентиляторного устройства.

ЯсгВ

ЙС 0,22 0,20 0,18 0,16 0,14 0,12 0,10 0,08 0,06

А. ЛВ-9 .

X Л

характеристика сети

< \

> / ^

/ / \ \

/ ДВ-8

/ \ \

/

Яств 0,55

0,50

0,45

0,40

0,35

0,30

0,25

0,20

0,15

1 1

в \ \ . ттн.о

В-8 К V

\Л

у

л

\\

0,10 0,12 0,14 0,16 0,18 0,20 0,22 0,24 V

0,10 0,12 0,14 0,16 0,18 0,20 0,22 0,24 V

Рис.7. Характеристики диагональных вентиляторов ДВ-8 и ДВ-9 ( ® - расчетная точка ДВ-8, Е1 - расчетная точка ДВ-9).

Диагональный вентилятор ДВ-9 существенно превосходит вентилятор ДВ-8 на практически важном диапазоне коэффициентов производительности V по эффективности и повсеместно по напору: максимум КПД т]СтВ увеличился почти в 1,15 раза, достигнув значения 0,578, ЯстВ увеличился в 1,12+1,2 раза. Таким образом, отрицательный изгиб в прикорневой зоне выходной части лопатки существенно повышает эффективность диагонального вентилятора. Полученные результаты подтверждают целесообразность использования высокоэффективного диагонального вентилятора ДВ-9 в качестве аналога вентилятора для турбовентиляторной системы охлаждения турбо-поршневого дизеля типа 12ЧН13/14 номинальной мощностью 397кВт.

С этой целью аэродинамические характеристики вентилятора ДВ-9 были пересчитаны по законам подобия с помощью общеизвестных формул на требуемые параметры системы охлаждения с сохранением высокого КПД т|СтВ вентилятора, так как соблюдено геометрическое и физическое подобие. Мощность диагонального вентилятора составила 17 кВт.

В пятой главе изложена методика и результаты расчета основных конструктивных параметров и КПД турбины привода вентилятора и показателей турбодизеля при совместной работе на номинальном режиме.

В расчетах рассматривались схемы турбовентилятора с промежуточным редуктором и без него.

На основе анализа расчетных параметров (числа Re, степень понижения давления, степень нагруженности, относительная высота лопаток) для привода вентилятора была выбрана активная осевая турбина. Для ее расчета использовалась известная методика, изложенная и развитая в работах Стечкина Б.С., Скубачевского Г.С., Дейча М.Е., Быкова H.H., Емина О.Н., Зарицкого С.П., Наталевича A.C. и других, обеспечивающая высокую точность результатов.

В основу математической модели совместной работы турбины турбовентилятора и турбодизеля положена известная и хорошо себя зарекомендовавшая методика расчета параметров турбодизеля с ОНВ и с силовой турбиной, разработанная НАТИ.

Суть данной методики сводится к определению противодавления в выпускной системе двигателя (обусловленного мощностью и эффективностью силовой турбины) и воздействия этого давления на насосные потери и на величины механического и эффективного КПД двигателя. Силовая турбина здесь представлена только заданными значениями мощности и мощностного КПД.

С учетом задач настоящего исследования методика была дополнена специально разработанным блоком расчета геометрических и энергетических параметров силовой турбины привода вентилятора. Между расчетными блоками программы происходит обмен данными, которые определяются итерационным методом с последующим уточнением расчетных параметров турбины и турбодизеля.

Математическая модель турбодизеля с силовой турбиной включает в себя следующие условия и допущения:

1. Давление и температура газов в выпускном и во впускном трубопроводах постоянны и равны средним значениям в течение цикла.

2. При различных вариантах турбин привода вентилятора КПД турбины и компрессора агрегата турбонадцува принимаются постоянными.

3. Потери тепла в трубопроводах отсутствуют.

Для оценки индикаторного КПД использовалась приближенная эмпирическая зависимость

Л( = 0,3(1 + 0,01Си)сЛ, (2)

где Ст = $ ■ я^ф, м/с - скорость поршня при частоте вращения коленчатого вала п, об/мин; 5- ход поршня, м; а - коэффициент избытка воздуха.

Среднее значение температуры газов на выходе из поршневой группы

Нцдг | Срв_1

, а/01^в «/о

Т г =-т-гЧ-+ ~--~Гонв>к> (3)

а/о

где Тонв- температура наддувочного воздуха на выходе из ОНВ, К; Нц - низшая теплотворная способность топлива, Дж/кгтоп; дг- относительная доля теплоты сгоревшего топлива, содержащаяся в газах, выходящих из поршневой группы; /о - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного килограмма топлива, кгв/кгтоп;

Потери давления на газообмен

Рнх = /г-Рот + лРвП + йРвыП>Ша> (V

*

где рТ~ полное давление газов, выходящих из поршневой 1руппы, МПа; *

■Ронв ~ полное давление воздуха за ОНВ

* а'Ре'8е'/о'ЛвТоНВ

Рот--гт"-'МП3' (5)

3,6 -г\у

здесь ре = .^О^е _ Среднее эффективное давление дизеля, МПа; Ие - эффек-

IV Ип

тивная мощность, кВт; рабочий объем двигателя IVк, л; г\у - коэффициент наполнения; ge - удельный эффективный расход топлива, кг/(кВт-час);

АРвп -разница давлений воздуха во впускном коллекторе и в цилиндре двигателя, включающая в себя динамический напор и гидравлические потери

*

Дрвп=-—Ртв .—'МПа; (б)

И/вп) М13АГ0НВ + 1

Рп) Ст

Дрвып - разница давлений газа в цилиндре и в выпускном коллекторе, складывающаяся из динамического напора газов в выпускной трубе и гидродинамических потерь в выпускном канале с клапанами

р*-С

АРъьт = , , Л2-(7)

^п У Сто

здесь С - поправочный коэффициент С=1,35;

- относительные площади эффективных проходных сечений впускных и выпускных клапанов; Рп ~ площадь поршня, м5.

Среднее давление механических потерь с турбовентиляторной системой охлаждения

/'мп = />нх + /,тр>МПа' (8)

где рл - среднее давление трения

р^ = 0,05 + 0,0167 Ст> МПа. (9)

Расход газа через турбину

а-/0-Яе-^еГ1+ П /с 3600.цг ( а-10]

Размер турбины в расчетах определяется варьированием величины окружной скорости и на среднем диаметре рабочего колеса турбины, при заданном значении частоты вращения турбины, обусловленном частотой вращения вентилятора и выбором передаточного отношения редуктора Механический КПД редуктора в расчетах принят постоянным.

