Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ структуры тепловых балансов судовых дизелей и методов их определения 9
1.1 Теоретические исследование принципов построения структуры внешнего и внутреннего тепловых балансов судового дизеля 9
1.2 Структура тепловых балансов судовых дизелей фирмы Caterpillar серии 35, SKL типа VD29/24AL и МаК типа М453С 21
1.2.1 Анализ теплобалансовых составляющих двигателей Ca terpillar серии 35 22
1.2.2 Анализ теплобалансовых составляющих двигателей SKLTHnaVD29/24AL 24
1.2.3 Анализ теплобалансовых составляющих двигателя фирмы МаК типаМ453С 26
1.3 Современные среднеоборотные и повышенной оборотности
двигатели внутреннего сгорания. Основные направления по
вышения технического уровня 28
1.3.1 Основные инженерные решения, заложенные в концепции двигателей МаК 29
1.3.2 Основные инженерные решения, заложенные в концепции двигателей Wartsila" 32
1.3.3 Экологические показатели двигателей фирмы Wartsila и МаК 35
1.4 Анализ взаимосвязи отдельных статей теплового баланса с температурным состоянием деталей рабочего цилиндра 36
Выводы. Цель и задачи исследования 48
2 Формирование суммарной тепловой нагрузки на зеркало ци линдра ,. 50
2.1 Теплообмен в цилиндре двигателя 50
2.2 Гидродинамический и тепловой масляный слой 57
2.3 Расчетно-экспериментальное исследование формирования суммарной тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судового дизеля . 66
2.3.1 Расчет плотности тепловых потоков от газов в стенку цилиндра 66
2.3.2 Расчет плотности тепловых потоков, воспринимаемых цилиндровой втулкой в результате трения о зеркало цилиндра юбки поршня и поршневых колец ,.,,. 70
2.3.3 Расчет плотности тепловых потоков, воспринимаемых цилиндровой втулкой дизеля от поршня 72
2.3.4 Проверочный расчет теплопередачи в систему охлаждения через стенку цилиндровой втулки 75
2.4 Обобщение результатов расчетно-экспериментального исследования тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судовых дизелей 77
Выводы. 81
3 Математическое моделирование температурного состояния цилиндровой втулки дизеля ... S3
3.1 Моделирование граничных условий теплообмена цилиндро вой втулки 83
3.1.1 Моделирование локальных граничных условий теплообмена со стороны камеры сгорания , 83
3.1.2 Моделирование локальных граничных условий теплообмена со стороны охлаждения 86
3.2 Программное обеспечение, используемое для моделирова ния температурного состояния 89
Выводы... 91
4 Экспериментальная установка. Программа и методика исследования 92
4.1 Экспериментальная установка 92
4.1.1 Основные технические данные дизеля... 92
4.1.2 Характеристики измерител ьных приборов 95
4.2 Программа и методика экспериментального исследования... 97
4.2.2 Методика проведения первого этапа экспериментов 97
4.2.3 Методика проведения второго этапа экспериментов 101
Выводы 101
5 Обобшенне результатов экспериментального и расчетно-аналитического исследования 102
5.1 Результаты математического моделирования температурного состояния цилиндровой втулки 102
5.2 Оценка адекватности определения температурного состояния цилиндровой втулки 104
5.3 Анализ результатов теплобалансовых испытаний дизеля 1417,5/24 с полной и частичной комплектацией поршня поршневыми кольцами 107
5.4 Экспериментальное исследование механических потерь двигателя 1417,5/24 с полной и частичной комплектацией поршня поршневыми кольцами 112
Выводы 115
Заключение 116
Список литературы
- Структура тепловых балансов судовых дизелей фирмы Caterpillar серии 35, SKL типа VD29/24AL и МаК типа М453С
- Расчетно-экспериментальное исследование формирования суммарной тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судового дизеля .
