автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Разработка и создание высокоэффективных вентиляторных устройств систем охлаждения автотракторных ДВС

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

«МАМИ»

На правах рукописи

Двали Денис Юрьевич

РАЗРАБОТКА И СОЗДАНИЕ ВЫСОКОЭФФЕКТИВНЫХ ВЕНТИЛЯТОРНЫХ УСТРОЙСТВ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ

АВТОТРАКТОРНЫХ ДВС

(05.04.02 - тепловые двигатели)

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель - д.т.н., профессор Кустарев Ю.С. Научный консультант - к.т.н., доцент Костюков A.B.

Москва 1999

СОДЕРЖАНИЕ

Введение ..............................................................................................................................................................................4

Условные обозначения ..................................................................:.... 6

Глава 1. ВЕНТИЛЯТОРЫ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ, СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ И ЗАДАЧИ

ИССЛЕДОВАНИЯ ...............................................................................10

Глава 2. МЕТОДИКА РАСЧЕТА ДИАГОНАЛЬНОГО ВЕНТИЛЯТОРА.

2.1 Постановка задачи и основные постулаты математической модели 30

2.2 Параметры, задаваемые при расчете вентилятора ..............................................32

2.3 Расчетные формулы ........................................................................................................................33

2.4 Программа и результаты расчета диагонального вентилятора ................57

2.5 Выводы ...................................................................................................................64

Глава 3. ПРОФИЛИРОВАНИЕ ЛОПАТКИ ДИАГОНАЛЬНОГО

ВЕНТИЛЯТОРА ............................................................................................................................66

Глава 4. , ПРОЧНОСТНОЙ АНАЛИЗ ЛОПАТКИ ДИАГОНАЛЬНОГО

ВЕНТИЛЯТОРА ............................................................................................................................76

Глава 5. РАСЧЕТ ТЕЧЕНИЯ В ДИАГОНАЛЬНОМ ВЕНТИЛЯТОРЕ С

ВЫХОДНЫМ ДИФФУЗОРОМ ......................................................................................84

Глава 6. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИАГОНАЛЬНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ И ВЫХОДНЫХ ДИФФУЗОРОВ

6.1 Экспериментальная установка, схема и методика измерений ..................96

6.2 Методика обработки результатов измерений ..........................................................100

6.3' Оценка погрешности результатов испытаний ........................................................107

6.4 Объекты испытаний ........................................................................................................................109

6.5 Результаты испытаний диагональных вентиляторов ........................................116

6.6 Выводы ......................................................................................................................................................154

г

Основные выводы и результаты работы ........................................................................................156

Список литературы ............................................................................................................................................158

Приложение 1 ............................................................................................................................161

Приложение 2 ..........................................................................................................................................................167

!

-4-ВВЕДЕНИЕ

Одним из наиболее действенных и распространенных способов повышения мощностных и экономических показателей поршневых автомобильных ДВС в настоящее время является применение турбонаддува. За счет промежуточного охлаждения наддувочного воздуха удается дополнительно повысить мощность двигателя на 10-17 % , снизить удельный расход топлива на 5-7 % и уменьшить содержание вредных веществ в отработавших газах. В этих условиях форсированный двигатель и горячий наддувочный воздух нуждаются в интенсивном охлаждении. Несмотря на распространение применения в качестве набивки теплообменных матриц прогрессивных пластинчато-ребристых поверхностей с интенсификацией теплоотдачи / 1 /, актуальность повышения эффективности охлаждения за счет увеличения количества холодного агента, проходящего через блок теплообменников (радиатор, ОНВ, маслоохладитель и т.д.) не вызывает сомнения, особенно если учесть тепловое влияние теплообменников друг на друга при последовательном расположении по потоку охлаждающего воздуха. Повышение плотности набивки современных теплообменников и большое их количество в системе охлаждения приводят к значительному росту сопротивления движению охлаждающего воздуха. Существенную прибавку к величине аэродинамического сопротивления подкапотного пространства (сети) привносит шумоизоляционное ограждение (капсулирование) двигателя. Таким образом, для адекватного охлаждения двигателя современного автомобиля требуется вентилятор, обеспечивающий высокие показатели по производительности и напору при высоком коэффициенте полезного действия, как факторе непосредственно влияющим на топливную экономичность двигателя. Тот факт, что традиционные автомобильные вентиляторы уже не в состоянии удовлетворять вышеупомянутым повышенным требованиям обуславливает актуальность настоящей работы, цель которой - разработка высокоэффективного

вентилятора для системы охлаждения турбопоршневого двигателя тяжелонагруженного транспортного средства.