Проведенные по разработанной методике расчеты показали влияние на эффективность турбовентилятора и двигателя промежуточного редуктора.

Как следует из графиков, представленных на рис.8, увеличение передаточного отношения редуктора г приводит к росту мощностного КПД турбины и выигрышу расхода топлива двигателем. Так, увеличение значения / с 1 до 4 приводит к росту КПД турбины турбовентилятора почти на 25% и росту выигрыша в расходе топлива турбодизелем с турбовентиляторной системой охлаждения более 1%. Следует отметить, что влияние величины г на КПД турбины турбовентилятора и выигрыш в расходе топлива двигателем падает по мере увеличения значения передаточного отношения. Так при увеличении / с 1 до 2 КПД турбины увеличивается почти на 15%, а увеличение выигрыша в расходе топлива двигателем - на 0,77%, а при увеличении с 2 до 4 - только на 8 % и 0,29%, соответственно.

Средние диаметры рабочих колес вариантов турбин, находящихся в зоне оптимума расчетных значений мощностного КПД, при увеличении / с 1 до 4 уменьшаются почти с 0,88 до 0,26 м. Данное обстоятельство очень важно для выбора турбины

и. м/с

Рис.8. Зависимость КПД турбины турбо-вентилятора т|тгв и отношения удельного эффективного расхода топлива турбодизеля

без силовой турбины к удельному эффективному расходу топлива турбодизелем с турбовентиляторной системой охлаждения 8е!ёетв от о1фужной скорости I/на среднем диаметре рабочего колеса турбины и передаточного отношения редуктора /: 1- вариант без редуктора, 2- /=1,5, 3 -/=2, 4-1=2,5, 5-1=2,9, 6-1=4.

приемлемых размеров по условиям компоновки турбовентилятора на транспортном средстве. Поэтому, учитывая, что с увеличением передаточного отношения редук-Т1т тора существенно растут его габа-

0,85

о 80 риты, масса и стоимость, величина °'75. / была выбрана равной 4. Средний о'б5 диаметр турбины составил 262,6 °'60 мм, высота рабочих лопаток на входе 28,4 мм, степень понижения давления 1,16, мощностной КПД 0,825, мощность 17,6 кВт.

В шестой главе приведена методика и результаты расчета характеристик турбодизеля с турбо-вентилятором системы охлаждения. Работа турбодизеля с турбовентиляторной системой моделировалась на нескольких типичных режимах: максимальный крутящий момент, холостой ход, частичные нагрузки 50% и 75%.

Расчеты проводились методом итераций с последующим уточнением и увязкой полученных

значений температуры и расхода газа, степени понижения давлений в турбинах, по которым определялись параметры турбины турбовентилятора по методике, предложенной Стодолой и Флюгелем и развитой в работах Котляра И.В., Кириллова И.И. и др.

На новом режиме работы турбины определялись при относительном изменении расхода газа (} = Сг/Сго (сг0 - расход через турбину на номинальном режиме) мощ-

ностной КПД турбины

Лт — Лто

ч2\

1-

и,

ср

^С/срО

-1

(И)

(где {/ср = хС5~ окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса турбины на новом режиме, м/с, х - режимный параметр, С5 - адиабатическая скорость потока

газов = м/с), частота вращения и мощность турбины вентилятора

Л^Лт-Лт/Оо Вт.

Для моделирования вентилятора использовались экспериментально полученные характеристики диагонального вентилятора ДВ-9, описываемые математическими зависимостями

ЯстВ = Яств(^)=-9.5077К2+1.5189к +0,1956, (12)

11стВ = 11ствй=-511'17К3+179,29^2-19,459к +1,1904. (13)

С их помощью было легко определить производительность вентилятора бвВ на различных режимах работы двигателя, и затем оценить тепловой режим работы двигателя. Определялся также уровень механических потерь и эффективный КПД двигателя.

Полученные характеристики (рис.9) показывают, что в диапазоне от номинальной мощности до 45% мощности двигателя турбовентилятор обеспечивает подачу охлаждающего воздуха в количестве достаточном для поддержания теплового режима двигателя.

В диапазоне же мощности двигателя от холостого хода до 45% турбовентилятор не может обеспечить необходимую производительность для поддержания теплового режима двигателя - раздвоенная линия на графике.

Решение данной задачи видится в использовании привода от электромотора мощностью около 0,8 кВт при отключении турбины посредством обгонной муфты (рис.10).

По рассчитанным зависимостям удельного эффективного расхода топлива gíтв двигателя с турбовентиляторной системой охлаждения и расхода топлива ge двигателя без силовой турбины (пунктирные лиши на графиках рис.9) видно, что использование турбовентиляторной системы охлаждения повышает экономичность турбодизеля. В практически важном диапазоне - от номинальной мощности до 45% мощности двигателя - выигрыш в расходе топлива составляет от 5,9% до 1,5% соответственно по сравнению с двигателем без силовой турбины. Это связано с тем, что среднее давление механических потерь рт двигателя с турбовентиляторной системой охлаждения меньше в 1,1-1,25 раза по сравнению с двигателем без силовой турбины (рис.11). Снижение давления механических потерь рт вызвано отсутствием механических потерь на привод вентилятора (рв - среднее давление потерь), которые составляют 13-16% механических потерь двигателя без силовой турбины, а также, уменьшение давления насосных ходов в 1,1-1,3 раза (особенно в области от 75% до 100% номинальной мощности).

Также проведено расчетное сравнение экономичности турбодизеля с проектированной турбовентиляторной системой охлаждения и турбокомпаундного дизеля с силовой турбиной на номинальном режиме. Для турбокомпаундного дизеля было

п кг

ОкВ'-е-

б)

Рис. 9. Внешняя скоростная характеристика (номинальная частота вращения двигателя я0=2ЮО об/мин) (а) и нагрузочная характеристика при «=1400 об/мин (б) турбодизеля типа 12ЧН13/14 с турбовентиляторной системой охлаждения: штриховая линия - расход топлива двигателем без силовой турбины, раздвоенная — область недостаточной производительности турбовентилятора, штрих-

пунктирная - производительность вентилятора при электроприводе.

Рис. 10. Схема разработанного турбовентилятора для системы жидкостного охлаждения Турбо диз еля: 1 — диагональный вентилятор, 2 - обгонная муфта, 3 - промежуточный редуктор, 4 — осевая турбина.

