автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Расчетно-теоретические методы оценки эффективности систем воздушного охлаждения дизелей



Саибов Абдуназар Алиевич

РАСЧЕТНО-ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ МЕТОДЫ ОЦЕНКИ ЭФФЕКТИВНОСТИ СИСТЕМ ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ДИЗЕЛЕЙ

Специальность 05.04.02 - Тепловые двигатели

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

2 2 ИЮЛ ?ою

Санкт- Петербург - Пушкин - 2010

004607376

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

Официальные оппоненты:

Зуев Анатолий Алексеевич, доктор технических наук, профессор; Куколев Максим Игоревич, доктор технических наук, профессор; Безюков Олег Константинович, доктор технических наук, профессор.

Ведущее предприятие: ОАО «Владимирский моторо-тракторный завод»

Защита состоится Н> года в 13.30 часов на заседаь

диссертационного совета Д 220.060.05 при'Санкт-Петербургском государственном

аграрном университете по адресу: 196601 г.Санкт-Петербург-Пушкин, Петербу

ское шоссе, 2, ауд.2-529. 2-

Е-таП: uchesek@spbgau.ru

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского го дарственного университета

Автореферат разослан «

» 2010 года.

Отзыв на автореферат, заверенный печатью организации, просим направлять вышеуказанному адресу.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор

Т.Ю. Салова

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

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

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

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

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

Цель исследования - повышение эффективности работы систем воздушного охлаждения дизелей.

Объекты исследования - дизели с воздушным охлаждением.

Научную новизну представляют:

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

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

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

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

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

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

Практическая ценность работы:

- в определении оптимального отношения 1/Ь, обеспечивающего повышен числа Нуссельта (1\1и) более чем в два раз, соответственно, улучшение эффективь сти теплообмена на границе «стенка- охлаждающая среда(воздух)»;

- метод оценки эффективности теплопередачи, обеспечивающий объективш прогноз технического уровня систем охлаждения на стадии проектирования ди: лей;

- рекомендации по совершенствованию конструкций систем воздушного с лаждения дизелей;

- опытные образцы с эффективными системами воздушного охлаждения ди:

лей.

На защиту выносятся следующие результаты и основные положения работ:

- обобщенный метод анализа теплопередачи от рабочего тела в стенки дет лей, образующих камеру сгорания, учитывающий влияние их теплофизическ свойств и толщины на осредненный коэффициент теплоотдачи, позволяющий об> диться без традиционного теплообменного эксперимента;

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

- математическое описание движения потока в межреберных каналах голов цилиндров и теплообмен с охлаждающей средой, схематизация течения идеально газа в призматическом канале, образованном симметрично расположенными ребр ми соседствующих головок;

- математическая модель движения потока в межреберных каналах цилиндр и теплообмен с охлаждающей средой, которое допустимо рассматривать как дви» ние идеального газа в призматических каналах в полярной системе координат ли1 в случае, когда параметры ребер по всему периметру окружности неизменны, и ь ждый из них снабжено дефлектором; во всех других случаях схематизация пото должна производиться применительно к отдельным (характерным) участкам трак-но с учетом приоритета сопротивления в минимальном проходном сечении;

- осевой вентилятор с заданным продольным профилем в форме соплового а парата, состоящего из конфузора в направляющем аппарате, переходящего в дифс]: зор в нагнетательном участке. Цель - устранение обратных токов и вредного вл^ ния втулочного характера движения потока воздуха в подкожухном пространстве;

- система воздушно-масляного охлаждения, обеспечивающая нормальн функционирование дизелей 4410.5/12.0 форсированных по среднему эффективно! давлению до 1.6 МПа.

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

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доклад вались и получили одобрение на международных научно - технических конфере циях Владимирского государственного университета и Санкт-Петербургского <

рарного университета в 1989г., 1992г., 1993г., 1997г., 2008-2009 г.г., а также на ежегодных научных конференциях ТАУ 1978 - 2009г.г.

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

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

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

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

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

- улучшение условий газообмена применением системы High Compression Swirl;

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

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

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

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

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

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

- удельную тепловую нагрузку на вентилятор - 14.3... 16.7 (Вт-ч)/м3;

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

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

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

Процедура оптимизации существенно осложняется уже при более двух крит

риев, а при четырех и более критериях задача становится неразрешимой. При ра дельном использовании каждого из этих критериев вытекает, что из всего ряда д зелей 4410.5/12.0 в рамки требований укладываются двигатели с ре =0.541 МП Однако многолетний опыт эксплуатации дизелей с ре = 0.635 МПа показывает, ч-технический уровень системы охлаждения удовлетворителен даже в условиях резк континентального климата.

В становление теории теплопередачи от рабочего тела в камеру сжатия бол шой вклад внесли Белинкий Л.М., Брилинг Н.Р., Вошни Г., Костров A.B., Нуссел! В., Огури Т., Пфлаум В., Шиткей Г., Эйхельберг Г. и другие ученые. Обострение н учного интереса к данной проблеме в последние десятилетия объясняется попытк ми адиабатизации термодинамического цикла применением теплоизоляционных п крытий и составных конструкций поршней и цилиндров.

Особое место в ряду исследований систем воздушного охлаждения двигател( занимают монографии Поспелова Д.Р., отличающиеся фундаментальностью теор тических подходов, наличием методик расчета и проектирования отдельных элеме: тов и системы в целом. Вместе с тем, ряд теоретических положений устарел или методологическом плане ошибочен; это стало сдерживающим фактором при прое тировании форсированных ДВО или двигателей с повышенными тепловыми пот ками в рабочем цикле.

К недостаткам существующей теории, на наш взгляд, относятся:

- схематизация теплопередачи от рабочего тела деталям, ограничивающим к

С30 п\

меру сгорания в виде стационарного процесса с — = 0 , в то время как в действ]

15т )

тельности это периодический процесс, требующий учета пульсационной соста ляющей;

- отсутствие критериев стационарности процесса теплопередачи, без которь невозможно вести расчеты или прогнозировать стабилизацию температурного р' жима на заданном уровне;

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

- использование теории продольного обтекания безграничным потоком га: плоской пластины неприемлемо для формализации реальных процессов теплообм! на между ребром и охлаждающей средой;

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Т(х,у,2.0)=/(х,у,г), (1)

где /(х, у, г) - известная функция.

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

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

- испарение капель и пленки впрыснутой дозы топлива (имеющих стохасти1 ски распределенные размеры и молекулярный состав) на стенке камеры сгорания характерным температурным полем, распределенным в зависимости от толщин формы и материала, которое вызывает не только вероятностно распределение плотность теплового потока, но и влияет на его вектор;

- волновой характер изменения давления, вихревой характер движения и т> булентность газа в пристеночных слоях, а также стохастически распределенные I кальные зоны очагов воспламенения и цепной характер сгорания топливовоздушн смеси являются определяющими факторами пространственного и временного р< пределения плотности теплового потока и температурного напора;

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

- пленочное кипение на теплоотдающей стенке детали в системе жидкостнс охлаждения, когда имеет место стохастическое чередование протяженности уча< ков поверхности теплообмена, покрытых тонкой паровой пленкой, через котор; перенос теплоты осуществляется, главным образом, теплопроводностью, определя стохастический характер плотности теплового потока;

- турбулентный режим движения теплоносителя относительно теплоотдаюш стенки детали в системе воздушного охлаждения, приводящий к пульсациям тс щины температурного пограничного слоя и величины коэффициента аккомодащ которые определяют пространственную и временную характеристику локальн плотности теплового потока.

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

Методы формализации математических моделей подобных процессов мно] образны. Это описание их периодическими функциями, с последующим разложег ем их в ряд Фурье и интегрированием (например, при обработке индикаторных Д1 грамм). Это может быть спектральным представлением периодического или стох; тического процесса, с последующим представлением амплитудно-частотных хар; теристик, спектральной плотности, в котором квадрат модуля амплитуд! частотной характеристики и будет являться математической моделью процесса операторном виде.

Адекватность математической модели теплоотдачи оценивается сопостав.1 нием температурных полей деталей, ограничивающих камеру сгорания, полученн! расчетным и экспериментальным путем.

Важность учета пульсаций и вектора плотности теплового потока в течен одного цикла заключается в том, что современное техническое обеспечение эксг риментальных исследований не позволяет с достаточной точностью фиксировг подобные процессы, в силу чего часть информации оказывается скрытой от иса дователя, что порой приводит к неточным или ошибочным толкованиям процесс теплопередачи. Например, используемые для регистрации температурных пол средства измерения (термопары ТХА-081, ТХА-284) имеют постоянную време 50...60 с, а их тепловая инерционность а 85...270 с. Показатель тепловой инерцис

ности термопар ТХК-0515, при измерении температуры газа до 560 °С, давлении 14 МПа и скорости его движения 40. ..45 м/с, равен 120 с.

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

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

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

В нашем представлении, характеристикой действительного коэффициента теплоотдачи может являться функция Трт = /(ф), расчет которой выполняется по известным формулам:

на линии (Та - Тн г) сжатия - Тр т^ = Та е^-1;

на участке (Тн г - 7,) сгорания - линейно, на (Tz - Тн рас) - Тр m = const,

Т

на линии (Тн рас - Ть) расширения - Тр т = ;

Я 2

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

Функция Трт = /(ф) преобразуется в симметрично-ступенчатую периодическую функцию, интегрированием участков, соответствующих тактам "впуск—»сжатие" и "сгорание-расширение—»выпуск", и вычисляется среднее значение температуры. Полученный стационарный пульсирующий термодинамический цикл (пунктирные линии на рис. 1а) характеризуется средним значением ~ 1065К (штрихпунктирная линия) и амплитудой пульсации « 870К. Очевидно, что вектор теплового потока не во всех случаях будет направлен в тело деталей, ограничивающих камеру сгорания.

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

Рис. 1. Схематизация изменения температуры рабочей среды в камере сгорания дизеля 4410.5/12.0 с р. =0.635 МПа в виде пульсационно го стационарного (б) процесса относительной теплоотдачи:

у = -6 при £ = 0...2я, *|/=6 при £ = 27Г...4тг.

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

Допустим, что имеются идеальные средства измерения мгновенных, локаш ных значений температур и тепловых потоков в произвольных точках потока тепле носителя и теплопередающей стенки, позволяющие определять как актуальные noj температур и тепловых потоков, так и их флуктуации в пространстве и во времен! средние значения и любые другие характеристики. В частности, на поверхности ti плообмена значения температур (точнее, температурных напоров, т. е. температу] отсчитанных от характерного для задачи уровня) и тепловых потоков можно npej ставить в форме: 9 = (S) + 9 ; (2)

q=(fl) + q, (3)

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

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

Этот коэффициент также можно представить в виде суммы осредненной части (а)

пульсационной составляющей а : а = (а) + а . (5)

Будем называть его осредненным действительным коэффициентом теплоотдачи.

1 далее по тексту- индекс /"опускается для у прощения записи

плоотдачи (5)

Разделив уравнение (5) на (а), получим относительную характеристику теплоотдачи в пульсационном стационарном процессе, представляемом графиком на рис. 16:

а 1 а , г.

(а) (а)

Традиционно, расчеты величины осредненного температурного напора (9) на поверхности теплообмена и осредненной плотности теплового потока (д) выполняются по результатам экспериментального определения температурных полей, а потому далее будем его называть реализованным2 или фактическим коэффициентом те-

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

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

а = а(г, т), (6)

где х и г - соответственно время и координата вдоль поверхности теплообмена.

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

а = (а) + а (г, т). (6а)

Этой информации в принципе достаточно для определения актуальных температурных напоров 9(г, т) и тепловых потоков у (г, т) в массиве теплопередающей стенки, следовательно, и на поверхности теплообмена. Тогда, расчет можно свести к

решению краевой задачи нестационарной теплопроводности

= + (7)

дх с р

при граничном условии Ш-го рода на теплообменной поверхности

да

-Л— = аЭ (8)

дх

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

Обязательным условием обеспечения достоверности функции а (г, т) является точность измерения и расчета величин 9 (г, т) и q{z, т), так как вычисленные поля температурных напоров 9 и тепловых потоков q должны быть адекватны действительным величинам, которые можно было бы в принципе зарегистрировать в гипотетическом идеальном эксперименте.

По известным полям величин 9 и ^ можно определить их средние значения

" здесь и далее по тексту индекс /обозначает фактический - от англ. in point of fact.