- Моделирование локальных граничных условий теплообмена со стороны камеры сгорания
- Экспериментальное исследование механических потерь двигателя 1417,5/24 с полной и частичной комплектацией поршня поршневыми кольцами
Введение к работе
В 2004 г. мировые цены на нефть стабилизировались на относительно высоком уровне (40 долларов США за баррель). Одновременно на рынке транспортных услуг отмечалось ужесточение конкурентной борьбы. Все это побудило судоходные компании к приобретению судов с наименьшими энергетическими затратами, с наибольшей грузоподъемностью и с сокращенной численностью экипажа, т.е. судов с наименьшими эксплуатационными затратами. При этом можно отметить, что мировые двигателестроительные концерны со своей стороны пошли на практическую реализацию этих направлений. Это отражается в разновидности и широте гамм двигателей, выпускаемых ими в последнее десятилетие. Высокие экономические показатели дизельных главных и вспомогательных энергетических установок достигаются за счет увеличения удельной поршневой мощности и комплексного использования отводимой от дизеля теплоты [115]. Вследствие этого увеличиваются механические и тепловые нагрузки на детали цилиндропоршневой группы на долю которой приходится наибольшее число отказов. Такое делимо всегда стояло перед конструкторами и специалистами с момента появления первых ДВС. К нему прибавилось ужесточение законодательств по охране окружающей среды от вредных выбросов, в частности СО, SOx и NOx [95, 98-103]. По данным [95] с 1970 по сей день доля выбросов NOx для магистральных дизелей сократилась почти на 87%, а доля взвешенных веществ почти на 90%. В то время как американское агентство по охране окружающей среды (ЕРА -Environmental Protection Agency's) добивается 98%-ого сокращения обоих видов выбросов.
Как показывает практика эксплуатации судов, замена деталей ЦПГ- цилиндровой втулки, поршня, поршневых колец и др. из-за внезапного отказа приводит к многочасовому простою судна с соответствующими трудозатратами. Повышение эффективной мощности судовых дизелей приводит к увеличению тепловых потерь с выхлопными газами и в охлаждающую дизель воду. Через цилиндровую втулку (ЦВ) судового дизеля в охлаждающую воду отводится до 40% тепловых потерь от их общего количества. Следовательно, уменьшение
тепловых потерь через ЦВ дизеля приведет к повышению экономичности судовой энергетической установки в целом [110,111].
Одним из основных факторов, влияющим на эксплуатационные характеристики двигателя является его тепловое состояние. Нарушение режима охлаждения и несоблюдение требований к качеству охлаждающей воды приводят к тяжелым последствиям. Поэтому актуальное значение имеют вопросы повышения долговечности и надежности дизеля, определяемые в целом по отдельным его деталям, и в первую очередь по работоспособности ЦВ.
Исследованию закономерности перераспределения теплоты в ДВС посвящается немало количества работ многих ученых и специалистов двигателе-строения. В частности здесь можно отметить колоссальную работу, проведенную в теории ДВС основоположника теории автотракторных двигателей Н.Р. Брилинга, Б.С. Стечкина, Н.Х. Дьяченко, С.Н. Дашкова, А.К. Костина, Г.Б. Ро-зенблита, А.С. Орлина, М.Г. Круглова, Д.Н. Вырубова, Н.А. Иващенко, В.Н. Луканина, М.Р, Петриченко, P.M. Петриченко, Д.Р. Поспелова, Г.А. Давыдова, М.К. Овсянникова, Б.С. Стефановского, А.Ф. Дорохова, B.C. Кукиса и др.
Развитие современного двигателестроения ведет к дальнейшему форсированию ДВС как по оборотам, так и по среднему эффективному давлению (ре) и сопровождается ростом теплонапряженнести основных деталей, образующих камеру сгорания. Согласно [112] по мере увелечения частоты вращения изменение температуры поршня от нагрузки происходит более круто. Это необходимо учитывать при форсировании двигателя по частоте вращения и ре. При проектировании и доводке современных двигателей необходимо проведение качественных и всесторонних оценок надежности и работоспособности всех систем и деталей двигателя, особенно деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ)- Работа этих деталей протекает при одновременном действии циклически меняющихся тепловых и механических напряжений, химически активной среды, а также статических монтажных я остаточных (технологических) напряжений. Поэтому актуальное значение имеют вопросы связанные с разработ-
кой точных универсальных методик определения и прогнозирования температурного состояния ЦВ на всех нагрузочных, скоростных и тепловых режимах.