0,34 0,32

о,зо 0,28 0,26 0,24 0,22 0,20 0,18 0,16 0,14 0,12 0,10 0,08 0,06 0,04 0,02 О

i...... У

/

пЬвТВ

ГипсТВ,

Ртр боТВ .РтрсТй

R.% оТБ__

^ВбвТВ

>„ сТВ

1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 °6/ши

Рис. 11. Расчетные зависимости средних давлений механических потерь и их составляющих турбодизеля типа 12ЧН13/14: штриховые линии - без силовой турбины, сплошные линии - с турбовентиляторной системой охлаждения.

принято, что силовая турбина, мощностью 17,5 кВт и мощностным КПД почти 82%, передает мощность через силовую передачу (механический КПД 0,93), состоящую из понижающего редуктора и гидромуфты, на коленчатый вал двигателя эффективной мощностью 397 кВт. При этом вентилятор системы жидкостного охлаждения мощностью 17 кВт приводится от коленчатого вала через вязкостную муфту. Удельный эффективный расход топлива турбокомпаундной силовой установкой с учетом переданной мощности силовой турбиной составил почти 237 г/(кВт-час), что на 1,7% уступает эффективности турбодизеля с турбовентиляторной системой охлаждения. Отмеченное обстоятельство свидетельствует о преимуществе использования турбовентилятора, не только как более простого, но и более эффективного способа повышения экономичности турбодизелей с силовыми турбинами, чем турбокомпаундирование.

В заключение хотелось бы отметить, что предлагаемая турбовентиляторная система охлаждения могла бы быть использована, в первую очередь, на тяжелонагружен-ных транспортных средствах: на тяжелых и сверхтяжелых карьерных самосвалах, средних и мощных промышленных тракторах (рис. 12); согласно полученным характеристикам, турбовентиляторные системы охлаждения представляются особенно при-

Рис. 12. Компоновка турбовентилятора на промышленном тракторе.

влекательными для использования на стационарных однорежимных силовых установках, приводящих электрогенераторы, технические насосы, нагнетатели и т.д.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработаны математическая модель и программа расчета турбовентилятора с наличием модуля «силовая турбина - турбодизель», что позволяет проводить комплексное исследование системы «турбовентилятор - транспортный турбодизель с ОНВ» и проектировать высокоэффективный турбовентилятор для системы жидкостного охлаждения турбодизеля.

2. Выбрана оптимальная элементная база и схема турбовентилятора для турбодизеля мощностью 397кВт типа 12ЧН13/14, включающая диагональный вентилятор производительностью 10 кг/с, осевую активную турбину мощностью 17,6 кВт и промежуточный редуктор с передаточным числом 4.

3. Показано, что установка между вентилятором и турбиной турбовентилятора системы жидкостного охлаждения турбодизеля мощностью 397кВт типа 12ЧН13/14 редуктора с передаточным числом 4 приведет к повышению КПД турбины почти на 25% и выигрышу в расходе топлива почти на 5,9% по сравнению с двигателем без силовой турбины.

4. Проведенное математическое моделирование трехмерного вязкого потока в межлопаточных каналах вентиляторов показало, что выполнение лопаток в прикорневой зоне с отрицательными углами изгиба приводит к уменьшению вихревых зон в межлопаточных каналах вентилятора.

5. Разработана методика и компьютерная программа профилирования рабочих лопаток диагональных вентиляторов с отрицательными углами изгиба входной и выходной кромок лопаток.

6. Результаты экспериментального исследования диагональных вентиляторов подтвердили корректность разработанной методики расчета вентиляторов, а также показали, что отрицательный изгиб профиля в прикорневой зоне существенно увеличивает КПД вентилятора - максимальный КПД вырос почти в 1,15 раза.

7. Применение турбовентилятора для системы жидкостного охлаждения турбодизеля с ОНВ мощностью 397кВт типа 12ЧН13/14 обеспечит выигрыш в расходе топлива на границах мощностного диапазона от 45% до номинальной мощности на 1,5% и 5,9%, соответственно, по сравнению с турбодизелем без силовой турбины.

8. Использование турбовентиляторной системы охлаждения расширяет области применения турбокомпаундных транспортных дизелей.

СПИСОК ПУБЛИКАЦИЙ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1. Давыдков Б.Н., Андреенков A.A. Использование силовой турбины для привода вентилятора системы охлаждения ТПД //«Автомобильные и тракторные двигатели»: Межвуз. сб. науч. трудов. Вып. XV. - М.: МАМИ - 1999 - С. 192-195.

2. Давыдков Б.Н., Андреенков A.A. Турбовентиляторные системы охлаждения ТПД большой мощности // «Автомобильные и тракторные двигатели»: Межвуз. сб. науч. трудов. Вып. XVI. - М.: МАМИ - 1999 - С. 184-187.

3. Андреенков A.A., Давыдков Б.Н., Костюков A.B. Эффективность использования турбовентилятора для жидкостной системы охлаждения автотракторного комбинированного двигателя большой мощности // «Автомобильные и тракторные двигатели»: Межвуз. сб. науч. трудов. Вып. XVI. - М.: МАМИ - 1999 - С. 206-211.

4. Андреенков A.A., Давыдков Б.Н., Костюков A.B. Турбовентиляторная система охлаждения автотракторных турбопоршневых двигателей большой мощности // Тезисы докл. XXVII Науч.-техн. конф. ААИ «Автотракторостроение. Промышленность и высшая школа». Секция «Поршневые и газотурбинные двигатели». - М.: МАМИ -1999 - С. 20-21.

5. Андреенков A.A., Давыдков Б.Н., Костюков A.B. Турбовентилятор для системы жидкостного охлаждения комбинированных двигателей большой мощности автотракторного назначения // Тезисы докл. XXXI Науч.-техн конф. ААИ «Приоритеты

. 22

развития отечественного автотракторостроения и подготовки кадров». Секция «Поршневые и газотурбинные двигатели». - М.: МГТУ "МАМИ" - 2000 - С. 30-31.

6. Андреенков A.A., Давыдков Б.Н., Костюков A.B. Турбовентилятор для системы охлаждения дизеля большой мощности //Автомобильная промышленность. - 2001, №7- С. 16-18.

7. Андреенков A.A. Исследование турбовентилятора для системы жидкостного охлаждения комбинированного двигателя грузовика // «Автомобильные и тракторные двигатели»: Межвуз. сб. науч. трудов. Вып. XVII. - М.: МГТУ'МАМИ", 2001- С.18-24.