(Э) и (17), а затем по уравнению (5) и реализованный коэффициент теплоотдачи. К эффициент осу зависит от теплофизических свойств материала стенки, ее толщины рода термического граничного условия на внешней поверхности стенки. При этом общем случае будем иметь:

«/"(а). (

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

Схема изложенной последовательности процедуры, при которой задается :

висимость а (г, т) = (а) + а (г, т), и затем из решения краевой задачи для уравнен

теплопроводности в стенке определяется величина осу, представляет суть данно

метода.

Плотность теплового потока от рабочего тела в стенки деталей, ограничива! щих камеру сгорания, вычисляется по формуле

л/1 л \ тг I т _ л/1 . I ум/

'"'о

где gl - цикловая подача топлива, г/ц;

£ - коэффициент неучтенных потерь теплоты, = 0.038; т0 - временной период пульсаций действительного коэффициента теплоотдач с/цикл;

(/¡) - осредненная площадь поверхности, воспринимающей теплоту рабочего т ла, м".

Величина т0 характеризует продолжительность рабочего цикла и являет производной частоты вращения коленчатого вала, а - величина изменения пл

щади поверхностей принимающих теплоту рабочего тела /, и г2|. отдающих тепло в охлаждающую среду /2.

Реализованный коэффициент теплоотдачи

О

1 Т,„. - т.

4wi~ ю(/!>

М2 [mc"p}'"a'X 'max -М\ {тСрЬ

(1

Полагая, что

„и п

et,,, --и aw —-, (1

уу Inn п J* _ "Т I max у _'Г

"max Sl w min 51

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

(а... \ = -(а..., +а,„, ) и a'(z, х)= -(а,., -а.,,, ). (1

\ "1/ 2 \тах \тт ' 4 ' 1 "шх 1"""

Действительный коэффициент теплоотдачи связан с пульсационной соста ляюшей соотношением

«и, . а'(-,т) .,,. м

7—\-1 + т—Г"1 + &' О

Ы) Kw

поэтому амплитуда пульсаций действительного коэффициента теплоотдачи будет равна отношению

Ь = (15)

К)

Величина коэффициента теплопередачи через стенку цилиндра равна

(16)

Si -/S2

где осредненная плотность теплового потока (e/g) = const , а температура на внутренней стороне стенки Т5 задается из условия термической стабильности смазки. Температура на внешней стороне стенки определяется из уравнения

Т - Т 8 /1 у.

1&2 ~1ЬХ--—• С17)

Величина коэффициента теплопередачи от стенки цилиндра в охлаждающую среду равна

(18)

2 Гх -Т

Осредненная плотность теплового потока определяется по формуле

(19)

— + —+-

Иус, ^ ам>2

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

оц и - коэффициенты теплоотдачи от рабочего тела в стенку и от стенки

к охлаждающей среде; 5 - толщина стенки;

Я. - коэффициент теплопроводности стенки. Реализованный коэффициент теплоотдачи находим из отношения

(20)

а искомая оценка эффективности теплопередачи равна

ОС/-

е = т4. (21)

(а)

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

Теоретический и практический интерес представляет исследование условий формирования, кинематики и динамики потока воздуха в подкожухном пространстве, но при этом возникают сложности формализации законов движения из-за осо-

бенностей конструкции системы охлаждения. Для их преодоления использован м тод сечения потока в характерных участках тракта. Сечения, в которых гипотетич ски происходят изменения кинематики и динамики потока, формирующие услов! на входе в межреберные каналы цилиндров и их головок и определяющие характс теплообмена. Выделены четыре сечения, указанные на рис. 2.

Рис. 2. Схема характерных сечений потока воздуха в пространстве под кожухом вентилятора дизеля 4410.5/12.0: I-I- при сходе с лопаток ротора; II-II- в средней части удлинителя; III-III- по оси первого цилиндра; IV-IV-по оси четвертого цилиндра; к^ и к2 - точки измерения статического напора направляющем аппарате и под кожухом.

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

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

- число Маха М = и/а = 0.142857, где а = 340 м/с - скорость звука;

- число Маха М] определялось методом интеграции при заданных соотношения F!F\. Результаты анализа представлены графиками на рис. 3.

Сжатие потока при сходе с кромки удлинителя {F¡¡_¡¡ = 0.00916 м2) сопровождается существенным изменением скорости. Если скорость воздуха на выходе из (F¡_,= 0.02144 м2) вентилятора = 32.4 м/с, то в сечении //-//, точнее при F!FX 0.4274, она возрастает в 2.368 раза достигая 118.4 м/с. Стрелки пунктирных линий указывают на соответствующие изменения остальных показателей, из которых давление является относительной характеристикой напора.

В сечении III-III, внутренний контур потока воздуха сходит с удлинителя, а внешний контур продолжает деформироваться кожухом. В результате происходит ступенчатое увеличение площади поперечного сечения, поток замедляется и перераспределяется во всей области под кожухом. Срыв потока с кромки удлинителя приводит к образованию обратных токов по его внутренней образующей поверхности. По мере приближения к оси ротора поток разворачивается и меняет направление движения. Перераспределение характеристик потока воздуха обусловлено также расположением масляного радиатора, за которым сопротивление движению увеличивается. Встречая сопротивление от поверхностей масляного радиатора, кожухов штанг толкателей, цилиндров и их головок, винтообразная траектория движения потока поворачивается и устремляется к зоне в сечении III-III{рис. 4).

i п т

Р/Р,,

т/т;, p/P,

0,996 0,994 0,992 0,990 0,988

1 V Т/Т,

1

1

1 1

1 р/р,

- 1 1

1 Р/Р, и/и,

1

и/щ 2,32 2,08 1,84 1,60 1,36 1,12

0,4

0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 Р/Ц

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

Пространственный угол поворота потока обусловлен частотой вращения вентилятора и расположением (удаленностью и вертикальной координатой) объекта теплообмена.

Ввиду сложности формализация потока в сечении 1¥-1¥ ограничимся предположением, что здесь поток теряет скорость и образуется зона подобная заводи с образованием попятных течений. Давление и температура потока воздуха также понизится, а теплоноситель подогревается.

1 2

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

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

Конфузор не идеален, так как в сечении /-/ребра обрываются, и вместе с анкерными шпильками образуют препятствие, где кинематика потока схематизируется обтеканием цилиндра и течением в щели. В сечении II-II образуется конфузор, но условия течения в нем стохастичны и не поддаются строгому математическому опи-

15

санию. В сечении ///-///, назовем его мидепевым, канал можно схематизировать виде призматического, но ядро потока не будет находиться на оси симметрии вслех ствие волнового характера потока; здесь поток ускоряется. В сечении 7У-/У(рис/ образуется зона диффузора, в котором параметры увеличиваются (рис.5, сечение I. II), а скорость потока падает, и он стремится выйти за пределы канала.

Здесь же начинается деление потока по двум рукавам, представляющим кор мовые зоны соседних цилиндров. Сечение ^представляется зеркальным отраже нием сечения I-I, с противоположными эффектами движения. В сечении VI-17ядр потока прижимается к кромке среднего дефлектора вследствие действия сил сопрс тивления трения, кориолиса и встречного потока. Поэтому последующая зона до ос цилиндра плохо обтекается.

Рис. 5. Характерные сечения межреберных каналов цилиндра.

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

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

При теплоотдаче в воздух, когда у стенки значение р^гуменьшается, следовательно, уменьшается конвективный перенос тепла вдоль оси, а в распределении

имеет место максимум. Изменение физических свойств оказывает существенное влияние и на распределение по радиусу относительного коэффициента турбулентного переноса ет/у.

Выведена зависимость 1ЧиА/Ми0л=9", (22)

т

ni

где 0 = Ту, /Ть - температурный фактор, а п = -(а Ig0 + 0,3б).

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

I * 0,38 где т =-0,6 + 5,б(Яе* )

а - температура, б - скорость, в - массовая скорость, г - плотность теплового

потока.

Движение воздуха в межреберном канале, образованном поверхностями соседних головок цилиндров, схематизировано в виде призматической трубы высотой 2Ь, основанием 2 жй и длиной 1, направленными соответственно вдоль осей Z, У и X прямоугольной декартовой системы координат. Сечение трубы на всей ее длине постоянно, т. е.

£,=£ = £= 4^/г2. (24)

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

1

2н2 0Г1-Ре

я 2Н^ о* " Ри Толщина динамического пограничного слоя на начальном участке канала

(25)

= 1

Лб(2Я -ПбУоФб Рф(Я-л)

4 Я2йу1

2Я2ри

с/л

ч { \ Но

У

2Н2ру

-¿х. (26)

где

(2

у л6 Ы Рс 0 Рс

Численным анализом и лабораторными исследованиями установлено, что в личина местного коэффициента сопротивления, относительной теплоотдачи и обусловлены температурным фактором и турбулентностью потока вдоль канал Наиболее интенсивно Су возрастает на участке х/И = 7, а Ре* снижается, а на!

лучшее соотношение х/И находится в пределах от 2...7, т. е. в реальном масштаб длина канала должна быть 15...50 мм.

1,75 -1

1,50

1,25

2,5 5,0 7,5 10,0 12,5 15,0 17,5 х/)г

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

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

По мере увеличения х/И степень турбулентности ядра потока снижается и при х/А = 10... 15 наблюдается стабилизация значений е0 « 5%, т. е. турбулентность за пределами этого участка практически не влияет на теплоотдачу (рис. 8). Эффект турбулизации ощущается в начальном участке (.т/7? <10), и в зависимости от скорости потока обеспечивает повышение теплоотдачи на 35...50 %.

В третьей главе "Методика экспериментальных исследований" изложена программа экспериментальных исследований, включающая:

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

- стендовые безмоторные испытания полноразмерной модели дизеля 4410.5/12.0;

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

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

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

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

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

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

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

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

Объекты исследования:

- атмосферный воздух в зоне хлопководства;

- полноразмерная модель дизеля Д144 с электроприводом вентилятора;

- физическая модель канала головки цилиндра;

- дизели Д144 с четырьмя вариантами конструкции системы охлаждения;

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

Характеристика вариантов системы охлаждения.

Вариант 1 - серийный.

Вариант 2 - экспериментальная система, содержащая дополнительно внутренние дефлекторы.

Вариант 3 - экспериментальная система, содержащая внутренние и средние (ЭД145Т) дефлекторы, и анкерные шпильки Д37М-1002028-А2 0 9 мм.

Вариант 4 - экспериментальная система, отличающаяся:

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

- измененной формой кожуха вентилятора;

- измененной формой средних дефлекторов, выполненных в виде

перегородок, объединяющих функции внутренних и средних дефлекторов;

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

Основным методом исследования кинематики и динамики потока воздуха принято измерение статического и динамического давления в характерных точках тракта. Наряду с ним исследования проводились визуализацией траекторий движения сферических частиц пенопласта 0 2 мм под прозрачным кожухом вентилятора методом фотографирования и скоростной киносъемки.

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

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

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

- уборка хлопка хлопкоуборочными машинами 14ХВ-2.4;

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

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

Контролируемые параметры:

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

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

- температура и давление масла;

- температура цилиндров и головок;

- давление под кожухом вентилятора и в направляющем аппарате;

- степень загрязненности деталей системы охлаждения;

- периодичность и трудоемкость ТО системы охлаждения.

В четвертой главе "Результаты экспериментальных исследований системы воздушного охлаждения дизелей 4410.5/12.0" приводятся результаты экспериментальных исследований, их анализ и оценка.

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

Выдвинутая рабочая гипотеза о наличии характерных участков тракта, в кото-

рых кинематические и динамические характеристики потока воздуха зависят не только от напора, развиваемого вентилятором, но и собственно конструкцией дизеля экспериментально подтверждена.

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

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

Введенная в секторе 3-4 частица пенопласта проходит расстояние от входа в направляющий аппарат до схода с кромки лопатки ротора за 160... 180 град, угла его поворота скорость потока достигает 40.9 м/с при пв =3720 мин"1 даже на расстоянии 845 мм от кромки удлинителя. При вводе частиц через сектор 7-8 скорость изменяется в пределах 16.7...35.48 м/с, а угол закрутки - 37° 30'...72° 30'. Введенные в зоне секторов 1 -2, 2 - 3, 4 - 5 и 5 - 6, трассирующие метки не попадают в поле зрения объектива, так как поток набегает на препятствия, а блики освещения размывают координаты их обтекания.