В основу разрабатываемого вентилятора была положена схема диагонального течения рабочего тела. В диссертации подробно изложены причины в пользу подобного выбора. Однако в то время, когда за рубежом ведутся широкие исследования по созданию диагональных ступеней для охлаждения автомобильных ДВС, в отечественном автомобилестроении нет ни одной промышленной разработки в этой области. Научная новизна данной работы заключается в разработке математической модели диагонального вентилятора, включающей методику расчета колеса этого типа и профилирования его проточной части. Кроме того, теоретически рассмотрена и экспериментально проверена возможность существенного повышения показателей диагонального вентилятора с помощью короткого выходного диффузора, имеющего большой приведенный угол раскрытия (до 60°), что является важным обстоятельством, т.к. длина диффузора может быть решающим фактором, определяющим возможность его установки в условиях крайне плотной компоновки агрегатов в подкапотном пространстве автомобиля.

I

С практической точки зрения данная работа представляет ценность, как руководство для промышленных разработок диагональных вентиляторов, включающее в себя все этапы научного проектирования от постановки задачи до подведения итогов по результатам испытаний готового образца. Настоящее исследование может послужить также теоретической и практической базой для продолжения работ по данной теме, направленных на углубленное изучение процессов течения в диагональных колесах, с целью их дальнейшего совершенствования.

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

Ь - хорда профиля, [м];

В0- атмосферное давление , [Па];

ЬА - густота рабочей решетки вентилятора;

с - абсолютная скорость газа, [м/с];

С - ширина рабочей решетки вентилятора, [м];

Сх - коэффициент аэродинамического сопротивления профиля;

Су- коэффициент подъемной силы профиля;

О - диаметр, [м];

отношение кольцевых площадей на входе и выходе рабочего колеса; /2//\ - отношение площадей выходного и входного сечений диффузора;

0 в - расход воздуха, [кг/с];

— *

Нв - коэффициент статического давления на колесе вентилятора; Нст- коэффициент статического напора;

1 - угол атаки, [град]; /- высота лопатки, [м];

4 > 1Г, Ьд, ¡пол - удельная работа (эйлерова, диссипации, адиабатического и

2 2

политропического сжатия), [м /с ]; А/п - удельная работа, затраченная на диссипацию энергии в диффузоре; Мв - крутящий момент на валу вентилятора, [Н-м]; Муу - число Маха по относительной скорости потока; п - частота вращения вентилятор , [об/мин]; Л^в - мощность, расходуемая на привод вентилятора, [Вт]; Л/в - коэффициент потребляемой мощности; Лрст - перепад статического давления , [Па]; Лрв - перепад статического давления на колесе вентилятора, [Па]; К - газовая постоянная [Дж/кг-К]; г - радиус рабочего колеса вентилятора, [м]; гт - радиус конической развертки поверхности тока, [м];

Аг - радиальный зазор между лопаткой и кожухом вентилятора , [м]; Яе - число Рейнольдса; I - шаг решетки, [м];

Т\ - температура воздуха на входе в вентилятор, [К]; и - окружная скорость, [м/с];

о

Ув - объемный расход воздуха, [м/с];

V - коэффициент расхода (производительности) вентилятора;

- относительная скорость газа, [м/с]; м^оо- средняя геометрическая скорость натекания на решетку, [м/с]; X, У, 2- координаты в радиальном, окружном и осевом направлениях; Хп, V, 2П - оси координат, повернутые вокруг оси У на угол уп ; хр, ур - координаты средней линии профиля в развертке; X/ - относительная координата максимального прогиба профиля; ^ - число лопаток вентилятора;