8. Кустарев Ю.С., Костюков A.B., Андреенков A.A. Турбовентилятор системы охлаждения турбопоршневого двигателя. // Материалы IX Межд. науч.-практ. конф. «Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей». Секция «Двигатели внутреннего сгорания». - Владимир: ВлГУ,2003 - С.141-144.

9. Андреенков A.A., Костюков A.B., Кустарев Ю.С. Исследование турбовентилятора для" системы охлаждения турбопоршневого дизеля 1рузовика // Материалы 49-ой Межд. науч.-техн. конф. ААИ «Приоритеты развития отечественного авто-траюгоростроения и подготовки инженерных и научных кадров». Секция «Поршневые и газотурбинные двигатели». Часть 1. - М.: МГТУ "МАМИ", 2005 - С. 7-9.

10. Андреенков A.A., Костюков A.B. Результаты разработки и исследования турбовентилятора для системы охлаждения транспортного турбодизеля//Двигатель. -2008, №5 . с. 14-16.

11. Кустарев Ю.С., Костюков A.B., Андреенков A.A. Исследование высокоэффективного турбовентилятора для системы охлаждения турбодизельной силовой установки тяжелого грузовика // Известия МГТУ «МАМИ». - 2008, №1 - С. 56-62.

Андреенков Андрей Анатольевич

«Оптимизация элементной базы и схемы турбовентилятора системы охлаждения турбопоршневого двигателя»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических

наук.

Подписано в печать Заказ Тираж 100 экз.

Усл. печ.л. 1 Уч.-изд. л.

Бумага типографская Формат 60x90/16

МГГУ «МАМИ», Москва, 107023, ул. Б.Семеновская, 38

ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

Введение

Глава 1 ВЕНТИЛЯТОРНЫЕ УСТАНОВКИ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ

ТУРБОПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

1.1 Состояние проблемы

1.2 Задачи исследования

Глава 2 МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ТУРБОВЕНТИЛЯ-ТОРА СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ТУРБОДИЗЕЛЯ ТЯЖЕЛОНАГРУ-ЖЕННОГО ТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА

2.1 Постановка задачи и основные допущения математической модели

2.2 Параметры, задаваемые при расчете вентилятора

2.3 Расчетные формулы

2.4 Результаты расчета параметров вентиляторных устройств для турбовентиляторной системы жидкостного охлаждения турбодизеля с ОНВ

2.5 Выводы

Глава 3 МАТЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВЕНТИЛЯТОРНОГО УСТРОЙСТВА ТУРБОВЕНТИЛЯТОРНОЙ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ

3.1 Проектирование и профилирование лопаток диагональных вентиляторов

3.2 Расчет координат средней линии профиля в пространстве

3.3 Расчетно-теоретическое исследование диагональных вентиляторов

3.3.1 Построение трехмерных моделей вентиляторов и анализ прочности

3.3.2 Оптимизация геометрии профиля диагонального вентилятора

3.4 Выводы

Глава 4 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИАГОНАЛЬНОГО ВЕНТИЛЯТОРА

4.1 Экспериментальная установка, схема и методика измерений

4.2 Методика обработки результатов измерений

4.3 Оценка погрешности результатов испытаний

4.4 Объекты испытаний и результаты экспериментального исследования вентиляторов

4.5 Выводы

Глава 5 РАСЧЕТНАЯ МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ НОМИНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ТУРБИНЫ ТУРБОВЕНТИЛЯТОРА ПРИ СОВМЕСТНОЙ

РАБОТЕ С ТУРБОДИЗЕЛЕМ

5.1 Постановка задачи и основные допущения математической модели

5.2 Параметры, задаваемые при расчете турбины привода вентилятора

5.3 Расчетные формулы

5.4 Результаты математического моделирования

5.5 Выводы

Глава 6 ПЕРСПЕКТИВЫ ПРИМЕНЕНИЯ ТУРБОВЕНТИЛЯТОРА В СИСТЕМЕ ОХЛАЖДЕНИЯ ТРАНСПОРТНЫХ ТУРБОПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

6.1 Основные положения методики расчета энергетических показателей турбовентилятора на нерасчетном режиме

6.2 Результаты расчетно-теоретического исследования эффективности использования турбовентиляторной системы охлаждения на транспортном турбодизеле

6.3 Выводы

В настоящее время актуален вопрос повышения эффективности транспортных турбопоршневых двигателей.

Использование дополнительного парового цикла (цикл Ренкина) в силовой установке транспортной машины может дать прирост КПД на 13+14%, однако из-за большой сложности такая система пока не нашла применения /4/.

Одним из путей повышения топливной экономичности транспортных дизелей является полезное использование остаточного (продолженного) расширения выходящих из поршневой группы газов в связанной через гидромеханическую передачу с выходным валом двигателя силовой турбине. Такая дополнительная система - система турбокомпаундирования -обеспечивает повышение КПД силовой установки на режимах средней и полной мощности (до 5-6%). Повышение экономичности турбокомпаунд-ных дизелей на этих режимах делает выгодным их использование на тяже-лонагруженных транспортных средствах /115/.

В настоящее время турбокомпаундные дизели с охлаждением наддувочного воздуха (ОНВ) выпускаются фирмой «Scania» (Швеция) для магистральных тягачей. Разработку турбокомпаундных дизелей для грузовых автомобилей проводят фирмы «Cummins», «Caterpillar» (США) и др. Основным недостатком таких силовых установок являются высокие сложность и стоимость специальной гидромеханической передачи.

Вместе с тем, у турбодизелей с ОНВ доля эффективной мощности, расходуемой на прокачку охлаждающего воздуха, составляет на номинальном режиме порядка 7% от номинальной мощности и более (у форсированных танковых дизелей достигает 10+11%) по сравнению с 3,5+5% у атмосферного дизеля. Это связано с высокими сопротивлениями воздушных сетей систем охлаждения турбодизелей с ОНВ. Также сказывается увеличение аэродинамического сопротивления воздушных трактов из-за роста плотности компоновки агрегатов силовой установки, использования шумоизоляционного ограждения (капсулирования) двигателя и др.

Количество отводимой в систему охлаждения теплоты с изменением нагрузки двигателя увеличивается примерно в таком же соотношении, как и количество теплоты, содержащейся в отработавших газах, и которая может быть использована для привода турбины.