При увеличении пв до 4315 мин"1 и вводе частиц в зоне сектора 7-8 скорость их возрастает до 37.84...65.32 м/с на всем протяжении тракта. При вводе частиц через сектор 8 - 1 среднее значение скорости составляет 26.60 м/с, а поле рассеивания параметра-20.34...33.94 м/с; угол закрутки изменяется в диапазоне 30° 30'...56° 15' при среднем значении 41° 30'.

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

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

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

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

Для проверки гипотезы о влиянии пространственного угла атаки потока, обу-

21

словленном винтовым втулочным течением, а также наличия или отсутствия масл> ного радиатора проведена серия экспериментов. Распределение скорости потока п высоте цилиндров оценивалось по величине полного напора воздуха на выходе к межреберных каналов в сечении У1-Ш{рис. 4). Установлено, что скорость поток воздуха на выходе из межреберных каналов между смежными цилиндрами и по вь: соте распределяется крайне неравномерно.

Низкая скорость воздуха отмечена также специалистами ЗИЛДа ВМТЗ, но он пытались устранить недостаток изменением формы кожуха и расстояния межд осями вентилятора и коленчатого вала. Однако изменение только формы кожуха н варианты контуров не дало ощутимого результата, так как, на наш взгляд, определяющими факторами являются расстояние между осями коленчатого вала и вентк лятора, а также отстояние и форма переднего дефлектора. Об этом свидетельствую 1 и результаты скоростной киносъемки трассирующих частиц.

Рис. 9. Элементы скоростной киносъемки трассирования частиц Жирные и зигзагообразные линии - траектории после соударения частиц с препятствием; обтекание препятствий - полуовалы, сохраняющие угол закрутки основного

потока.

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

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

Характер скорости истечения воздуха из межреберных каналов по высоте второго и третьего цилиндров, так же как и первого (со стороны выпускного клапана)

представляется S-образной формой графиков. Уменьшение скорости на уровне 7 канала, т. е. на высоте 45 мм обусловлено границей внутреннего контура втулочного течения потока перед входом в каналы. Местная скорость потока, выраженная относительно эквивалентного диаметра канала значительно выше и варьирует в пределах Rerf= 1620...4324 или по wcp = 17.59...38.18 м/с.

Неравномерность поля скоростей по высоте цилиндров составила: при 3200 мин"1 - 14.64% по wcp, а по Re(/ 34.79%; при 5200 мин"1 - 25.59% по wcp, а по Re^

- 35%. Подтверждено снижение Re,z вследствие установки масляного радиатора, хотя фактор режима работы вентилятора оказывается более значимым. На выходе из 2...7 каналов, имеет место волновой характер движения с тенденцией возрастания Re,/, изменения шага и амплитуды волны в зависимости от режима работы вентилятора. Этот факт никем не отмечался.

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

Re— =а354^Г' (29)

Рис. 10. Изменение Re в сечении Ill-Ill по высоте в межреберных каналах

цилиндров в зависимости от режима работы вентилятора: 1 - между первым и вторым цилиндром; 2 - вторым и третьим; 3 третьим и

четвертым.

где d0 - эквивалентный (гидравлический) диаметр канала на кромке среднего дефлектора в контролируемой точке (для 1, 7 и 14 каналов он равен 18.33 мм, а для 21 -го - 14.91 мм).

Анализ полученных результатов указывает на весьма широкий спектр разброса как между цилиндрами - 1823...5497, так и по их высоте - 1947...5497.

Особенно сильное влияние на величину Re/;; ш оказывает режим работы вентилятора; увеличение частоты вращения ротора на 62.5% обеспечивает повышение скорости потока на 55.9%.

На уровне между 1 и 14 каналами скорость потока остается достаточно высокой и практически неизменной, что можно отнести к числу положительных свойств

системы охлаждения. Заметное снижение скорости на уровне 21 канала не должн существенно влиять на температуру цилиндров в силу относительной малости вел! чины теплоотдачи. Особый интерес представляет деление потока в конфузоре : средним дефлектором, так как известная неравномерность температурных полей п периметру цилиндра во многом обусловлена именно этим фактором.

Согласно полученным данным можно утверждать, что условие оптимальност выполняется только в каналах между 2 и 3 цилиндром на высоте от 14 до 21 канал: Между 3 и 4 цилиндром на этом уровне соотношение также приемлемо в диапазоь частот вращения вентилятора от 3200 мин"1 до 4200 мин"1, но при последующем ув< личении оборотов показатель резко ухудшается.

Масляный радиатор отрицательно влияет на характер распределения потока рукавах практически во всех вариантах. Наиболее значимо это влияние усматрив; ется в каналах между 1 и 2 цилиндром при 3200 мин"1, а также между 2 и 3 цили! дром при 5200 мин"1 на высоте седьмого канала.

Переменное винтовое втулочное течение определяет пространственный уго атаки относительно ребер и образующей поверхности цилиндра, изменение толиц ны и величину оттеснения потока от стенок, а касательные напряжения трения фо{ мируют волновой характер движения в зоне диффузора, в сечении III-III, и, в кс нечном счете, создают неравномерность степени его деления по рукавам и по высс те. Заметим, что появление альтернативных вариантов системы охлаждения для ai зелей 4410.5/12.0 и конструктивный принцип их усложнения основан на поджата динамического пограничного слоя и ядра потока к теплоотдающим стенкам цилин; ра.

Волновой характер движения по криволинейной траектории вызывает отге< нение потока от стенки цилиндра, и даже попятные токи в кормовой области, всле; ствие касательных напряжений трения и сил Кориолиса. Для оценки эффективност альтернативных вариантов системы охлаждения с точки зрения снижения влияни отмеченных явлений эксперименты исследования проводились на безмоторной ус тановке. Измерялись статический и динамический напор в пограничном слое, от стоящем от стенки цилиндра на расстоянии равном радиусу 1.6 мм приемника (ит екционной иглы), в сечениях указанных на рис. 4 и 5. Приемники статического да] ления представляют сверления 0 1.8 мм стенок каждого цилиндра в этих сечениях, только в кормовой области. Скорость потока выражалась локальным числом Peí нольдса Re5. В диссертации приводится полный анализ распределения Res по все характерным сечениям и цилиндровым секциям на уровне первого канала. Здесь же, в виду ограниченности объема, рассмотрено движения потока в критических сеч( ниях III-III и VI-VI.

Как и следовало ожидать, в канале первого цилиндра в сечении III-III для всех вариантов Res находится в пределах 3716...5614, причем наибольшие значения принадлежат серийному варианту (Reg = 5093...5553). Это обусловлено тем, что здесь поток максимально сжимается, а волновые явления нивелируются. У четве! того варианта, хотя Reg = 3716... 4846, но и эквивалентный диаметр канала в 2 ра; меньше. Снижение Reg при увеличении частоты вращения вентилятора с 4680 мин"1 до 5200 мин"1 для всех вариантов объясняется изменением угла атаки потока относительно диффузора.

Л Re, 1,15 1,10 1,05 1,00

1,15 1,10 1,05 1,00 0,95 0,90 0,85

Между it 12 цилиндром

i / \ /

a ^ ^--i 1х V ч/V , А'Х. J

У/ — с радиатором ---без радиатора

Т 'Wr-. 1 L-3200 мин'1 — П-4200шн-1 ~ 0-5200 мин !

7 14

Порядковый номер канала

I Между 3 и 4 цилиндром

--------

VLX

1 7 14

Порядковый номер канала

Л Re. 1,15 1,10 1,05 1,00 0,95 0,90

Между 2 3 цилиндром

)--------( У----------

/S^r

jr / \ V N

L \ЧЧ.

-. 4 4s s

21

7 14

Порядковый номер канала

21

21

Примечания: 1. Асспмбтрия \ Яе^ скоростей потоков б рукавах смежных цилиндров определяется отношением

Подсточные индексы п и л означают соответственно правый и левый рукав потоков, делящихся в каналах смежных цилиндров.

2. При ¿Лъд'! обеспечивается симметрия скорости потоков.

3 При АИе([<1 скорость обтекания цилиндра со стороны выпускного клапана выше. Это и является условием оптимальности.

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

В сечении V-V, где поток обтекает заднюю анкерную шпильку, напор измерялся в щели между нею и цилиндром, в серийном варианте Reg монотонно возрастает с 4739 до 5360. Почти по такой же закономерности происходит изменение скорости воздуха во втором варианте, с той лишь разницей, что при увеличении пв с 4680 мин"1 до 5200 мин"1 Reä возрастает от 4080 до 5648. В третьем варианте, несмотря на уменьшенный диаметр анкерной шпильки Reg изменяется в виде вогнутой параболы от 2006 до 1831, с минимумом Res= 1422 при пе= 4680 мин"1. Эффект объясняется установкой более узкого среднего дефлектора ЭД145Т, из-за чего основной поток устремляется в зазор между ним и шпилькой. В четвертом варианте величина Re5 = 3981, при пв =4680 мин"1 возрастает на 8.4 %, а при пв = 5200 мин"1 - достигает 4914.

В сечении ///-///второго цилиндра для всех вариантов имеет место возрастание Re5: 1 - от 6516 до 7206, с минимумом 5441при пй = 4680 мин"1; 2 - соответственно 4882, 5863 и 6556; 3 - 4352, 4867 и 5933; 4 - 4160, 4852 и 5452. Тенденция увеличения Re5 в сечении III-III сохраняется и для последующих цилиндров. Это убеждает, что формирование потока в диффузоре обусловлено смещением угла атаки в зависимости от частоты вращения вентилятора. Улучшение показателя свидетельствует о недостатках конструкции переднего дефлектора.

В сечении V-V второго цилиндра отмечено снижение Res до 2913, но при

пв - 5200 мин1 оно возрастает до 4775. Аналогичная картина наблюдается иве тальных цилиндрах во всех вариантах за исключением четвертого. Наихудшие по( затели принадлежат третьему варианту, а лучшие - четвертому. Для него нерави мерность распределения скоростей составила -13.0...+20.3 % при среднем значен 4464.

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

На основании выполненных экспериментов четвертый вариант системы ох; ждения признан лучшим, и последующие исследования проводились главным об[ зом с ним, в сравнении с серийным вариантом.

Стендовыми моторными испытаниями серийных дизелей Д144 в имитировг ных условиях резко-континентального климата установлено, что их внешние скор стные характеристики значительно деформируются от воздействия температурнс фактора.

В условиях стандартной атмосферы характеристика эффективной мощное при работе на корректоре, в диапазоне частот вращения коленчатого ва 1850...1950 мин"1 практически не меняется вследствие низкого корректорного заг са. Понижение барометрического давления до 92 кПа с одновременным повышег ем температуры до 60 °С, вызывает деформацию регуляторной ветви, переводя : нейную функцию в параболу второго порядка. При этом начало действия коррега ра линейно смещается в область пониженных частот вращения по уравнен! п = 2000 - 4гв, аппроксимированному с коэффициентом корреляции р = 1.0. Нол нальная эффективная мощность, в зависимости от температуры окружающей сре, изменяется по линейному закону N е = 42 - 2?в, а часовой расход топлива аппрс симирован уравнением параболы в = 0.1 г,2 +12 с коэффициентом корреляц р = 1.0.

Изменение температуры отработавших газов представляется параболами вщ при /в = 25 °С, /г =-860 + 1.606п -4.353 -10"4«2;' при/в = 40°С, <г =-351 + 0.972и-2.416-10"4 я2; • при/, =60°С, /г =-145 + 0.810и-2.142-10-4и2.

Новым результатом является факт, что с повышением температуры окружа щей среды плотность теплового потока от рабочего тела в охлаждающую сре снижается, а относительные эффективные показатели дизеля повышаются. Это о! словлено снижением удельного количества теплоты вводимой в процесс сгоран; снижением коэффициента избытка воздуха до « = 1.3 и среднего индикаторного среднего эффективного давления аппроксимируемого уравнени ре = 0.608-0.018?.

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

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

Довольно плотное расположение температурных полей цилиндров не дает оснований для утверждения о безусловном выборе оптимального решения, хотя преимущество четвертого варианта над серийным не вызывает сомнений, как по максиму-

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

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

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

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

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

Результаты эксплуатационных испытаний дизелей с сопоставляемыми вар: антами систем охлаждения позволяют утверждать об отсутствии веских причин, кеч торые способствовали бы резкому снижению ресурса дизелей эксплуатируемых составе хлопкоуборочных машин 14ХВ-2,4.