Повышение технического уровня дизелей типов NVD48, 48,5/11 и 49,5/11 путем введение наддува или увеличение его степени невозможно без знания запасов механической и термической прочности всех деталей ЦПГ. Экспериментальное определение действительного температурного состояния деталей - путь долгий и дорогостоящий и применимый только для тех дизелей, на которых проводился эксперимент. Следовательно, необходима методология определения температурного состояния деталей на базе более простых экспериментов или прогнозируемых данных, например на базе данных внешнего теплового баланса.
Такая методология была разработана путем теоретического и расчетно-аналитического обоснования результатов на более ранних теплобалансовых исследований дизеля типа 449,5/11 с камерой сгорания в поршне и его полного термометрирования (цилиндровой втулки, головки цилиндра, поршня и клапанов). В результате исследования теорий теплового, гидродинамического, размерного подобия была сформулирована модель температурного состояния цилиндровой втулки конструкционно схожего судового дизеля 3417,5/24. Результаты модилирования получили подтверждение при экспериментальном исследовании температур цилиндровой втулки данного дизеля.
Обоснованность научных положений, выводов и рекомендаций сделанных в представляемой работе доказывается применением современной теории теплопередачи и теплообмена в ДВС, теорий гидродинамического, теплового и размерного подобий, современного программного обеспечения и комплексом стандартных методик обеспечивающих достоверность результатов. Точность экспериментов соответствует современным методам проведения подобных исследований.
Научная новизна данной работы заключается в разработке достоверной методики оценки температурного состояния элементов рабочего цилиндра на примере цилиндровой втулки ДВС по данным внешнего теплового баланса и
учитывающую отдельные составляющие теплопередачи: от газов ко втулке, через поршень, поршневые кольца и в результате трений тронка поршня и колец, без проведения сложной и дорогостоящей экспериментальной проверки.
Результаты исследований внедрены в учебный процесс АГТУ при подготовке инженеров по специальностям 140200 «Судовые энергетические установки» и 240500 «Эксплуатация судовых энергетических установок», а также переданы для использования в проектно-конструкторские организации и на производственные предприятия (ДГУП „Каспгипрорыбфлот", ССЗ им Ленина, ОАО „Завод Дагдизель").
Основные положения диссертации представлены в 10 научных публикациях, включающих 3 статьи [117-119], 2 опубликованных доклада [120,121] и 5 тезисов докладов на международных научно-технических конференциях [122-126].
Структура тепловых балансов судовых дизелей фирмы Caterpillar серии 35, SKL типа VD29/24AL и МаК типа М453С
С увеличением эффективного давления от 1,78 до 2,17 мПа количество теплоты отведенной с выхлопными газами qr увеличивается на 1.3 ,1.3 и 17.2 % в случае двигателя с числом цилиндров і = 6,12 и 16 соответственно, уменьшается на 2.8 , 1,5 % в случае двигателя с і = 8 и 9 соответственно. При этом количество теплоты отведенной в систему охлаждения qw уменьшается на 3.3 % в случае двигателя с числом цилиндров і = 6, 8,9 и 12 и увеличивается на 15.7 % в случае двигателя с і - 16. А количество теплоты, эквивалентной эффективной работы qe уменьшается на 3.3 % для всех двигателей. Количество теплоты отведенной с маслом qM увеличивается на 2.3 и 1.7 % в случае двигателей с числом цилиндров і = 9 и 16 соответственно и уменьшается на 3.3 % во всех остальных. Количество теплоты рассеянной внешней поверхностью qr уменьшается на 20.8,21.1,20.9,21.1,3.3 % в случае двигателей с числом цилиндров І -6, 8, 9, 12 и 16 соответственно. На конец, количество теплоты отведенной от надувочного воздуха qWB увеличивается на 11,3,3.6, 3.3, 6.2, 21 % в двигателях с числом цилиндров і = 6, 8,9,12 и 16 соответственно.
Интересная картина вырисовывается при анализе предыдущих данных. С увеличением эффективного давления доля неучтенных потерь уменьшается в случае двигателя с числом цилиндров і - 16 , тогда как, она увеличивается во всех остальных двигателях (рисЛ .6).