С учетом отмеченных обстоятельств, определенный практический интерес представляет использование мощности силовой турбины для привода вентилятора системы жидкостного охлаждения турбодизеля в одном узле - турбовентиляторе. В этом случае турбина имеет с двигателем только газовую связь, поэтому отпадает надобность в таком сложном и дорогом агрегате, как гидромеханическая передача от турбины на вал двигателя.

Большой опыт использования турбопривода вентиляторных устройств накоплен, в частности, в авиационном двигателестроении /22/, /46/, /94/, но его нельзя непосредственно использовать на транспортных турбодизелях.

При недостаточно полной информации и отсутствии целостного подхода к данной задаче представляется очевидной научная и техническая целесообразность исследования турбовентиляторных устройств для систем охлаждения турбодизелей.

При разработке турбовентилятора важен вопрос согласования вентилятора с турбиной и с турбодизелем с ОНВ таким образом, чтобы обеспечивался заданный тепловой режим двигателя во всем диапазоне режимов работы, и достигалась максимальная экономия топлива по сравнению с двигателем без силовой турбины. Для этого необходимо рассмотрение системы «вентилятор - силовая турбина - турбодизель».

Достижение максимальной эффективности турбовентилятора является фактором, непосредственно влияющим на топливную экономичность турбодизеля, что и обусловливает актуальность настоящей работы.

Цель работы - достижение максимальной эффективности турбовен-тилятора оптимизацией его элементной базы и схемы и анализ эффективности его применения в составе турбодизельной силовой установки. Научная новизна работы:

- разработана математическая модель турбовентилятора для двигателя транспортного средства, позволившая провести комплексное исследование системы «вентилятор - силовая турбина - турбодизель», получить лопаточные машины в составе турбовентилятора с высокими КПД, а также определить рабочий диапазон турбодизеля, на котором применение турбовентилятора обеспечивает выигрыш в расходе топлива, по сравнению с двигателем без силовой турбины;

- разработана математическая модель диагонального вентилятора, позволившая спроектировать вентилятор с рациональным профилированием лопаток.

На защиту выносятся следующие основные научные результаты и положения работы:

- математическая модель и программа расчета турбовентилятора для системы охлаждения транспортного турбодизеля с ОНВ, включающие в себя модули «вентилятор», «силовая турбина - турбодизель»;

- высокоэффективный диагональный вентилятор турбовентиляторной системы охлаждения турбодизеля с рациональным профилированием лопаток;

- вариант турбовентилятора с высокоэффективными диагональным вентилятором и осевой активной турбиной, промежуточным редуктором, выбранный на основе комплексного рассмотрения системы «вентилятор -силовая турбина - турбодизель».

Практическая ценность и реализация работы:

- разработанный комплекс прикладных программ позволяет уменьшить трудоемкость работ при проектировании и доводке турбовентиляторных систем охлаждения турбопоршневых двигателей;

- разработанное профилирование лопаток диагонального вентилятора позволило существенно увеличить его эффективность;

- разработанный вариант турбовентилятора обеспечивает максимальное повышение топливной экономичности турбодизеля транспортного средства;

- результаты работы приняты ОАО НПО «Наука» для использования при проведении НИОКР по системам кондиционирования воздуха (СКВ) и по системам очистки воздуха от пыли и вредных примесей, а также используются в учебном процессе кафедры «Автомобильные и тракторные двигатели» Московского государственного технического университета «МАМИ» при подготовке инженеров по специальности «Двигатели внутреннего сгорания».

Методы исследования представляют собой комплекс расчетно-теоретических и экспериментальных работ, выполненных как с помощью специально разработанных компьютерных программ, написанных на языке программирования Microsoft QuickBASIC, так и с использованием инженерных программных комплексов UNIGRAPHICS, Ansys, FlowER.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались и обсуждались на XXVII Научно-технической конференции ААИ «Автотракторостроение. Промышленность и высшая школа.» в МГТУ «МАМИ» в 1999 г.; XXXI Международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки кадров.» в МГТУ «МАМИ» в 2000 г.; научно-технической конференции «Тракторостроение XXI века», посвященной 75-летию НАТИ (г. Москва), в 2000 г.; IX Международной научно-практической конференции «Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей.», посвященной 45-летию ВлГУ (г. Владимир), в 2003 г.; 49-ой Международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров» в МГТУ «МАМИ» в 2005 г.; Всероссийской научно-практической конференции «Российский автопром: теоретические и прикладные проблемы механики и машиностроения» в институте машиноведения им. А.А. Благонравова РАН (г. Москва) в 2007 г.

Публикации. По теме диссертации опубликовано одиннадцать печатных работ.

Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, шести глав, общих выводов, четырех приложений, изложена на 239 страницах машинописного текста, содержит 62 рисунка, 8 таблиц, библиографический список - 120 наименований, в том числе 8 иностранных.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработаны математическая модель и программа расчета турбовентилятора с наличием модуля «силовая турбина - турбодизель», что позволяет проводить комплексное исследование системы «турбовентилятор - транспортный турбодизель с ОНВ» и проектировать высокоэффективный турбовентилятор для системы жидкостного охлаждения турбодизеля.

2. Выбрана оптимальная элементная база и схема турбовентилятора для турбодизеля мощностью 397кВт типа 12ЧН13/14, включающая диагональный вентилятор производительностью 10 кг/с, осевую активную турбину мощностью 17,6 кВт и промежуточный редуктор с передаточным числом 4.

3. Показано, что установка между вентилятором и турбиной турбовентилятора системы жидкостного охлаждения турбодизеля мощностью 397кВт типа 12ЧН13/14 редуктора с передаточным числом 4 приведет к повышению КПД турбины почти на 25% и выигрышу в расходе топлива почти на 5,9% по сравнению с двигателем без силовой турбины.

4. Проведенное математическое моделирование трехмерного вязкого потока в межлопаточных каналах вентиляторов показало, что выполнение лопаток в прикорневой зоне с отрицательными углами изгиба приводит к уменьшению вихревых зон в межлопаточных каналах вентилятора.

5. Разработана методика и компьютерная программа профилирования рабочих лопаток диагональных вентиляторов с отрицательными углами изгиба входной и выходной кромок лопаток.

6. Результаты экспериментального исследования диагональных вентиляторов подтвердили корректность разработанной методики расчета вентиляторов, а также показали, что отрицательный изгиб профиля в прикорневой зоне существенно увеличивает КПД вентилятора - максимальный КПД вырос почти в 1,15 раза.