Тепловой режим работы дизелей Д144 во всех случаях их эксплуатации в составе хлопководческих МТА можно признать удовлетворительным, так как темп: ратурное состояние цилиндров не превышало 190 °С, а их головок -228 °С. Темпер . турные поля, как по периметру цилиндров, так и по высоте, несколько уступают р зультатам, полученным при стендовых испытаниях. Это, по-видимому, обусловлек более щадящими режимами эксплуатационных испытаний и температурной по-' грешностью холодных спаев.

Неравномерность температур между 1 и 4 головками цилиндров, составляв -щая 42 °С (в серийном варианте) и 28 °С (в третьем варианте) позволяет ожида' разного ресурса отдельных секций ЦПГ и опасности появления тепловых отказе. 3.. .4 секций вследствие засорения воздушного тракта.

Исследование динамики интенсивности засорения воздушного тракта должи было дать ответы на причины возникновения тепловых отказов и величину эксплуатационных затрат, обусловленных периодичностью и трудоемкостью ТО. Однаг попытки определить корреляцию между удельным количеством пыли отложивше -ся на поверхности деталей и напорными характеристиками вентилятора не дал:: удовлетворительного результата. Даже при работе в составе хлопкоуборочной м шины интенсивность отложения пыли не превысила 3.3 г/(м"-ч), а потеря напора пс ~ кожухом вентилятора 25 Па/ч.

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

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

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

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

Исходные условия: Теплопередачи - квазистационарный процесс при (с/) =

const, в виде прямоугольных импульсов с периодом 4п и амплитудой температур рабочего тела Г„. от 1500К до 630К. Температура охлаждающей среды TWl = 298,

313 и 333 °С, что соответствует условиям стендовых моторных испытаний. Температура стенки цилиндра принималась на основании экспериментальных данных для четвертого цилиндра в сечении V'V.

для серийного варианта 7"8 = 488, 485 и 480К;

для четвертого варианта 7"g = 467, 469 и 473К.

Установлено, что эффективность теплопередачи по мере возрастания температуры окружающей среды увеличивается в обоих вариантах систем охлаждения. Это может быть объяснено снижением температурных напоров Э5| и , что адекватно уменьшению потерь теплоты в охлаждающую среду и возрастанию термического КПД цикла.

Оценка достоверности показателей эффективности теплопередачи производи-

29

лась с помощью сравнения метода, учитывающего пульсационную составляющую плотности теплового потока, и метода определения изменения коэффициента теплоотдачи от пристеночной области к ядру потока.

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

где коэффициент теплопроводности а число Нуссельта

к =-,——, (31)

РеРг-

=-[А 2 \' (32)

1,07 + 12,7 .р Рг3 -1

М )

при Рг = 0.7 и коэффициенте сопротивления трения -

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

а». И 1

Согласно результатам расчета дисперсия адекватности коэффициента теплоотдачи для первого варианта равна 0,0054 Вт/(м2-К), что составляет 0.18 % от его среднего значения; для четвертого варианта она равняется 0.0006 Вт/(м2-К).

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

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

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

30

процесса, удовлетворяясь лишь параметрами назначения дизеля.

Варианты

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

С этой целью был проведен вычислительный эксперимент, в котором исходными данными являлись показатели с более чем двукратным повышением эффективной мощности базовой модели дизеля 4410.5/12.0 за счет форсирования по частоте вращения и среднему эффективному давлению цикла.

Условия (q)= const и (В) = const сохранялись, как и прежде. Особенность методики расчетов заключается в том, что способ форсирования учитывался в виде скважности пульсаций т0 и величины цикловой подачи топлива glf, а достигаемые

при этом эффекты выражались произвольно взятыми величинами амплитуды пульсации температуры, без расчета температурного аналога индикаторной диаграммы и его интегральной характеристики. Пространственный период теплоотдачи zx принимался величиной постоянной. Итерация величин температурного напора в

окрестности реальных значений производилась с целью расширения области поиска оптимального решения по снижению потерь теплоты. Таким образом, обеспечивалась независимость тепловой производительности от способа организации рабочего процесса.

Результаты эксперимента показывают, что действительный коэффициент теплоотдачи практически линейно возрастает с повышением среднего эффективного давления цикла, но крутизна характеристики весьма ощутимо зависит от амплитуды пульсаций температуры в пограничном слое между рабочим телом и внутренней стенкой цилиндра. Поведение функций a -f[pe. SW]) свидетельствует о том, что

увеличение ре до 1.6 МПа для базового дизеля приведет к увеличению а до 6.38 или в 2.2 раза. Наименьшие потери теплоты достигаются при условии = 1500...830К, Г5 = 463К и TWl = 298К), когда при рв = 1.6 МПа a = 2.61

Вт/(м:-К).

Характер поведения функций пульсационной составляющей а'(г,т), а также осредненной величины действительного коэффициента теплоотдачи в стенку ци-

линдра {o.W] j в зависимости от величины среднего эффективного давления сохраня ется, как и для предыдущего показателя. Это объясняется линейной взаимосвязи

«w, , a'(z,x) . , между ними —Lr = 1 + ~j —^ = 1 + о.

Ю К.)

Поведение функций aWj =f(pe) существенно отличается от рассмотренны

выше. Прогнозируемая величина теплоотдачи в охлаждающую среду функции дл базового дизеля представляется линейной зависимостью. При форсировании дизел до ре =1.6 МПа, т. е. в 2.5 раза ан,2 возрастает от 3.43 Вт/(м2К) до 10.51 Вт/(м2-К

Это означает, что форсирование дизеля вызовет необходимость повышения прои: водительности вентилятора, площади теплоотдающей поверхности или ее теплопрс водности в 3.07 раза.

Анализ характера изменения эффективности теплопередачи показывает, чт она мало зависит от ре, более существенное влияние оказывает отношени

но и оно не однозначно. Величина s прямо пропорциональна вел г

чине реализованного коэффициента теплоотдачи, выражаемого соотношение aj- = {q)/{fwi - Tw ), в котором сохраняется условие (q) = const Тогда максимал!

ный эффект должен достигаться посредством минимизации градиента температу TWi - Tw2, что может означать как повышение Tw2 при постоянной величине

Рис. 16. Влияние изменения нижнего предела пульсации температуры н эффективность теплопередачи при верхнем пределе пульсации: а) - тм,[ =

1500К;

б) - тщ = 1600К; 1 - при г8( = 463К; 2 - при = 51ЗК; (область промежуточных значений заштрихована).

Учитывая, что увеличение осредненной плотности теплового потока достиг ется максимумом градиента ' можно прийти к заключению о значим

сти верхней границы пульсации температуры рабочего тела для обеспечения иск мой величины г. Это удовлетворительно согласуется с верхней границей поля э<

фективности теплопередачи, представленного на (рис.16).

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

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

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

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

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

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

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

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

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

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

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

аналитического описания более сложных процессов.

Разработанный метод оценки эффективности теплопередачи, минимизирующий по тери тепловой энергии в стенки и максимизирующий теплоотдачу в охлаждающук среду, основанный на формализации процесса математической моделью нестацио нарного теплового потока, позволяет принимать решение о эффективности система охлаждения на стадии её проектирования.

3. Рекомендуется дискретно-последовательный метод анализа движения н; характерных участках (начиная от схода потока с лопаток ротора вентилятора и за вершая диффузорами на входе в межреберные каналы). Метод позволяет, с учето( турбулентности, выделить факторы, влияющие на динамику движения воздуха и те плообмен. Используя выведенные уравнения методом последовательных приближе ний, можно рассчитать числа Нуссельта (Ми) и коэффициенты сопротивления тре ния при переменных физических свойствах воздуха.

Полученные аналитическим путем закономерности изменения теплофизиче ских свойств воздуха, его скорости и сопротивления движению позволяют предъяв лять более конкретные требования к проектированию осевых вентиляторов для сис тем с воздушным охлаждением двигателей.

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

4. Применительно к каналам головок цилиндров рекомендованный метод анг лиза кинематики и динамики движения воздуха на начальном участке прямог призматического канала, основанный на уравнениях Стокса в ортогональной систе ме координат, позволяет определять профили скоростей турбулентного потока и ог тимизировать его длину по толщине вытеснения температурного пограничного ело) Установлено, что влиянием турбулентности на протяженности волны Томлинг Шлихтинга, на участке 1/Ь = 10...15 коэффициент теплоотдачи, равно как и числ Нуссельта (Ыи) более чем в два раза выше, чем на участке стабилизированного лв1 жения.

5. Экспериментальными исследованиями установлено, что при частоте вращ< ния исследуемого вентилятора равной 3720 мин"1 сходящий с лопаток ротора поте приобретает втулочную форму и движется по спирали со скоростью 30...42 м/с, угол его закрутки повторяет их профиль. Увеличение частоты вращения вентилятс ра до 4315 мин"1 приводит к возрастанию скорости потока воздуха под кожухом 1.35... 1.54 раза и к изменению угла закрутки в пределах 28° 05 '...45° 25'. Распределение охлаждающего потока в системе охлаждения обусловлены следук щими показателями:

- распределение потока между секциями ЦПГ обусловлено расположение вентилятора относительно продольной оси двигателя, а также формой кожуха ве: тилятора, переднего и заднего дефлекторов. В дизелях 4410.5/12.0 значительн; часть потока, сходящего с кромки удлинителя, перекрыта радиатором и кожухам штанг толкателей, вследствие чего потери напора воздуха возрастают;

- доказано, что в диффузоры перед входом в зону межреберных каналов пот< поступает под переменным углом атаки, зависящим от угла его закрутки, задава мой лопастями вентилятора, и точки обтекания образующей цилиндра; это отвергав постулаты Поспелова Д. Р. относительно поперечного обтекания цилиндра неогр ниченным потоком воздуха и обосновывает необходимость применения внутренш

дефлекторов;

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

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

- внешние скоростные характеристики значительно деформируются от воздействия температурного фактора; с повышением температуры окружающей среды плотность теплового потока от рабочего тела в охлаждающую среду снижается, а относительные эффективные показатели дизеля повышаются вследствие снижения удельного количества теплоты вводимой в процесс сгорания, коэффициента избытка воздуха до а = 1,3 и среднего эффективного давления аппроксимируемого уравнением ре =0.608-0.018/в;

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

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

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

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

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

- оценка системы охлаждения по критерию эффективности теплопередачи яв-

35

ляется корректной и достоверной, с повышением температуры от 25 до 60 °С вел! чина s возрастает при серийном варианте с 0.567 до 0.64, а при четвертом

0.627...0.661. достоверность результатов, оцененная по критерию дисперсии аде] ватности коэффициента теплоотдачи от стенок канала в охлаждающий воздух, вь численного двумя методами, не превышает величину третьего порядка - 0.005 Вт/(м2-К);

9. Предлагаемый метод позволяет уже на стадии проектирования двигате.г прогнозировать возможности обеспечения желаемого характера протекания рабоч' го процесса и теплопередачи, а также определять необходимые параметры систем охлаждения перед разработкой компоновочных чертежей, что позволяет сократит затраты на проектирование. Метод достаточно прост в реализации и не требует эк периментальных данных.

Форсирование дизелей 4ЧЮ.5/12.0 до ре =1.2 МПа приводит к увеличени а,„ в 11.9 раз, что свидетельствует о невозможности эффективного использован]

традиционной системы воздушного охлаждения, но из результатов прогноза тепл! вого баланса вытекает, что количество теплоты отводимой системой охлажден] только удваивается.

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

- повышение технического уровня при минимальном изменении базовой koi струкции дизеля 4410.5/12.0 посредством повышения эффективности теплоперед чи до е = 0.7...0.75 (решением задачи можно считать четвертый вариант, дополне] ный рекомендациями по устранению причин забивания воздушного тракта);

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

Основные положения диссертационной работы опубликованы:

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

1. Саибов A.A. Обоснование оценочных показателей и критериев техническо уровня систем воздушного охлаждения. -Душанбе, Доклады АН Республики Тадж кистан, том 51, №10, 2008, с.785-791.

2. Саибов A.A. Новый подход к характеристике потока воздуха в охлаждающ< тракте дизеля 4410.5/12.0. -Душанбе, Известия Академии наук Республики Тадж кистан, №3(132), 2008, с.80-90.

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

4. Саибов A.A. Теплофизические и термодинамические свойства атмосферного вс духа в экстремальных условиях. -Душанбе, Известия Академии наук Республи Таджикистан, №1(134), 2009, с.78-87.

5. Саибов A.A., Саидов Ш.В., Камолов Т.М. Оценка влияния климатических факторов на характеристики дизелей 4410.5/12.0. -Тракторы и сельхозмашины, №4, 2009, с.41-44.