Такая картина лишний раз доказывает неправомерность переноса параметров рабочего процесса, полученных на одноцилиндровом отсеке, на развернутый двигатель. В 16-ом цилиндровом двигателе, при минимальном значении эффективного давления, потери qr несколько ниже чем в остальных двигателях (рис. 1.7 а). С увеличением Ре увеличивается и qr с большей скоростью. При этом, увеличивается также количество теплоты отведенной в систему охлаждения qw (рис. 1.7 б).
ется в трех исполнениях с тремя различными средними эффективными давлениями (1,78; 1,97; 2,17 мПа), при этом цилиндровая мощность в случае 16-цилиндровой модели во всех трех исполнениях одинакова (постоянна), в то время как она различна в других моделях, где удельные потери, эквивалентные эффективной работы уменьшаются, следовательно эти потери будут с большей интенсивностью убиваться в 16-цилиндровой модели в результате чего увеличиваются остальные составляющие теплового баланса с большей интенсивностью (Рис Л .7).
Статистические данные [30] показывают, что несмотря на повышение стоимости энергоресурсов, количество производимых ДВС работающих на дизельном и газообразном топливах возросло в периоде от 1990 гг. до 2001 гг. с 1469 ед. до 10795 ед.. Эти количества соответствуют суммарным мощностям в 4 и 16,26 гВт. Отметим, что эти данные касаются только стационарные дизель-генераторов мощностью свыше 1000 кВт. Аналогичная тенденция отмечается на рынке морских дизелей, если не принимать во внимание наметившийся общий спад в периоде по 2001-2002 [31]. Связано это с состоянием общей мировой экономики, проблемами безопасности и другими региональными экономическими барьерами. В больше степени наметивший спад коснулся трансокеанского судостроения сконцентрированного в Азии. В то время как отмечается значительный рост в нефтяной судостроительной отрасли в связи с благоприятными условиями на нефтяном рынке. Одновременно на рынке транспортных услуг отмечается ужесточение конкурентной борьбы, отражающейся в снижение цены на единицу возимой тоны груза. Анализ развития мирового дизеле-строения за последние 10-15 лет и конструкций, выпускаемых в мире на сегодняшний день, двигателей, в частности СОД и ПОД, свидетельствует о том, что поставленная задача в большей ее части решена. Этому способствовал научный прорыв, достигнутый в различных инженерных дисциплинах (теории ДВС, материаловедении, теплофизике и т.д.) а также проделанные работы и исследования по изысканию новых путей обеспечения необходимых прочности, жесткости и износостойкости конструктивных элементов дизеля.
Работы по совершенствованию конструкции и повышению экономичности современных дизелей опираются наследующие общие принципы [107]: повышение Pmax/Pme, s, Рвпр топлива, пм, КПД системы наддува, увеличение S/D, оптимизация уровня форсирования дизеля по Р и Ст, обеспечение рационального характера закона тепловыделения в цилиндре дизеля и уменьшения тепловых потерь.
В качестве примера можно рассмотреть двигатели двух двигателестрои-тельных компании - немецкой МаК1 и финской Wartsilla [32-41].
Двигатели указанных компании характеризуются надежностью в эксплуатации, минимальным числом компонентов, благодаря их многофункциональному и компактному дизайну, легкости в обслуживании и максимальной экономической эффективностью, связанной с: большим сроком службы, низким расходом топлива и смазочного масла, возможностью работы на тяжелых сортах топлива и простотой обслуживания [32-41].
Блоки цилиндров этих двигателей изготавливаются из высокопрочного чугуна (с шаровидной формой графита). В них отсутствует полости охлаждения. Двигатель М43, со стороны отбора мощности, имеет сдвоенный коренной подшипник, а также широкие коренные и шатунные шейки с оптимальной несущей площадью и толстой гидродинамической масляной пленкой.
Шатуны двигателей МаК изготавливаются из высокопрочной стали, полностью механически-обработанные, с наклонным зубчатым стековым разъемом (М20 и М25) и с двумя монтажными разъемами в случае двигателей М32С и М43. Верхняя головка шатуна имеет ступенчатую концепцию с целью увеличения несущей площади поршневого пальца.