у? - угол между вектором относительной скорости и фронтом рабочей

решетки, [град]; /?к - конструктивные (лопаточные) углы решетки, [град]; До - средний угол натекания на решетку, [град]; у - угол установки профиля, [град]; уп- угол поворота осей, [град]; д - угол отставания потока, [град]; цв - КПД колеса вентилятора; г}д - энергетический КПД диффузора; г]ст - статический КПД вентилятора; в - кривизна профиля, [град]; Я - относительная (безразмерная) скорость потока; ¡л - обратное качество профиля;

£ - угол между вектором скорости потока и меридиональным направлением, [град];

р - плотность воздуха, [кг/м ];

сгд - коэффициент восстановления статического давления в диффузоре; <7д*- коэффициент восстановления полного давления в диффузоре; и - угол между вектором относительной скорости и меридиональным

направлением, [град]; ср - угол изгиба профиля (между установочной линией и конструктивным

углом профиля), [град]; (ра - коэффициент осевой скорости;

(р - безразмерный параметр, характеризующий соотношение углов изгиба

профиля и (¡92 на входе и выходе решетки; ц/ - угол образующей конической поверхности тока, [град]; со - угловая скорость вращения, [с-1].

Сокращения и индексы

1 - входное сечение рабочего колеса;

2 - выходное сечение рабочего колеса; а - осевая составляющая скорости;

/ - номер расчетной струйки;

т - меридиональная составляющая скорости;

тах - максимальное значение;

min - минимальное значение;

и - окружная составляющая скорости;

в - вентилятор;

В - воздух;

вх - входное сечение диффузора; вьгх - выходное сечение диффузора; ВУ - вентиляторное устройство; д - диффузор; К - колесо (вентилятора); ном - номинальное значение;

опт - оптимальное значение;

ОНВ - охладитель наддувочного воздуха;

прив - приведенный параметр;

р - рабочая решетка;

РК - рабочее колесо;

СА - сопловой аппарат;

' - корневое сечение;

"- периферийное сечение.

Глава 1. ВЕНТИЛЯТОРЫ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ, СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1 Состояние проблемы.

Автомобильный вентилятор является важным элементом системы охлаждения двигателя, существенно влияющим не только на эффективность самого охлаждения, но и на эффективность силовой установки в целом. Несмотря на существование возможности использования потока встречного воздуха для охлаждения двигателя, вентилятор остается непременным атрибутом почти любого наземного транспортного средства, оснащенного тепловым ДВС. Основной причиной этого является недостаточный для прокачки необходимого количества воздуха через теплообменник (или блок теплообменников) скоростной напор встречного потока на отдельных режимах работы автомобиля, например, при движении на малой скорости, в том числе на подъем, и при частых остановках в запруженном потоке. Более того, в современных условиях от автомобильного вентилятора требуется все большая производительность и создаваемый напор. В наибольшей степени это вызвано двумя противоречащими друг другу тенденциями: стремлением получить от двигателя максимальную мощность, что достигается применением турбонаддува с промежуточным охлаждением, и ужесточением экологических требований, предъявляемых к транспортным средствам, в том числе по уровню излучаемого ими шума. Это приводит к следующим изменениям условий работы вентилятора системы охлаждения:

- увеличение сопротивления сети подачи воздуха в вентилятор;

- затрудненный выход воздуха из подкапотного пространства.

Первое обстоятельство обусловлено ростом числа теплообменников

системы охлаждения, а именно добавлением к уже имеющимся блоку теплообменников «радиатор - маслоохладитель - конденсатор кондиционера» охладителя наддувочного воздуха. Кроме того, форсированный двигатель

нуждается в более интенсивном охлаждении, что приводит к росту требуемого расхода охлаждающего воздуха через радиатор (т.е. производительности вентилятора), а также в большинстве случаев к увеличению объема теплообменной матрицы (читай, ее толщины) или к повышению плотности ее набивки, ведущим к дополнительному росту сопротивления сети. Повышению необходимого расхода воздуха и толщины радиатора способствует также увеличение температуры охлаждающего воздуха, поступающего в радиатор после его подогрева в ОНВ.