7. Применение турбовентилятора для системы жидкостного охлаждения турбодизеля с ОНВ мощностью 397кВт типа 12ЧН13/14 обеспечит выигрыш в расходе топлива на границах мощностного диапазона от 45% до номинальной мощности на 1,5% и 5,9%, соответственно, по сравнению с турбодизелем без силовой турбины.

8. Использование турбовентиляторной системы охлаждения расширяет области применения турбокомпаундных транспортных дизелей.

1. Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы. Дьяченко Н.Х., Костин А.К., Пугачев Б.П., Русинов Р.В., Мельников Г.В. Л.: Машиностроение, 1974. 552 с.

2. Борьба с шумом. Сборник статей; под ред. Юдина Е.Я. М.: Стройиз-дат, 1964. 701 с.

3. Газотурбинные установки. Конструкция и расчёт. Справочное пособие. Под общей ред. Арсеньева Л.В., Тырышкина В.Г. Л.: Машиностроение, 1978.232 с.

4. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей.; под ред. Орлина А.С., Круглова М.Г. М.: Машиностроение, 1983. 372 с.

5. Дизели. Справочник.; Под общей ред. Ваншейдта В.В., Иванченко И.И., Коллерова Л.К. Л.: Машиностроение, 1977. 480 с.

6. Переходные процессы в газотурбинных установках.; под ред. Котляра И.В. -М.: Машиностроение, 1973. 254 с.

7. Техсправка МАМИ по теме 948-89. Гос. регистрационный №01890047288. -М.: МАМИ, 1990. 72 с.

8. Тракторные дизели: справочник.; под ред. Взорова Б.А. М.: Машиностроение, 1981. 536 с.

9. Физические величины: Справочник.; Под ред. Григорьева И.С., Мейли-ховаЕ. 3. -М.: Энергоатомиздат, 1991. 1232 с.

10. Ю.Абианц В.Х. Теория газовых турбин реактивных двигателей. М.: Машиностроение, 1965. 310 с.

11. Амелюшкин В.Н., Уманский М.П. Влияние закрутки потока на эффективность криволинейного диффузора. Энергомашиностроение,1963,12, сс.18-21.

12. Байков Б.П., Бордуков В.Т., Иванов П.В., Дейч Р.С. Турбокомпрессоры для наддува дизелей. Справочное пособие. Д.: Машиностроение, 1975. 199 с.

13. Бак О. Проектирование и расчёт вентиляторов. /Пер. с нем. Керстена И.О., под ред. Бушеля А.Р. /— Углетехиздат,1958. 363 с.

14. Бганцов В.В., Азбель А.Б., Окладников Л.Г. Энергетические показатели тракторных дизелей 4ЧН 11/12,5 и 6ЧН 11/12,5 при имитации силовой турбины. Двигателестроение, 1986, № 2, сс. 10-14.

15. Бекнев B.C. Профилирование плоских диффузорных решеток при док-ритических скоростях натекания потока. «Изв. Вузов СССР. Машиностроение», 1970, №5, сс. 132-137.

16. Биржаков М.Б., Литинецкий В.В. Радиально-осевые ступени мощных турбин. Л.: Машиностроение, 1983. 219 с.

17. Богомазов Р.Н., Дорфман Л.А. Из опыта исследования и отработки патрубков осевых турбомашин. Энергомашиностроение, 1961, №1, сс.8-12.

18. Брусиловский И. В. Аэродинамика осевых вентиляторов. М.: Машиностроение, 1984. 240 с.

19. Брэдшоу П., Себеси Т., Фернгольц Г.-Г., Джонстон Дж. П., Лаундер Б.Е., Ламм Дж. Л., Рейнольде У.К., Вудс Дж. Д. Турбулентность. /Пер. с англ. под ред. Гиневского А.С./- М., Машиностроение, 1980.343 стр.

20. Бунимович А.И., Святогоров А.А. Обобщение результатов исследования плоских компрессорных решеток при дозвуковой скорости. В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М.: Машиностроение, 1967, сс. 36-66.

21. Бурков В.В., Индейкин А.И. Автотракторные радиаторы. Л.: Машиностроение, 1978. 216 с.

22. Быков Н. Н., Емин О.Н. Выбор параметров и расчет маломощных турбин для привода агрегатов. -М.: Машиностроение, 1972. 288 с.

23. Винник И.Д., Уманский М.П., Черников В.А. Некоторые результаты аэродинамического исследования выхлопного патрубка транспортного газотурбинного двигателя (ГТД). Энергомашиностроение, 1959,№4,сс 8-11.

24. Вирозуб И.Е., Дорфман А.Ш. Об оптимальной форме диффузора. Теплоэнергетика, 1962, №6, сс. 88-91.

25. Вихерт М.М., Доброгаев Р.П., Ляхов М.И., Павлов А.В., Соловьев М.П., Степанов Ю.А., Суворов В.Г. Конструкция и расчет автотракторных двигателей. -М.: Машиностроение, 1964. 552 с.

26. Гальговский В.Г., Хачиян А.С. Доводка рабочего процесса автомобильных дизелей. — М.: Машиностроение, 1976. 106 с.

27. Гегин А.Д. Расчет оптимального угла атаки диффузорной решетки профилей. В кн.: Промышленная аэродинамика, вып. 32, аэродинамика каналов и вентиляторов. М.: Машиностроение, 1975, сс. 117-122.

28. Горбунов Г.М., Солохин Э.Л. Испытания авиационных ВРД. М.: Машиностроение, 1967, 254 с.

29. Горлин С.М., Слезингер И.И. Аэромеханические измерения. Методы и приборы. -М.: Наука, 1964.720 с.

30. Давыдков Б.Н., Кирин И.В., Малова И.Ю. Расчетно-экспериментальные исследования рабочих процессов форсированных тракторных дизелей. В кн.: Межвузовский сборник научных работ. Выпуск 5. - М.: МАМИ, 1983.

31. Двали Д.Ю. Разработка и создание высокоэффективных вентиляторных устройств систем охлаждения автотракторных ДВС. Дис. на соискание ученой степени кандидата технических наук. М.,1999. 167 с.

32. Дейч М.Е. Техническая газодинамика. -М.: Энергия, 1974. 592 с.

33. Дейч М.Е., Зарянкин А.Е. Газодинамика диффузоров и выхлопных патрубков турбомашин. -М.: Энергия, 1970. 384 с.