Цилиндровая втулка изготавливается из специального чугуна. Её зеркало подвергается естественному упрочнению. Она имеет встроенное калибровочное кольцо для облегчения центровки во время монтажа (отсутствие ушютнитель-ных колец втулка-картер). Верхняя часть цилиндровой втулки изготавливается в виде воротника, интенсивно охлаждаемый и обеспечивающий минимальную деформацию.
В двигателях М20 и М25 достаточно 4 силовых шпилек чтобы обеспечить герметичность камеры сгорания, тогда как в М32 С и М43 применяются 6. Поршневые кольца (два компрессионных и одно маслосъемное) имеют достаточно хороший срок службы и хорошее взаимодействие с поршнем и цилиндровой втулкой (трибологические показатели). В двигателях М20 и М25 поверхности канавки первого поршневого кольца покрыты твердым металлом, а в М32 С и М43 хромированы, в связи с их работой на тяжелых сортах топлива. Поверхности первого поршневого кольца покрыты хромо-керамическим слоем. Всего этого способствовало увеличению срока службы колец до 30 тысяч часов (рис.3 а) и сокращению расхода масла почти в три раза (рис. 1.8 б)
Двигатели МаК имеют составной поршень. Последний в двигателе М20 имеет алюминиевую юбку, а в моделях М25, М32 и М43 чугунную. Головка поршня во всех моделях МаК изготавливается из кованой стали. Крышка цилиндра, как и блока, изготавливается из чугуна с шаровидной формой графита. Интенсивное охлаждение головки обеспечивается посредством крупных радиальных каналов.
Расчетно-экспериментальное исследование формирования суммарной тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судового дизеля .
Таким образом можно утверждать, что наличие трения поршневых колец и юбки поршня препятствует теплоотводу от днища поршня через кольца и юбку в цилиндровую втулку. Эта разница (подводимой к поршню теплоты в составляет примерно 30% и 18% для неохлаждаемого и охлаждаемого поршней соответственно.
Полученные расчетным путем результаты совпадают с теми результатами полученными экспериментальным путем в работе [24], где сравнивались количества теплоты подведенной к поршню в безмоторном стенде и в реальном двигателе. Разница в подведенной теплоте к поршню составила 30% и 18,5 % для неохлаждаемого и охлаждаемого поршней соответственно.
Выводы. Цель н задачи исследования С учетом важности и актуальности рассмотренной выше проблемы определена цель настоящей работы: разработать методологию позволяющую определить температурное со-стояния цилиндровых втулок судовых дизелей по данным внешнего теплового баланса с учетом отдельных составляющих теплопередачи: от газов ко втулке, через поршень, поршневые кольца и в результате трений тронка поршня и колец. В последствии оценивать резервы мощности как у находящихся в эксплуатации дизелей так и на стадии проектирования с учетом температурного цо-стояния ЦПГ.
Для достижения намеченной цели в диссертационной работе были поставлены и решены следующие научно-технические задачи: -проанализировать наиболее известные зависимости теории теплообмена ДВС; -обосновать и применить хорошо разработанную на сегодняшний день теорию теплового и гидродинамического смазочного слоя в сопряжении кольцо-цилиндровая втулка судового дизеля; -сформулировать и проверить расчетно-экспериментальную зависимость суммарной тепловой нагрузки на зеркало цилиндра с учетом отдельных составляющих теплопередачи: от газов ко втулке, через поршень, поршневые кольца и в результате трений тронка поршня и колец на основе экспериментальных материалах индицирования цилиндра и термометрирования стенок его втулки; -обобщить для других типов дизелей результаты рас четно экспериментальных исследований формирования суммарной тепловой нагрузки на зеркало цилиндра с применением теории геометрического, гидродинамиче ского и теплового подобий; -модернизировать стенд на базе среднеоборотного дизеля NVD24 для апробации предложенной методики определения температурного состояния ЦВ по данным внешнего теплового баланса; -провести анализ достоверности и точности разработанной методики путем сопоставления результатов математического моделирования температур-ных полей с данными экспериментальных исследований; -исследовать механические потери в двигателе с полной и частичной комплектацией поршня поршневыми кольцами и сделать соответствующие выводы и рекомендации.