Говоря о проблеме снижения шума, можно отметить следующее. Задача снижения шума транспортных средств приобретает в последнее время все более актуальное значение. Зарубежные нормы на шум, излучаемый транспортными средствами, с которыми скоро придется считаться и в нашей стране, год от года ужесточаются. На рис. 1.1 показана динамика норм внешнего шума в Европейском Сообществе. За последние 20 лет предельный уровень шумового излучения был уменьшен на 10 дБ для легковых автомобилей и на 12 дБ для тяжелых грузовых автомобилей. Это значит, что 10 современных легковых автомобилей излучают такую же звуковую энергию, как один автомобиль, выпущенный в начале 70-х годов 121.

Наибольшей составляющей шума автомобиля является шум силовой установки. Существенную прибавку к общему шуму двигателя дает агрегат турбонаддува. Сейчас уже хорошо известно, что улучшение шумовых характеристик только самих его источников не может обеспечить надлежащего снижения шумового излучения автомобиля / 3 /. Поэтому наиболее действенным средством борьбы с шумом является полное или частичное капсулирование двигателя, то есть ограждение его специальными щитками-экранами. Это приводит к значительному росту гидравлического сопротивления тракта движения охлаждающего воздуха. Японская компания Hiño Motors провела исследования / 4 / гидравлической характеристики тракта охлаждающего воздуха при различных вариантах капсулирования двигателя (рис. 1.2). Результаты испытаний представлены на рис. 1.3, из

(О

Грузовые (>150 кВт) Легковые автомобили

Рис. 1.1 Динамика норм на шум транспортных средств в Европейском Сообществе.

Тип А Без

капсулирования

Тип В

Без

нижнего экрана

Тип С

Полное капсулирование

\ЧХ

г

0

\хх

IV Т\-=

гг

г

Рис. 1.2 Схемы шумоизоляционного капсулирования двигателя.

Рис. 1.3 Сопротивление сети при различных схемах капсулирования.

которых виден значительный рост сопротивления сети, особенно при переходе к схеме с полным капсулированием двигателя.

Таким образом, перечисленные факторы обуславливают острую необходимость повышения напорных показателей автомобильного вентилятора. При этом немаловажным фактором является такой показатель вентилятора как его эффективность, так как мощность, отбираемая на привод вентилятора составляет около 5-10 % от мощности двигателя, а при большой нагрузке на систему охлаждения или в условиях большого аэродинамического сопротивления подкапотного пространства доля затрат на привод вентилятора возрастет настолько, что КПД вентилятора будет существенно влиять на топливную экономичность двигателя.

Вентиляторы, устанавливаемые на автомобильные двигатели, в основном относятся к типу осевых колес. Широко используемые в других областях центробежные вентиляторы не нашли в автомобилестроении сколько-нибудь значимого применения. Обладая рядом преимуществ по сравнению с осевыми колесами, такими как больший создаваемый напор, более широкая зона устойчивой (без помпажа) работы, меньшая зависимость КПД от расхода воздуха, большее снижение потребляемой мощности при изменении расхода воздуха дросселированием, они, тем не менее, хуже удовлетворяют условиям, характерным именно для автомобиля. Прежде всего, осевые габариты центробежного вентилятора значительно больше габаритов осевого. Это ведет к увеличению общей длины силовой установки и, соответственно, капота автомобиля. Кроме того, для центробежного вентилятора требуется более сложная конструкция кожуха, а большая масса рабочего колеса повышает требования к его установке и приводу.

Промежуточным вариантом между осевым и центробежным колесом является так называемый диагональный вентилятор, сочетающий в себе достоинства предыдущих двух типов. В России Томским машиностроительным заводом им. В.В. Бахрушева выпускается вентилятор ВМ-4, который относится к классу вентиляторов с меридиональным

ускорением потока. Данный класс вентиляторов является переходным от осевого к чисто диагональному типу и отличается от последнего цилиндрической поверхностью внешнего кожуха. Этот вентилятор, выполненный по схеме К+СА (колесо и сопловой аппарат) снабжен регулируемым входным аппаратом.

Однако в отечественном автомобилестроении диагональные вентиляторы не нашли применения, тогда как зарубежные исследователи ве