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

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

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

Учебные пособия:

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

Основные научные статьи:

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

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

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

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

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

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

16. Саибов A.A. и др. Направления и перспективы повышения надежности тракторных двигателей воздушного охлаждения. -Душанбе, ТаджикИНТИ, 1981, 35с.

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

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

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

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

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

22. Саибов A.A., Эркинов М.А. Повышение надежности охлаждения дизелей Д14^ эксплуатируемых в хлопководстве. -Душанбе, изд. Таджик. СХИ, Сбор. науч. тру дов, 1989, с.105-112.

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

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

25. Саибов A.A., Саидов Ш.В. и др. Анализ скоростных характеристик дизеля Д14 с серийной и экспериментальной системой топливоподачи. -Душанбе, сборник не учных трудов, изд. ТАУ, 1996, с. 86-95.

26. Саибов A.A. и др. Улучшение экологических свойств дизельных топлив. В ki Актуальные проблемы АПК РТ. Тез. докл. научн. конф. -Душанбе, изд. ТАУ, 200( 164-165 с.

27. Саибов A.A. и др. Исследование взаимосвязи теплонапряженности и надежнс сти деталей цилиндро - поршневой группы(ЦПГ) дизелей ВТЗ, эксплуатируемых жарком климате Республики Таджикистан. В кн.: «Вавиловские чтения - 2007». Сг ратовский АУ. Материалы конферен. посвящ. к 120 годовщине И.Вавилова.- Capí тов, часть 2, 2007, с.266-268.

28. Саидов Ш.В., Саибов A.A. Теоретико-экспериментальное обоснование пар; метров оребрения головок цилиндров дизелей с воздушным охлаждением. -С-Пб.: Известия Международной академии аграрного образования», том 1, №' 2008, с.171-182.

Отпечатано в ООО «Вектор Два». Тираж 100 экз.

Введение

Глава I: Состояние проблемы и постановка задач исследования

1.1 Пути совершенствования и перспективы дизелей с воздушным охлаждением

1.2 Особенности конструкции ДВО размерности 4410.5/12.0 и перспективы их совершенствования

1.3 Современное состояние теории теплопереносаот ребристых поверхностей в условиях принудительной-конвекции 40»

1.3. 1 Анализ теоретических основ'движения потока воздуха и теплообмена с цилиндрами и их головками 40'

1.3.2 Анализ методологии расчета элементов оребрения цилиндров и их головок 56'

1.4 Выводы 69'

1.5 Задачи исследования

Глава II. Теоретические основы процессов теплообмена в дизелях. Критерии оценки и оптимизации параметров системы охлаждения

2. 1 Формализация процесса теплопередачи от рабочего тела в элементы системы охлаждения

2. 1. 1 Анализ поведения целевой функции 98.

2. 1.2 Граничное условие третьего рода при анализе теплоотдачи от рабочего тела в головку цилиндра

2. 1.3 Теплоотдача от рабочего тела в цилиндр

2.2 Формализация граничного условия четвертого рода

2. 2. 1 Оценка теплового баланса в дизелях 4410.5/12.

2.2.2 Параметры потока воздуха перед входом в межреберные каналы цилиндров и их головок

2.2.3 Параметры движения и теплообмена в межреберных каналах цилиндров

2.2.4 Динамика движения и теплообмен в межреберных каналах головки цилиндров

2.3 Теоретико-экспериментальное обоснование параметров оребрения головок цилиндров

2.4 Выводы

Глава III. Методика исследований

3. 1 Программа и структура исследований

3.2 Методика безмоторных испытаний

3.3 Методика стендовых моторных испытаний

3.3. 1 Условия проведения испытаний

3.3.2 Виды и режимы испытаний

3. 3. 3 Характеристика оборудования и аппаратуры. Тарировка и показатели точности средств измерений •

3.3.4 Проведение стендовых испытаний

3.4 Методика эксплуатационных испытаний

3.5 Выводы»

Глава IV. Результаты экспериментальных исследований системы воздушного охлаждениядизелей 44 10.5/12.

4. 1 Теплофизические и термодинамические свойства атмосферного воздуха в экстремальных условиях

4. 2 Кинематика и динамика потока воздуха под кожухом вентилятора

4. 3 Кинематика и динамика потока воздуха в межреберных каналах цилиндров

4. 4 Стендовые испытания дизелей 4410.5/12.0 с сопоставляемыми вариантами системы охлаждения

4.4.1 Оценка влияния климатических факторов на характеристики дизелей 4410.5/12.

4.4.2 Оценка температурного состояния деталей 253 4. 5 Эксплуатационные испытания дизелей 4410.5/12.0 с сопоставляемыми вариантами системы охлаждения

4. 5. 1 Оценка влияния условий и режимов эксплуатации на тепловое состояние дизелей 4410.5/12.

4. 5. 2 Оценка интенсивности загрязнения и трудоемкости технического обслуживания системы охлаждения дизелей 4410.5/12.

4.6 Выводы

Глава V. Мероприятия по совершенствованию дизелей с воздушным охлаждением

5.1 Оценка эффективности систем охлаждения дизелей 4410.5/12. при их эксплуатации в условиях резко-континентального климата

5.2 Прогнозирование эффективности систем с воздушным 294 охлаждением на стадии проектирования форсированных дизелей

5. 3 Мероприятия по повышению эффективности систем воздушного охлаждения дизелей 44 10.5/12.0 5.3. 1 Реализация задач первого направления

5.3.2 Реализация задач второго направления

5.4 Выводы

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

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

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

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

Цель исследования - повышение эффективности работы систем воздушного охлаждения дизелей.

Объекты исследования - дизели с воздушным охлаждением.

Методы исследования. Методологической основой исследований; является классический подход, заключающийся в анализе состояния проблемы, выдвижении рабочей гипотезы, синтезе теоретических положений основанных на фундаментальных законах термодинамики, аэродинамики газов, обоснование критериев оптимальности параметров системы воздушного охлаждения дизелей, разработке и изготовлении опытных образцов (физических моделей), лабораторной и производственной проверке эффективности технических решений и адекватности математических моделей реальным процессам и явлениям.

При теоретическом обосновании методологии оценивания и оптимизации технического уровня дизелей использовались основные положения теорий тепло - массопереноса, динамики газов и исследования операций. При проведении экспериментальных исследований использовались классические методы лабораторных безмоторных, стендовых моторных и эксплуатационных испытаний с использованием современных средств и оборудования. Сбор информации производился, методом пассивного эксперимента по плану NUR, техническая экспертиза осуществлялась с использованием стандартных средств линейных измерений повышенной точности. При обработке и анализе результатов экспериментальных исследований использовались методы теории вероятностей и математической статистики.

Научную новизну представляют:

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

- метод анализа влияния кинематики и динамики движения воздушного потока в межреберных каналах цилиндров на теплоотдачу; математическая модель движения воздушного потока в межреберных каналах головки цилиндров; усовершенствованная методика определения конструктивных параметров камеры сгорания и системы охлаждения дизеля для обеспечения желаемого характера протекания рабочего процесса и теплопередачи; формализованная, схема анализа параметров движения воздушного потока на трассе от вентилятора до входа в межреберные каналы цилиндров и их головок на теплопередачу; закономерности изменения теплофизических свойств воздушного потока при его движении в системе воздушного охлаждения дизельных двигателей.

Практическая ценность работы заключается в разработке:

- определении оптимального отношения 1/h, обеспечивающего повышение числа Нуссельта (Nu) более чем в два раз, соответственно, улучшение эффективности теплообмена на границе «стенка- охлаждающая сре-да(воздух)»;

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

- рекомендации по совершенствованию конструкций систем воздушного охлаждения дизелей;

- опытные образцы с эффективными системами воздушного охлаждения дизелей.

Результаты и научные положения, выносимые на защиту:

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

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

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

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

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

- система воздушно-масляного охлаждения, обеспечивающая нормальное функционирование дизелей 4410.5/12.0 форсированных по среднему эффективному давлению до 1.6 МПа.

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

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

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

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

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

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

2. Предлагаемый метод анализа теплопередачи от рабочего тела в стенки деталей образующих камеру сгорания, учитывающий влияние их тепло-физических свойств и толщины на осредненный коэффициент теплоотдачи, позволяет обходиться без традиционного теплообменного эксперимента. Задача метода - количественный и качественный анализ эффектов влияния характеристик теплопередающей стенки на значения экспериментальных коэффициентов теплоотдачи на различных участках теплообмена. С физической точки зрения ступенчатый закон изменения действительного коэффициента теплоотдачи представляет собой некоторый упрощенный, прямоугольный вид симметричных пульсаций интенсивности теплообмена, который может служить моделью для расчетно-аналитического описания более сложных процессов.

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

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

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

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

4. Применительно к каналам головок цилиндров рекомендованный метод анализа кинематики и динамики движения воздуха на начальном участке прямого призматического канала, основанный на уравнениях Стокса в ортогональной системе координат, позволяет определять профили скоростей турбулентного потока и оптимизировать его длину по толщине вытеснения температурного пограничного слоя. Установлено, что влиянием турбулентности на протяженности волны Томлина-Шлихтинга, на участке 1/к = 10.15 коэффициент теплоотдачи, равно как и число Нуссельта (N11) более чем в два раза выше, чем на участке стабилизированного движения.

5. Экспериментальными исследованиями установлено, что при частоте вращения исследуемого вентилятора равной 3720 мин"1 сходящий с лопаток ротора поток приобретает втулочную форму и движется по спирали со скоростью 30.42 м/с, а угол его закрутки повторяет их профиль. Увеличение частоты вращения вентилятора до 4315 мин"1 приводит к возрастанию скорости потока воздуха под кожухом в 1.35. 1.54 раза и к изменению угла закрутки в пределах 28° 05 \. .45° 25

Распределение охлаждающего потока в системе охлаждения обусловлены следующими показателями:

- распределение потока между секциями ЦПГ обусловлено расположением вентилятора относительно продольной оси двигателя, а также формой кожуха вентилятора, переднего и заднего дефлекторов. В дизелях 4410.5/12.0 значительная часть потока, сходящего с кромки удлинителя, перекрыта радиатором и кожухами штанг толкателей, вследствие чего потери напора воздуха возрастают;

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

- в конфузоре, поток теряет скорость и неравномерно делится по двум руслам, что является одним из определяющих факторов формирования неравномерного поля температур по периметру окружности цилиндра. На актуальной высоте (1.7 каналы) обтекание цилиндров со стороны впускного клапана выше на 2. 12%, чем с обратной стороны; эффект неравномерного распределения потока по смежным руслам обусловлен кориолисовым ускорением и волновым движением, зависящим от частоты вращения вентилятора.

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

- внешние скоростные характеристики значительно деформируются от воздействия температурного фактора; с повышением температуры окружающей среды плотность теплового потока от рабочего тела в охлаждающую среду снижается, а относительные эффективные показатели дизеля ухудшаются вследствие снижения удельного количества теплоты вводимой в процесс сгорания, коэффициента избытка воздуха до а = 1,3 и среднего эффективного давления аппроксимируемого уравнением рс = 0.608 - 0.018/в;

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

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

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

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

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

- оценка системы охлаждения по критерию эффективности теплопередачи является корректной и достоверной, с повышением температуры от 25 до 60 °С величина б возрастает при серийном варианте с 0.567 до 0.64, а при четвертом — 0.627.0.661; достоверность результатов, оцененная по критерию дисперсии адекватности коэффициента теплоотдачи от стенок канала в охлаждающий воздух, вычисленного двумя методами, не превышает величил ну третьего порядка — 0.0054 Вт/(м -К);

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

Форсирование дизелей 4410.5/12.0'до ре =1.2 МПа приводит к увеличению аи,2 в 11.9 раз, что свидетельствует о невозможности эффективного использования серийной системы воздушного охлаждения, но из результатов прогноза теплового баланса вытекает, что количество теплоты отводимой системой охлаждения только удваивается.

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

- повышение технического уровня при минимальном изменении базовой конструкции дизеля 4410.5/12.0 посредством повышения эффективности теплопередачи до £ = 0.7.0.75 (решением задачи можно считать четвертый вариант, дополненный рекомендациями по устранению причин забивания воздушного тракта);

- определение путей совершенствования системы охлаждения для создания* нового типоразмерного ряда или семейства дизелей с воздушным охлаждением (решение задачи усматривается в рекомендации комбинированной системы охлаждения для дизелей, форсированных по эффективному давлению до 1.6 МПа). 5 1

1. Адлер Ю.П:, Маркова; Е.В., Грановский ЮЛ31 Планирование эксперимента при поиске оптимальных условий. Наука, М. 1971, 345с. •

2. Агапов Д.С. Улучшение топливно-экономических и энергетических показателей дизеля оптимизацией температурного режима: автореф. дис. канд. техн. наук: 05. 04. 02. СПб., 2004, 19с.