Исследования воздействия тепловой нагрузки на цилиндровую втулку дизелей, в том числе и на ее зеркало, нашло отражение в работах многих ученых и специалистов двигателестроения: P.M. Петриченко, М.К. Овсянникова, Г.А. Давыдова, B.C. Стефановского, Б.Я. Розенблита, М.Р. Периченко, Полманна Харви га, Хариза Джюн глаза и др.
Эти исследования рассматривали разные аспекты проблемы, от исследования результирующей Тг и аГ) теплового и напряженного состояния цилиндра, до общего воздействия всех факторов на тепловоспринимаюшую поверхность цилиндровой втулки.
В работах [20,50] были получены результаты расчетно-экспериментального исследования плотностей тепловых потоков на цилиндровой втулке как со стороны тепловоспринимающей поверхности так и со стороны охлаждения. Но эти результаты были получены в результате прямого тер-мометрирования, что делает невозможным, в силу высокой трудоемкости, применение этого метода ко всем типам двигателей.
В данном исследовании разрабатывается обобщенная методика аналитического расчета суммарной нагрузки на цилиндровую втулку дизеля с учетом отдельных составляющих теплопередачи: от газов ко втулке, через поршень и поршневые кольца и трение от тронка поршня и колец. Объектом исследования являлся судовой дизель 449,5/11 с камерой сгорания в поршне, Ne-ном =23,5 КВт (32 л. с) и n = 1500 мин"1. При этом результаты исследований, полученные в работах [20,50, 51] могут быть использованы, как объективные реперные данные,
Моделирование локальных граничных условий теплообмена со стороны камеры сгорания
Количество тепловой энергии, передаваемой газами в окружающую стен ку цилиндра при установившемся тепловом режиме, может быть определено но формуле: Qr = аг [ Тг - Tw ] - F, Вт (2.14) Расчет температуры Тг газов производился в 2.1,
Значение температуры стенки цилиндровой втулки Tw заимствованные из работы [20] определялись экспериментально, путем термометрирования (см. Рис. 2.І). При этом, глубина установки термопар, от тешювоспринимающей поверхности, составляла &,.т=1 мм (рмс.2.15). В поршневых двигателях, работающих на установившемся режиме, процессы теплообмена являются периодическими. Однако из-за высокой скорости протекания этих процессов и тепловой инерционности деталей камеры сгорания в камере сгорания амплитуда колебаний лоля температур в теле деталей оказывается незначительной. Наибольшие отклонения от некоторых средних значений наблюдается на огневой поверхности камеры сгорания. На глубине 1 мм от поверхности внутрицикловые колебания температуры полностью затухают [8, 7, 19]. Это означает, что тепловое состояние деталей двигателя на установившемся режиме можно считать квазистационарным. Термопары бз.т 2.15 К расчету обобщенного коэффициента теплопередачи Тогда, в выражении (2.14) заменим коэффициент теплоотдачи агна обобщенный коэффициент теплопередачи ЇСб и получим выражение для определения локального теплового потока в стенку цилиндра: qr = Коб [ Trw], Вт/м2 где Ко5 = аг/[1+аг-(53.т/?.), При движении поршня от В.М.Т. к Н.М.Т., поверхность цилиндровой втулки начинает постепенно раскрываться и вступать в контакт с рабочим телом. В самой верхней точке 1 на стенке цилиндра в момент времени ті действует тепловой поток плотностью:
При движении поршня от ВМТ к НМТ, поверхность цилиндровой втулки начинает постепенно раскрываться и вступать в контакт с рабочим телом. Это означает что в произвольной точке К на зеркало цилиндровой втулки, в течение всего рабочего цикла, действует переменный по величине, тепловой поток Цк(т) - Коб( т. ) [Т( т )- Теті1. В этом выражении температура стенки, на глубине равной глубине заделки термопар, считается постоянной [19]. qtCTi K TiHT TOw,] В точке 2 (ниже точки 1)на стенке цилиндра в .момент времени (т2) действует тепловой поток плотностью: q2( т2) = 1Сб( х2) [ Т6( т2) \v2] тогда как в точке 1 действует тепловой поток плотностью: qi(T2)= 1CO(X2)[T,(T2)W1] Следовательно, в точке к в момент времени тк действует тепловой ПОТОК плотностью: qk tk) = Мтк)[Та(тк)-Т ] при этом в точках 1,2,.,к-1 соответствешю действует тепловой поток плотностью: qi( tk) = M тк) [ Tft( тк )- Tw, ] Ч2(тк)=ІСб(тк)[Т(тк)-Т%.2] Яы( тк) = Коо( ть) [ Те( тк) - Tttk.t ]