34. Дейч М.Е., Трояновский Б.М. Исследования и расчеты ступеней осевых турбин. -М.: Машиностроение, 1964. 628 с.

35. Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Я. Атлас профилей решеток осевых турбин. — М.: Машиностроение, 1965. 96 с.

36. Диденко О.И., Дорфман А.Ш., Сайковский М.И., Степаненко А.П. Влияние угла раскрытия на эффективность кольцевых криволинейных диффузоров. Известия вузов, «Энергетика», 1967, №8, сс. 108-112.

37. Дмитриченко В.П., Чемезова Т.А. Тракторные и комбайновые дизели. Каталог. -М.: ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш, 1982. 116 с.

38. Довжик С.А. Профилирование лопаток осевого дозвукового компрессора. В кн.: Промышленная аэродинамика, вып. 11. М.: Оборонгиз, 1958, 140с.

39. Дорфман А.Ш., Назарчук М.М., Польский Н.И., Сайковский М.И. Аэродинамика диффузоров и выхлопных патрубков турбомашин. — Киев: Издательство АН УССР, 1960. 188 с.

40. Ершов С.В. Численное моделирование турбулентных отрывных течений в плоских решётках. Известия вузов, «Авиационная техника», 1994, №1, сс.69-72.

41. Ершов С.В. Математическое моделирование трёхмерных вязких течений в турбомашинах — современный взгляд. Проблемы машиностроения, 1998,-1, №2 сс.76-93.

42. Емин О.Н., Зарицкий С.П. Воздушные и газовые турбины с одиночными соплами. -М.: Машиностроение, 1975. 216 с.

43. Епифанова В.И. Компрессорные и расширительные турбомашины радиального типа. -М.: Изд.-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1998. 624с.

44. Иванов О.П., Мамченко В.О. Аэродинамика и вентиляторы. Л.: Машиностроение, 1986. 280 с.

45. Идельчик И.Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М.: Машиностроение, 1975. 559 с.

46. Калинушкин М.П. Вентиляторные установки. М.: Высшая школа, 1979. 224 с.

47. Кириллов И.И. Теория турбомашин. Л.: Машиностроение, 1972. 536с.

48. Климов А.К. Керамика «осваивает» дизель. Автомобильная промышленность, 1993,№ 12, сс. 10-11.

49. Комаров А.П. Исследование плоских компрессорных решеток. В кн.: Лопаточные машины и струйные аппараты. М.: Машиностроение, 1967, сс. 67-110.

50. Круглов М.Г., Меднов А.А. Газовая динамика комбинированных двигателей внутреннего сгорания. -М.: Машиностроение, 1988. 360 с.

51. Ксынкин Г.К., Ботвинкин О.Н., Венченков Н.А. и др. Опыт использования тракторов К-700. М.: Колос, 1969. 239 с.

52. Кустарев Ю.С., Азбель А.Б., Козловский И.И. Использование турбовентилятора для охлаждения наддувочного воздуха. В кн.: Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных трудов. Выпуск X. Москва, 1990, сс. 113-119.

53. Кустарев Ю.С., Давыдков Б.Н., Фрейман Ю.И. Турбопривод вентилятора в системе охлаждения ДВС. В кн.: Автомобильные и тракторные двигатели. Межвузовский сборник научных трудов. Выпуск XIV. Москва, 1998, сс. 161-164.

54. Кэйс В.М., Лондон А.Л. Компактные теплообменники. /Пер. с анг. Баклановой В.Г., под ред. Петровского Ю.В. /- М. -Л.: Госэнергоииздат, 1962. 164 с.

55. Левенберг В. Д. Судовые малорасходные турбины. Л.: Судостроение, 1976. 192 с.

56. Лямцев Б.Ф., Микеров Л.Б. Турбокомпрессоры для наддува двигателей внутреннего сгорания. Ярославль: Ярославский ГТУ, 1995. 132 с.

57. Маккэнн М. Совершенствование дизелей грузовых автомобилей. Автомобильная промышленность США, 1980, № 5, сс. 1-4.

58. Манушин Э.А., Михальцев В.Е., Чернобровкин А.П. Теория и проектирование газотурбинных и комбинированных установок. М.: Машиностроение, 1977. 447 с.

59. Манушин Э.А., Суровцев И.Г. Конструирование и расчет на прочность турбин газотурбинных и комбинированных установок. М.: Машиностроение, 1990. 400 с.

60. Накаяма Ю. Обзор методов визуализации течений. /Пер. с яп. Гуревича А.Б. № Б-41625 из журнала «Нихон кикай гаккай си», 1978 т.81, сс. 634642/- М.: ВЦПНТЛД, 1980. 24 с.

61. Наталевич А.С. Воздушные микротурбины. — М.: Машиностроение, 1979. 192 с.

62. Норкин С.Б., Берри Р.Я., Жабин И.А., Полозков Д.П., Розенталь М.И., Сулейманова Х.Р. Элементы вычислительной математики. М.: Высшая школа, 1963. 210 с.

63. Уманский М.П. Исследование осе-радиальных диффузоров. Энергомашиностроение, 1964, №10, сс. 8-11.

64. Уманский М.П., Амелюшкин В.Н. Сопротивление диффузорных патрубков турбомашин при изменении втулочного отношения. Энергомашиностроение, 1967, №1, сс. 41-43.

65. Пак В.В., Иванов С.К., Верещагин В.В. Шахтные вентиляционные установки местного проветривания. -М.: Недра, 1974. 240 с.

66. Пешехонов Н.Ф. Приборы для измерения давления, температуры и направления потока в компрессорах. М.: Оборонгиз, 1962. 184 с.

67. По годин С.И. Рабочие процессы транспортных турбопоршневых двигателей. М.: Машиностроение, 1978. 312 с.

68. Портнов Д.А. Быстроходные турбопоршневые двигатели с воспламенением от сжатия. М.: Машгиз, 1963. 639 с.

69. Поспелов Д.Р. Двигатели внутреннего сгорания с воздушным охлаждением. -М.: Машиностроение, 1971. 536 с.

70. Поспелов Д.Р. Конструкция двигателей внутреннего сгорания с воздушным охлаждением. -М.: Машиностроение, 1973. 352 с.

71. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. /Пер. с нем. Ладогина A.M. под ред. Поликовского В.И. / М.: Машгиз, 1960. 684 с.

72. Розенберг Г.Ш., Ткачев Н.М., Кострыкин В.Ф. Центростремительные турбины судовых установок. Л.: Судостроение, 1973. 216с.