3. Алифанов О.М. Обратные задачи теплообмена. М.: Машиностроение, 1988, 280 с.

4. Анализ, надежности дизелей Д144 находящихся под наблюдением в условиях рядовой эксплуатации, за 1982-1983 г.г. Отчет ОГК ВТЗ, арх. № V-03/4102. Владимир, 1983^ 24 с.

5. Арипжанов М.М. Научные основы снижения тепловых нагрузок в быстроходном дизеле и улучшения его экономических и экологических характеристик: автореф. дис. д-ра техн. наук: 05. 04. 02. -Ташкент, 2007, 44с.

6. Аэродинамические показатели вентилятора 10ЭД-160*с различными вариантами роторов. Отчет ЗИЛД ВТЗ, арх. № -03/2786.- Владимир, 1974, 6с.

7. Бак О. Проектирование и расчет вентиляторов. М.: Углётехиздат, 1958, 187с.

8. Бобылев Ю.А. Исследования терморегулирования многоцилиндрового дизеля с воздушным охлаждением: автореф. дис. .канд. техн. наук: 05. 04. 02. Саратов, СИМЭСХ, 1967, 224с.

9. Брилинг Н.Р. Исследование рабочего процесса и теплопередачи в двигателе Дизеля. М., ОНТИ, 1931.

10. Брилинг Н.Р. Теория короткоходного дизеля. Труды лаборатории двигателей АН СССР. Вып. 3. М.: изд-во АН СССР, 1957.

11. Брилинг Н.Р. Исследование теплопередачи в поршневом двигателе внутреннего сгорания. Труды, лаборатории двигателей АН СССР. Вып. 4. М., изд-во АН СССР, 1958, 210с.

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

13. Брэдшоу П. Введение в турбулентность и ее измерение. М.: Мир, 1974, 278с.

14. Буткус A.B. Сравнительное исследование работы двигателя воздушного охлаждения с чугунными и биметаллическими цилиндрами. Автореф. дисс. канд. техн. наук. Каунас, 1964, 19с.

15. Вайсов Н.М. Исследование интенсификации теплообмена в системе воздушного охлаждения дизеля с турбонаддувом путем создания колебаний в потоке охлаждающего воздуха. Автореф. дисс.степени канд. техн. наук.- Челябинск, 1977, 20с:

16. Ваншейдт В.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания (теория).- Л., Судпромгиз, 1958, 212с.

17. Варгафтик Н.Б. Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидкостей. М., Физматгиз, 1963, 342с.

18. Вассерман A.A., Казавчинский Я.З., Рабинович В.А. Теплофизи-ческие свойства воздуха и его компонентов. М.: "Наука", 1966, 375 с.

19. Вассерман A.A., Рабинович В.А. Теплофизические свойства жидкого воздуха и его компонентов. М.: Изд-во стандартов, 1968, 239с.

20. Величкин И.Н., Нисневич А.И., Тупицин В. Влияние температурного режима двигателя с воздушным охлаждением на износ поршневых колец. Техника в сельском хозяйстве, 1961, №1, с.64-68.

21. Взоров Б.А. Исследование теплонапряженности деталей цилиндро-поршневой группы двигателя М-21. «Автомобильная промышленность», 1963, № 3, с.45- 52.

22. Влияние элементов конструкции воздушного тракта дизеля ЗЭД181Т на параметры вентилятора. Отчет ЗИЛД ВТЗ. Арх. №03/3808.- Владимир, 1981, 18с.

23. Влияние установки очистителя воздуха на двигатель Д37Е трактора Т28Х4. Отчет ЗИЛД ВТЗ, арх. № V -03/2465. Владимир, 1972, 15 с.

24. Возможности-установки на двигателях семейства ВТЗ легкосъемного дефлектирования. Отч.ЗИЛД ВТЗ. Apx.№V-03/2775. -Владимир, 1973, 18с.

25. Вукалович М.П. и др. Термодинамические свойства газов, -М: Машгиз, 1953, 373 с.

26. Вукалович М.П., Зубарев В.А., Александров A.A., Козлов А.Д. Экспериментальное исследование удельных объемов воздуха. "Теплоэнергетика", 1968, №1, с.70-73.

27. Галин Н.М. К замыканию уравнения баланса пульсаций температуры для турбулентных потоков. Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт, 1977, №4, с. 136-144.

28. Гешев П.И. Линейная модель пристенного турбулентного переноса. Новосибирск: Изд-во СО АН СССР, 1981, 40 с.

29. Григорьев В.А., Павлов Ю.М., Аметистов Е.В. Кипение криогенных жидкостей. М.: Энергия, 1977, 288 с.

30. Гуревич А.М., Болотов А.К. Исследование влияния различных методов форсирования двигателя на температуру деталей гильзо-поршневой группы. Тракторы и сельхозмашины, 1968, №7, с. 9-12.

31. Ермаков В.Ф. Методы определения локальных значений удельных тепловых потоков и средних за цикл коэффициентов теплоотдачи в цилиндрах ДВС. Двигателестроение, 1979, №7, с. 13-15.

32. Ершов Е.П., Лебедев Л.А. Исследование влияния дефлектированияголовки цилиндра двигателя с воздушным охлаждением на ее тепловое состояние. Тракторы и сельхозмашины, 1972, №9, с. 14-16.

33. Жлобич A.B. О' целесообразности и возможности эжекционного охлаждения двигателей. Автомобильная промышленность, 1964, № 9,с.19-22.

34. Зензин Ю.А. Исследование неравномерности охлаждения двигателя Д 37М с помощью метода электрического моделирования: автореф. дис. .канд. техн. наук: 05. 04. 02. Омск, 1965, 21с.

35. Зудин Ю.Б. Анализ процессов теплообмена с периодической' интенсивностью: автореф. дис. . канд. техн. наук. М.: МЭИ, 1980, 19 с.

36. Зуев A.A. Исследование влияния, теплоизоляции днища поршня с эллипсоидной камерой на.тепловую-напряженность и износостойкость тракторного дизеля: автореф. дис. .канд. техн. наук: 05. 04. 02.- СПб., 1967, 18 с.

37. Иващенко H.A., Петрухин.Н.В. Методика совместного моделирования рабочего процесса и теплового состояния ЦПГ «адиабатного двигателя». Известия ВУЗов. Машиностроение, № 2, 1987, с. 61-65.

38. Иргашев У., Ершов-Е.П. Исследование теплового состояния экс-* периментальной головки цилиндра для дизеля Д37М. Тракторы и сельхозмашины, 1967, №8, с.7-10.

39. Иргашев У. Исследование теплового состояния дизеля с воздушным охлаждением: автореф. дисс. канд. техн. наук: 05. 04. 02. М1., 1969, 20с.

40. Исследование влияния теплового состояния двигателя Д37Е на износ деталей ЦПГ. Отчет МАМИ, арх. № V -01/0412. -М., 1965, 38 с.

41. Исследование теплового состояния двигателя ЭД144 с цилиндрами Д37Е и 2ЭД37Е. Отчет ЗИЛД ВТЗ. Арх. № 03/2884. - Владимир, 1975, 14с.

42. Исследование системы охлаждения двигателя ЭД145 мощностью 65.70 л. с. Отчет ЗИЛД ВТЗ, арх. №V -03/2655, -Владимир, 1973, 37 с.

43. Исследование системы.охлаждения двигателя ЭД 145Т мощностью 80.85 л. с. Отчет ЗИЛД ВТЗ, Арх. №V 01/1769. - Владимир, 1977, 32с.

44. Исследование системы охлаждения дизеля ЗЭД145Т. Отчет ЗИЛД ВТЗ, арх. № V-03/3674, -Владимир, 1980, 34 с.

45. Исследование зарубежных двигателей. Тр. НАТИ ОНТИ-НАТИ -М., 1963, вып. 166, 72 с.

46. Исследование 4-х цилиндрового двигателя F4L 912 фирмы "Deutz" по рабочему процессу и тепловому состоянию. Отчет ЗИЛД ВТЗ. Арх. №V -01/1353. Владимир, 1974, 21с.

47. Исследование системы охлаждения тракторного двигателя с воздушным охлаждением. /Сб.статей/. -М:, Отд. научно-техн. информации. Труды НАТИ, 1968, вып. 198, 159с.

48. Исследование надежности и долговечности двигателей ВТЗ, эксплуатируемых в Таджикской ССР. /Отчет НИР Таджикский СХИ, Гос. № 01820.089966, инв. № 0285.0056971. Душанбе, 1984, 94 с.

49. Кавтарадзе Р.З. Локальный теплообмен в поршневых двигателях. -М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2001, 592 с.

50. Кавтарадзе Р.З. Решение краевых задач теплопроводности для деталей сложной- конфигурации методом контрольных объемов // Известия ВУЗов. -Машиностроение, 1988, N5, с. 73-78.

51. Казачков Р.В. Исследование теплопередачи быстроходного дизеля, форсированного наддувом. «Тракторы и сельхозмашины», 1963, №12,с.41-44.

52. Касьянов A.A. Температурное состояние теплоизолированного поршня двигателя на форсированных режимах. Межвуз. сб. науч. трудов "Повышение эффективности работы, тракторов". Свердловск, Пермский СХИ, 1983, с.35-41.

53. Катольник В.М., Пучков В.П., Бакалейник А.М. и др. Исследование работы дизеля Д37Е с турбонаддувом. Тракторы и сельхозмашины, 1967, №7, с. 14-16.

54. Кожевников1 А.П. Пути снижения теплонапряженности головки цилиндра тракторного двигателя с воздушным охлаждением: автореф. дис. . канд. техн. наук: 05. 04. 02. Челябинск, 1975, 196 с.

55. Корн Г., Корн Т. Справочник по математике. -М: Наука, 1973,576с.

56. Корнилов А.И. Исследование влияния теплоизолирующих покрытий на тепловое состояние и износостойкость тракторного дизеля: автреф. дис. . канд. техн. наук: 05. 04. 02. — Л., 1969, 18с.

57. Костин А.К. Сравнительная оценка теплонапряженности двигателей с наддувом. Сб. «Газотурбинный наддув двигателей внутреннего сгорания». -М., Машгиз, 1961, 112с.

58. Костров A.B. Исследование возможности улучшения основных показателей карбюраторного двигателя за счет раздельного охлаждения: автореф. дис. . канд. техн. наук: 05. 04. 02. -М., 1969, 20с.

59. Костров A.B., Пахомов Э. А. Температурный режим поршня дизеля Д37М. Тракторы и сельхозмашины, 1968, № 4, с.3-4.

60. Кузьмин H.A. Разработка научных основ обеспечения работоспособности теплонагруженных деталей автомобильных двигателей: автореф. дис. .д-ра техн. наук: 05. 04. 02. -Н. Новгород, 2006, 43с.

61. Кузьмичев В.Н., Шалай А.И. Эффективность применения плазменных теплоизоляционных покрытий и наплавки на деталях двигателейвоздушного охлаждения. -Тракторы и сельхозмашины, 1986. №8, с.50-53.

62. Кутателадзе С.С., Миронов Б.П., Накоряков В.Е., Хабахпашева Е.М:. Экспериментальное исследование пристенных турбулентных течений.- Новосибирск, Наука, 1975, 268с.

63. Кюхеман Д., Вебер И. Аэродинамика авиационных двигателей Пер. с англ. М.: ИЛ, 1956, 388с.

64. Лойцянский! Л.Г. Механика жидкости и газа. М.: Наука, 1978,736с.

65. Лышевский A.C. Тепловой расчет ребер цилиндров двигателей воздушного охлаждения. "Тракторы и сельхозмашины", 1965, № 1, с.32-35.

66. Мак Адаме. Теплопередача. М., Металлургиздат, 1961, 235с.

67. Маркова И.В., Полухин-Е.С. О детонационных свойствах двигателя воздушного охлаждения. -Автомобильная промышленность, 1964, №9, с. 18-22

68. Мартынов А.К. Экспериментальная аэродинамика. М.: Оборон-гиз, 1950, 480 с.

69. Матвеев Л.Т. Основы общей метеорологии. Физика атмосферы. Гидрометеорологическое изд-во, Л., 1965, 875с.

70. Мацкерле Ю. Автомобильные двигатели с воздушным охлаждением. М.: Машгиз, 1959, 392с.

71. Метод замера производительности вентилятора на работающем двигателе. Отчет ЗИЛД ОГК ВТЗ, арх. № V-03/1431. Владимир, 1965, 6 с.

72. Михайлов A.C. Исследование влияния тепловой изоляции днища поршня на его температурное состояние и рабочий процесс при высоком наддуве. Труды ЦНИДИ, 1961, вып.27, с.23-28

73. Михалин Г .И. Задиры поршней и цилиндров дизелей и мероприятия по их предупреждению. Промышленная энергетика, 1960, № 5, с.38-40.

74. Михеев М.А. Основы теплопередачи. М., Госэнергоиздат, 1956.

75. Мкртумян Э.А. Охлаждение двигателя при повышенных температурах охлаждающей воды. М., НКТП СССР, 1938, 156с.

76. Овчинников В. П. Исследование деформаций цилиндров дизелей с воздушным охлаждением: автореф. дис.канд. техн. наук. Владимир, 1977, 22 с.

77. Определение аэродинамических параметров опытного вентилятора 2ЭД145. Отчет ЗИЛД ВТЗ. Арх. № 03/3391.- Владимир, 1978, 7с.

78. Орлин A.C., Вырубов Д.Н., Круглов М.Г. и др. Двигатели внутреннего сгорания. Т.2. Теория поршневых и комбинированных двигателей. -М.: Машиностроение, 1983, 372с.

79. Орлин A.C., Алексеев В.П., Вырубов Д.И. Двигатели внутреннего сгорания. Т.4. Системы двигателей,- М.: Машиностроение, 1973, 480с.

80. Орлов В.В. Исследование пристенной турбулентности в канале и вихревых зонах за плохообтекаемыми телами методом стробоскопической визуализации: автореф. дис. .канд. техн. наук.-Новосибирск, 1968, 21с.

81. Отчет по исследованию системы охлаждения двигателя Д37Е. Отчет ЗИЛДВТЗ. Арх. №V -03/1923.- Владимир, 1967, 40с.

82. Петриченко P.M. Системы жидкостного охлаждения быстроходных двигателей внутреннего сгорания. -Л.: Машиностроение, 1975, 224с.

83. Петриченко М.Р., Валишвили Н.В., Кавтарадзе Р.З.

84. Пограничный слой в вихревом потоке на неподвижной плоскости. РАН. Сибирское отделение. Теплофизика и аэромеханика. 2002, том 9, №3, с.411- 421.

85. Повеликин В.П. Численные исследования влияния величин коэффициентов теплообмена на тепловое состояние поршня ДВС. Изв. вузов. -Машиностроение, 1987, №6, с.72-77.

86. Поляков А.Ф. Влияние стенки на пульсации температуры в вязком подслое. Теплофизика высоких температур, 1974, т. 12, № 2, с.328-337.

87. Поспелов Д.Р. Двигатели внутреннего сгорания с воздушным охлаждением. М.: Машиностроение, 1971, 566 с.

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

89. Поспелов Д. Р., Бршов Е. П., Лебедев Л. А. Биметаллический ребристый цилиндр. Тракторы и сельхозмашины, 1965, №10, с.6-9.

90. Преображенский В.П. Теплотехнические измерения и приборы. -М.: Энергия, 1978, 704 с.

91. Райков И.Л. Испытания двигателей внутреннего сгорания. М.: Высшая школа, 1975, 192 с.

92. Рикардо Г.К. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания. М.: Машгиз, 1960, 411 с.

93. Ринкявичус Б.С. Допплеровский метод измерения локальных скоростей с помощью лазеров. -М.: Успехи физических наук, III, вып. 2, 1973, С.305.330.

94. Розенблит Г.Б. Исследование теплопередачи в рабочем цилиндре дизеля. Энергомашиностроение, 1962, № 2, с.22-25.

95. Розенблит Г.Б. Теплопередача в дизелях. — М.: Машиностроение, 1977,216 с.

96. Руднев Б.И. Процессы локального радиационно-конвективного теплообмена в камерах сгорания судовых дизелей: автореф. дис. .д-ра техн. наук: 05. 08. 05, 05. 04. 02.- Владивосток, 1998, 38с.

97. Саибов A.A. Обеспечение надежности четырехцилиндровых дизелей с воздушным охлаждением в условиях жаркого климата путем совершенствования охлаждения теплонапряженных деталей. Дисс. на соиск. учен, степени канд.техн.наук. Душанбе, 1986, 210с.

98. Саибов A.A. К вопросу аэродинамики воздушного потока в системе охлаждения дизелей ВТЗ. Труды Таджикского СХИ. -Душанбе, 1984, т.45, с.118-122.106; Саибов A.A. Анемометр. Инф. лист №80-38, -Душанбе, Таджик-ИНТИ, 1980, 4с.

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

100. Саибов A.A. Пути совершенствования системы охлаждения дизелей Д144. В кн.: Тезисы Всесоюзного семинара: Совершенствование мощно-стных, экономических и экологических показателей ДВС. Владимир, 1989, с.90-91.

101. Саибов« A.A. Исследование условий формирования потока и интенсификации теплообмена в межреберных каналах цилиндров дизелей воздушного охлаждения. В кн.: Вопросы эксплуатации, ремонта и восстановления е.- х. техники. Душанбе, изд. ТАУ, 1991, с. 94-103.

102. Саибов A.A., Эркинов. М. Повышение надежности охлаждения дизелей Д-144, эксплуатируемых в хлопководстве. Труды Таджикского СХИ. -Душанбе, 1989, с.105-112.

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

104. Саибов A.A. Новый подход к характеристике потока воздуха в охлаждающем тракте дизеля 4410.5/12.0. -Душанбе, Известия Академии наук Республики Таджикистан, 2008, №3(132), с.80-90.

105. Саибов A.A. Теплофизические и термодинамические свойства атмосферного воздуха в экстремальных условиях. -Душанбе, Известия АН Республики Таджикистан, 2009, №1(134), с.40-50.

106. Саибов A.A., Эркинов М.А. Оценка эффективности систем охлаждения дизелей при их эксплуатации в условиях резко-континентального климата. -Душанбе, Известия АН Республики Таджикистан, 2008, №4(133), с.80-89.

107. Саибов A.A., Эркинов М.А. Повышение эффективности систем воздушного охлаждения дизелей. -Душанбе, Доклады АН Республики Таджикистан, 2009, том 52, №7, с.568-573.

108. Саибов A.A., Эркинов М.А. Прогнозирование эффективности систем с воздушным охлаждением на стадии проектирования форсированных дизелей. -Душанбе, Известия АН Республики Таджикистан, 2009, №3(136), с.92-98.

109. Саидов Ш.В., Саибов A.A. Управление качеством и конкурентоспособностью-двигателей. -Душанбе, Изд.Таджикского аграрного университета (ТАУ), 2008, 400с.

110. Саидов III.B.V Саибов А.А.Устройство для периодического контроля температуры цилиндров и головок автотракторных двигателей при стендовых испытаниях. Информ. листок № 80-40, Душанбе, ТаджикИНТИ, 1980,3с.

111. Саидов Ш.В., Саибов A.A. Теоретико-экспериментальное обоснование параметров оребрения головок цилиндров дизелей с воздушным охлаждением. -С-Пб, Известия Международной академии аграрного образования», 2008, том 1, №7, с. 171-182.

112. Саидов Ш.В., Саибов A.A., Камолов Т.М. Оценка влияния климатических факторов на характеристики дизелей 4410.5/12.0. -М:, Тракторы и сельхозмашины, 2009, №4, с.41-44.

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

114. Саидов Ш.В., КульчицкишР.И., Саибов A.A. и др. Направления и перспективы повышения надежности тракторных двигателей воздушного охлаждения. Обзорная информация. Душанбе, ТаджикИНТИ, 1981, 35с.

115. Самсонов Г.В., Кац А.И., Кюздени В.И. Датчики для измерения температуры в промышленности. Киев, Наукова думка, 1972, 223с.

116. Сафаров М.А-. Исследования динамических, экономических показателей и теплового состояния тракторного двигателя воздушного охлаждения при различных температурах окружающей среды: автореф. дис.канд. техн. наук.-М.: 1971, 18с.

117. Сгибнев Ю.Е. Разработка методики расчета локального теплообмена в цилиндре двигателя искрового зажигания: автореф. дис. .канд. техн. наук: 05. 04. 02.-СПб., 1995, 19с.

118. Синицын В.А. Физические условия и математическое моделирование локального теплообмена в ДВС: автореф. дис. .д-ра техн. наук: 05. 04. 02.-Барнаул, 1995,37с.

119. Скоморохов А.И. О применении керамических покрытий в тракторном дизеле. Челябинск, труды ЧИМЭСХ, 1970, вып. 44, с.43-46.

120. Станюкович К.П. Неустановившиеся движения сплошной среды. -М.: Наука, 1971, 845с.

121. Столбов М.С. Теплопередача от газов в стенки цилиндров тракторного дизеля с воздушным охлаждением. В кн. Исследование системы охлаждения тракторного двигателя с воздушным охлаждением. Труды НАТИ,вып. 198. ОНТИ-НАТИ, М.: 1968, с.39-79.

122. Столбов М.С. и др. Исследование системы воздушного охлаждения дизеля Д-37М на форсированных режимах. В кн. Исследование системы охлаждения, тракторного двигателя с воздушным охлаждением. Труды НАТИ, вып. 198. ОНТИ-НАТИ, М.: 1968, с.39-79.

123. Столбов М.С. и др. Зависимость параметров заряда в цилиндре дизеля от условий на впуске. В кн. Исследование системы охлаждения тракторного двигателя с воздушным охлаждением. Труды НАТИ, вып. 198. ОНТИ-НАТИ, М.: 1968, с.39-79.

124. Сычев В.В. и др. Термодинамические свойства воздуха. ГСССД. Серия монографии. М.: Изд-во стандартов, 1978, 276с.

125. Талиев В.Н. Аэродинамика вентиляции. -М.: Стройиздат,1979,295с.

126. Трохан A.M. Разработка и исследование оптических кинематических методов измерения скорости и турбулентности потоков: ав-тореф. дис. . канд. техн. наук, М., 1969, 22с.

127. Фидман Б.А. Применение высокоскоростной киносъемки к исследованию поля скоростей турбулентного потока. Изв. АН СССР, Серия география и геофизика, 1946, №12, с.78-93.

128. Хайлов М.А. К вопросу о расчете теплонапряженности двигателей внутреннего сгорания. Вестник машиностроения, 1965, № 4, с.63-68.

129. Хинце И.О. Турбулентность. М.: Физматгиз, 1963, 680с.

130. Цветкова Н.И. Опытное исследование теплоотдачи в двигателях внутреннего сгорания. Известия высшей школы. Энергетика. М., 1959, № 10, с.45-48.

131. Чирков A.A., Стефановский Б.С. О доминирующем способе передачи тепла в цилиндрах двигателей внутреннего сгорания. Труды Ростовского института инженеров железнодорожного транспорта. Вып. XXI. -М:, Трансжелдориздат, 1958, с.78-83.

132. Чирков A.A. Новый метод расчета теплонапряженности двигателей внутреннего сгорания. Вестник машиностроения, 1962, №11, с.35-38.

133. Чирков A.A. Об уровне научных исследований теплопередачи в двигателях внутреннего сгорания. Известия высших учебных заведений. Машиностроение. -М:, 1963, № 4, с.23-26.

134. Чистяков С.Ф., Радуй Д.В. Теплотехнические измерения и приборы. -М:, Высшая школа, 1972, 392с.

135. Шалай А.Н., Никитин М.Д. Износостойкая наплавка канавок алюминиевых поршней дизелей. Двигателестроение, 1980, №6, с.40-42.

136. Шереметев Л.Г. О неустановившемся тепловом режиме двигателя. Техника воздушного флота, 1932, № 2, с.9-11.

137. Шереметев Л.Г. К расчету воздушного охлаждения цилиндра авиадвигателя. Техника воздушного флота, 1932, № 4, с. 18-22.

138. Шиткей Г.JI. Новые уравнения подобия для расчета ребристых поверхностей двигателей с воздушным, охлаждением. Тракторы и сельхозмашины, 1963, № 4, с.42-47.