73. Савельев Г.М., Зайченко Е.Н. Турбокомпрессоры и теплообменники наддувочного воздуха автомобильных двигателей. — Ярославль: Верх.-Волж. кн. изд-во,1983. 96 с.

74. Семёнов В. «Scania» в борьбе за чистый выхлоп. Грузовик Пресс, 2006, №1. сс.7-9.

75. Симеон А.Э., Каминский В.Н, Моргулис Ю.Б., Поветкин Г.М., Азбель А.Б., Кочетов В.А. Турбонаддув высокооборотных дизелей. М.: Машиностроение, 1976. 288 с.

76. Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчёт деталей. М.: Машиностроение, 1965. 451 с.

77. Степанов А.И. Центробежные и осевые компрессоры, воздуходувки и вентиляторы. Теория, конструкция и применение. /Пер. с англ. Резника И.И./- М.: Машгиз, 1960. 347 с.

78. Степанов Г.Ю. Гидродинамика решёток турбомашин. М.: Физматгиз, 1962.512 с.

79. Степанов Г.Ю. Основы теории лопаточных машин, комбинированных и газотурбинных двигателей. М.: Машгиз, 1958. 350 с.

80. Стечкин Б. С., Казанджан П.К., Алексеев Л.П., Говоров А.Н., Нечаев Ю.Н., Федоров P.M. Теория реактивных двигателей; лопаточные машины. -М.: Оборонгиз, 1956. 548 с.

81. Сулима A.M., Носков А.А., Серебренников Г.З. Основы технологии производства газотурбинных двигателей М.Машиностроение, 1996.480 с.

82. Флетчер К. Вычислительные методы в динамике жидкостей. Том 2. Методы расчета различных течений./Пер. с англ. Каменецкого В.Ф./ — М., Мир, 1991. 552 с.

83. Холщевников К. В. Некоторые вопросы теории и расчета ТРД. М.: Оборонгиз, 1960. 118 с.

84. Холщевников К. В. Теория и расчет авиационных лопаточных машин. — М.: Машиностроение, 1970. 610 с.

85. Холщевников К. В., Емин О.Н. Выбор параметров и расчет газовой турбины: Учебное пособие. -М.: Оборонгиз, 1958. 104 с.

86. Хуциев А.И., Улановский Э.А., Евстифеев Б.В. Повышение экономичности комбинированных двигателей с силовой турбиной. Двигателестрое-ние, 1981,№2, сс. 6-7.

87. Циннер К. Наддув двигателей внутреннего сгорания. /Пер. с нем. Федышина В.И. под ред. Иванченко Н. Н. /- JL: Машиностроение, 1978. 264 с.

88. Черкасский В.М., Романова Т.М., Кауль Р.А. Насосы, компрессоры, вентиляторы. М., Л.: Государственное энергетическое издательство, 1962. 264 с.

89. Шерстюк А.Н., Зарянкин А.Е. Радиально-осевые турбины малой мощности. -М.: Машиностроение, 1976. 207 с.

90. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя. /Пер. с нем. Вольперта Г.А. под ред. Лойцянского Л.Г. / М.; Наука, 1974. 712с.

91. Шнеэ Я.И., Капинос В.М., Котляр И.В. Газовые турбины. Ч. 1 Киев: Вища школа,1976. 295 с.

92. Шнеэ Я.И., Хайновский Я.С. Газовые турбины. Ч. 2 Киев: Вища школа, 1976. 279 с.

93. Заявка Японии №61-28812В. Заявитель: Кавасаки дзюкогё К.К. Устройство для охлаждения ДВС с ременной передачей. 1986.

94. Заявка Японии №62-19571.Заявитель: Хино дзидося когё К.К. Устройство управления вентилятором системы охлаждения ДВС транспортного средства. 1987.

95. Заявка Японии №2-35131.Заявитель: Хино дзидося когё К.К. Двигатель с турбонаддувом и промежуточным охладителем впускного воздуха. 1990.

96. А.с. СССР №178243. Установка для наддува двигателей внутреннего сгорания. Байков Б.П., Бордуков В.Т., Дейч Р.С., Лукьян-ченко Б.С., 1966.

97. Заявка ФРГ №OS3447195. Охлаждающее устройство с осевым вентилятором закрытого типа. 1986.

98. Заявка ФРГ №OS3601532. Устройство управления охлаждением ДВС для транспортных средств. 1986.

99. Заявка ФРГ №OS3612167. Вентиляторное устройство, в частности, для охлаждения ДВС с водяным охлаждением. 1987.

100. Заявка ФРГ №OS3626013. Гидростатический привод вентилятора. 1987.

101. Заявка ФРГ №OS3636483. Привод для вентилятора ДВС. 1988.

102. Патент США №4651922. Устройство для регулирования частоты вращения вентилятора, охлаждающего радиатор. 1987.

103. Заявка Японии №61-218713. Регулятор количества продуваемого через радиатор воздуха. 1986.

104. Kawabata К., Saiton М. Application of a Mixed Flow Fan for Quiet Heavy-Duty Vehicles. SAE Technical Paper Series, №861945, 1986.

105. Woollenweber W.E. Turbo-Compound Cooling Systems for Heavy-Duty Engines. SAE Paper, №940842,1994. cc.1335-1355.

106. Woschni Gerhard, Bergbauer Frantz. Verbesserung von Kraftstoffverbrauch und Betriebsverhalten von Verbrennungsmotoren durch Turbocompounding. MTZ: Motortechnische Zeitschrift, 1990,5l,№3.cc. 108-116.

107. Jones W.P., Launder B.E. The Calculation of Low-Reynolds Number Phenomena With a Two-equation Model of Turbulence. Int. J. Heat and Mass transfer, 1973, 16, №10. cc.l 119-1130.

108. Menter F.R. Two-Equation Eddy-Viscosity Turbulence Models for Engineering Application. AIAA Journal, 1994, 32, №8. cc.1299-1310.

109. Menter F.R., Kyntz M., Langtry P. Ten Years of Industrial Experience with SST Turbulence Model. Proc. 4th International Symposium of turbulence, Heat and Mass Transfer, October 12-17, 2003, Antalya, Turkey.

110. Singer В .A. Modeling the Transition Region. NASA CR 4492, 1993. 88 c.

111. Wilcox D.C. Reassessment of the Scale-Determining Equation for Advanced Turbulence Models. AIAA Journal, 1988,26, №11. cc. 1299-1310.