139. Эккерт Э.Р. Проектирование и эксплуатация центробежных и осевых вентиляторов. —М:, Госгортехиздат, 1959, 345с.

140. Эккерт Э.Р. Введение в теорию тепло- и массообмена. М., Гос-энергоиздат, 1957, 229с.

141. Экспериментальное обоснование оптимальных параметров ореб-рения, обеспечивающие 15.20 л. с/л для двигателей семейства ВТЗ. Отчет Воронежского СХИ. Воронеж, 1973, 48с.

142. Электрические'измерения неэлектрических величин. Изд. 5-е, пе-рераб. и доп. Л:, Энергия, 1975, 576с.

143. Эфрос В.В. Развитие научных основ конструирования тракторных дизелей с воздушным охлаждением: автореф. дис. .д-ра техн. наук: 05. 04. 02. -Владимир, 1977, 39с.

144. Эфрос В.В., Брохин Н.Г., Кульчицкий Р.И. и др. Дизели с воздушным охлаждением Владимирского тракторного завода. М.: Машиностроение, 1976, 277 с.

145. Эфрос В.В., Луканин В.Н., Дейкус Ю.Б. Исследование шума так-торного дизеля с воздушным охлаждением. Тракторы и сельхозмашины, 1971, №6, с.15-17.

146. Эфрос В.В., Кладьков Ю.Г., Чирик П:И. Влияние засорения межреберных каналов двигателя воздушного охлаждения на работу осевого вентилятора. Тракторы и сельхозмашины, 1969, № 10, с.7-8.

147. Юдаев Б.Н. Теплопередача: Учебник для вузов. — 2-е изд., пере-раб. и доп. М:, Высш. школа, 1981, 319 с.

148. Яворский Б.М., Детлаф А.А. Справочник по физике, -М., "Наука", 1977, 944с.

149. Янке Е., Эмде Ф. Таблицы функций с формулами и кривыми. -М:, ГИФМЛ, 1959, 420 с.

150. Abdelfattah Ibrahim A J. Piston temperatures, a method of calculation for water cooled petrol engine units. «Automobile Engineer», 1954, VIII.

151. Biermann A.E. and Ellerbrock H.H. The design of fins for air-cooled cylinders. NACA, 1941, Report N 726.

152. Baehr H.D., Schwier K. Die thermodynamischen Eigenschafiten der Luft im Temperaturbertich zwischen -210 °C und +1250 °C bis zu Drucken von 4500 bar. Berlin-Gottingen-Heidelberg, Springer Verlog, 1961, 136 s.

153. Biermann A.E. and Pinkel B. Heat transfer from finned metalcylind-ers in an air stream. NACA, 1934, Report N 488.

154. Brevoort M. I. and Rollin V. G. Air flow around finned cylinders. NACA, 1936, ReportN 555.

155. Brown W., Dorsey V. Designing for off-highway truck mobility. «SAE- Journal»,-1961,11.

156. Burmann P.G. and de Luca. F. fuel injection and controls for internal combustion engine. New Jork, Simmonsr Boardmen, 1962.

157. Burnett E.S. Compressibilite determinations without volume measurements. "J. Appl. Mech.", 1936, v. 3, №4, p. A136-A140i

158. Deissler R. Analysis of turbulent heat transfer, mass transfer and friction in smooth tubes at high Prandtl and Schmidt-numbers. NACA Rep. №1210, 1959.

159. Ebersole G.D. and oth. The radiant and convective components of diesel engine heat transfer. «SAE-Preprint», s. a. N 701G.

160. Eckert K. Die Temperaturberechnung luftgekühlter Motorenzylinder insbesondere von Grauguss und Aluminiumzylindern. Stuttgart, 1958.

161. Eckert. K. Der Warmeiibergang im Zylinderkopf und Zylinder von schnellaufenden luftgekühlter Otto — und Dieselmotoren. «MTZ», 1961, II.

162. Eichelberg G. Some new investigations on old-combustion engine problems - I. «Engineering», 1939, Oct. 27, vol. 148, N 3850.

163. Eichelberg G. Some new investigations on old combustion engine problems - II. «Engineering», 1939, Nov. 17, vol. 148, N 3853.

164. Forschrin un Motorenbau durch Ensatz von Keramik. — Automobil techn. Z., 1985, B 87, №4, c. 170.

165. Glassman J., Bonilla C.F. Thermal conductivity and Prandtl namber of air at high temperatures. "Chem. Eng. Progress", Symp. Series, 1953, v. 49, №5, p. 153-162.

166. Groth K. Beitrag zur Frage des Temperaturverhaltens und der niedrigen Zylinderwandtemperaturen eines Dieselmotors, «MTZ», 1955, X.

167. Grünert S. Untersuchungen fiber die selbsttätige Regelung der Zylindertemperatur luftgekühlter Fahrzeugmotoren. «ICraftfahrzeugtechnik», 1963, V.

168. Grünert S. Untersuchungen über die selbsttätige Regelung der Zylindertemperatur luftgekühlter Fahrzeugmotoren. «Kraftfahrzeugtechnik», 1963, VI.

169. Helmhollz H. Über electrische Grenzschichten, Ann. d. Phys. u. Chem. 7, 1879, 337-382.

170. Itterbeek A. van Rop W. de Isotherms on the velocity sound in air under pressures up to 20 atm. combined with thermal diffusion. "Appl. Sei. Res.", 1956, v. A6, p. 21-28.

171. Karman Th.V. The analogy between fluid friction and heat transfer. Trans. Amer. Soc. Mech. Eng. 61, 1939.

172. Kern D.G. Heat Exchanger for Fonling Services. "Proc. 3-rd Internet. Head Transfer Conf." Chicago, III, 1966.

173. Koch E. Der Aluminiumkolben im Zylinder des Fahrzeugmotors. «ATZ», 1954, VII.

174. Morain W. Multiply gas turbine efficiency by full recovery of waste heat. «Power Engineer», 1960, N12.

175. Moss H. Heat transfer in internal combustion engines. «Aeronautical Research Commitee. Reports and Memoranda», 1927, No 1129.

176. Nusselt W. Der Wärmeübergang in der Verbrennungskraftmaschine VDI'. «Forschung aufdem Gebiete des Jngenieurwesens, 1923, Bd. 67, H. 267.

177. Ogzodzki A. Teoria chlodzenia silnikow. "Biuletyn informacji techni-zej przemystu motoriz-dcjinego", 1973. №2, s. 1-9.

178. Pflaum» W. Der Wärmeübergang bei Dieselmasehinen mit und ohne Aufladung. «MTZ», 1961, III.

179. Pflaum W. Discussionsbeitrag zum Vortrag Schmidt P. «New investigations and experience relating to the turbocharging of large twostroke engines» CIMAC Report, 1962, All.

180. Pflaum W. Heat transfer in internal combustion engines, «La Termo-tecnica», 1963, IV.

181. Pinkel В. Heat transfer processes in air cooled engine cylinders. NACA, 1938, Report N 612.

182. Pinkel В. and Ellerbrock H. Correlation of cooling data from an air -cooled cylinder and several multicylinder engines. NACA, 1940, Report N 683.

183. Pischinger A. Zur Frage der Warmebelastung in Dieselmotoren. «MTZ», 1955, VII.

184. Pohlhausen E. Wärmeaustausch zwischen festen Körpern und Flüssingkeiten mit kleiner Reibung und kleiner Wärmebeitung, Zeitschz. f. andew. Math. U. Mech. 1, 1921, 115.

185. Poppinga R. Versuche an einem luftgekühlten Otto-motor. «MTZ», 1953, V.

186. Reynolds O. On the dynamical theory of incompressible viscous fluids and the determination of the criterion. Phyl. Trans. Of the Royab Soc. 1895. (русский перевод в сб. "Проблемы турбулентности". М.: ОНТИ, 1936. 185 с.

187. Romberd Н. Neue Messungen der thermischen Zustandgrössen der Luft bei tiefen. Temperaturen und die Berechnung der kalorischen Zustandgrössen mit Hilfe des Kihara-Potetials. "VDI - Forschungschoft", 1971, №543. 35 s.

188. Schey O. W., Pinkel B. and Ellerbrock H.H. Correction of temperatures of air cooled engine cylinders for variation in engine and cooling conditions. NACA, 1938, Report N 645.

189. Schey O.W. and Rollin V.G. The effect of baffles on the temperature distribution and heat transfer coefficients of finned cylinders. NACA, 1934, Re-portN 511.

190. Scheel К., Heuse W. Die spezifische Wärme cp der Luft bei Zimmertemperatur und tiefen Temperaturen. "Phys. Z.", 1911, B. 12, s. 1074-1076.

191. Szymanski P. Quelques solutions exactes des equations de l'hydrodynamique de fluide visqueux dans un tube cylindrique, Journ. de Mathem. 11, 1932, 67-107;

192. Stegemann W. Einige. Erartungen über das Kuhlungsproblem von luftgekühlten Motoren. «MTZ», 1958, IX.

193. Vincent E.T., Hinein N.A. Thermal loading and wall temperature as functions of performance of turbocharged compress on ignition engines. «SAE1. Transactions», 1959.

194. Winkelholz E.A. Mechanische Geräusche von luftgekühlten Ottomotoren. «ATZ», 1965, V.

195. Woschni G. Beitrag zum Problem des Wärmeüberganges in Verbrennungsmotor. «MTZ», 1965, IV.1. ПАТЕНТЫ

196. Патент № 90616. Вентилятор системы охлаждения дизельного двигателя. Чехословакия, 1959. '

197. Патент № 363255. Система воздушного охлаждения многоцилиндрового двигателя. СССР, 1968.

198. Патент №15356. Подача охлаждающего воздуха в ДВС. ГДР, 1958.

199. Patent №27110601. Air cooled cylinder head. USA, 1955.

200. A.C. № 1035255 (СССР): Двигатель внутреннего охлаждения с воздушной системой охлаждения наддувочного воздуха. МАИ и КАМАЗ; авт. изобр. Кустарев Ю.С. и др. заявл. 15.02. 1982. № 3396914/25-06; опубл. в Б.И. 1983, № 30.1. СТАНДАРТЫ

201. ГОСТ 11.006-74. Прикладная, статистика. Правила проверки согласия опытного распределения с теоретическим. М.: Изд-во стандартов, 1975.24 с.

202. ГОСТ 16263-70. ГСИ. Метрология. Термины и определения. М.: Изд-во стандартов, 1976. 54 с.

203. ГОСТ 8.011-72. ГСИ. Показатели точности измерений и формы представления результатов измерений. М.: Изд-во стандартов, 1972. 6 с.

204. ГОСТ 8.207-76. ГСИ. Прямые измерения с многократными наблюдениями. Методы обработки результатов наблюдений. М.: Изд-во стандартов, 1976. 10 с.

205. ГОСТ 1.25-76. Государственная система стандартизации. Метрологическое обеспечение. Основные положения. М., изд-во стандартов, 1977. 12 с.

206. ГОСТ 8.383-80. ГСИ. Государственные испытания средств измерений. Основные положения. М.: изд-во стандартов, 1980. 4 с.

207. ГОСТ 8.009-72. ГСИ. Нормируемые метрологические характеристики средств измерений. М.: изд-во стандартов, 1976. 16 с.

208. ГОСТ 8.010-72. ГСИ. Общие требования к стандартизации и аттестации методик выполнения измерений. М.: изд-во стандартов, 1972. 4 с.

209. ГОСТ 11.002-73. Прикладная статистика. Правила оценки анормальности результатов наблюдений. М.: изд-во стандартов, 1976. 24 с.

210. ГОСТ 13377-75. Надежность в технике. Термины и определения. М.: Изд-во стандартов, 1975. 21 с.

211. ГОСТ 20307-74. Надежность изделий машиностроения. Системасбора и обработки информации. Донесение об отказе изделия. М.: изд-во стандартов, 1976. 9 с.

212. ГОСТ 16468-79. Надежность в технике. Система сбора и обработки информации. М.: изд-во стандартов, 1979, 8 с.

213. ГОСТ 18509-80. Дизели тракторные и комбайновые. Методы стендовых испытаний. М.: Изд-во стандартов, 1980. 57 с.

214. ОСТ 23.1.47-80. Тракторы и машины сельскохозяйственные. Определение затрат на устранение последствий отказов. Введ. с 01.01.82, 14с.

215. ОСТ 70/23.2.8-73. Испытание с.-х. техники. Тракторы и машины сельскохозяйственные. Надежность. Сбор и обработка информации. Введен 01.06.74 г. 108 с.