За время rk поршень совершил один рабочий ход. Возвращаясь к В.М.Т., поршень постепенно закрывает поверхность цилиндровой втулки, и тепловой воздействие на цилиндр происходит в обратном направлении. Аналогичным образом для двух оставшихся ходов определяются тепловые потоки действующие в каждой точке цилиндровой втулки в течении одного цикла тд = 4 тк. Интегральное значение теплового потока по всему времени цикла тц 0,08с (1500 мин"1): в точке Чиї ц І q O-dr о /г, в точке 2: Чи2 І q2(r)-dt їх ц
Таким же образом дело обстоит со всеми остальными произвольными точками по образующей цилиндровой втулки. Т.е. в произвольной точке М интегральное значение теплового потока по всему времени цикла тц определяется по выражению ЧиМ і 4w(T),dT О М /т. Разбив продолжительность одного рабочего хода на п участков, причем каждый участок соответствует углу к (ж/п) (где к 0, 1,..., п), находим значения интегральной плотности теплового потока в каждой точке к по следующему выражению (2n-k)J (4n-k)J К (ф)Тг(ф)-сіф+ J К (ф)-Т (Ф)(іф k- об (2n+k) об г Чин(К) = (4n-k) 4-71 (2n-k)f (2n+kV f Ko6 ,TcT((p) d(p+ і К (ф)-Т (ф)-сіф (2.15) 4 - 7t С другой стороной каждому значению к соответствует значение хода s(k) (см. выражение 2.13). Принимая п =180 и k=0,1,..., 180 строится зависимость s(k) (рис.2.16)
Экспериментальное исследование механических потерь двигателя 1417,5/24 с полной и частичной комплектацией поршня поршневыми кольцами
Внутрицикловые колебания температуры детали малы по сравнению с температурным перепадом, определяющим теплоотдачу от газов к стенкам. В период наиболее интенсивного теплообмена (начало видимого сгорания - ко нец рабочего хода) относительное отклонение мгновенной температуры стенки от среднего ее значения, по сравнению со средним перепадом температур, не превышает 1-2,5% [8, 5]. Последнее обстоятельство позволяет при расчетах теплового потока от газов к тепловоспринимающей поверхности пренебречь колебаниями температуры на ней принимать расчетную температуру постоянной равной среднему значению и решать задачу в стационарной постановке.
Рассмотрим цилиндрическую стенку (трубку) длиной Lbm с внутренним Rj и внешним R2 радиусами. Условием одномерности теплового потока будет условие L&m »R2, откуда следует dq/dz=0.
Дифференциальное уравнение теплопроводности в цилиндрических координатах при X const и отсутствии источника теплоты (Qv) имеет вид (R-текущий радиус) d2T/dR2 +(l/R)dT/dR=0 Запишем данное уравнение в виде (l/R)d(R dT/dR)/dR = 0. Отсюда следует RdT/dR= d и Т = Cj lnR+ С2 При граничных условиях 1-рода: R-Rl, T=Twi; R—Rz, Т=ТИ 2« Находим после несложных преобразований: T(R) = (ln(R/R0) (Tvv2wly(In(R2/R,)) +Twl
Постановка граничных условий 1-ого рода требует знания температуры поверхности цилиндровой втулки: Twr - Tw0(x,y,z)?
Однако применительно к камере сгорания двигателя постановка граничных условий первого рода недопустима, так как температура поверхности детали Two является искомой величиной, и задать ее в условиях проектирования двигателей невозможно.
Для оценки теплового состояния деталей необходимо знать локальные значения плотностей тепловых потоков. При граничных условиях П-ого и 1-рода: R=Ri,-?LdT/dR = q0; R=R2, T=TW2. Откуда T(R) = (R! q01X) (ln(R2/R) + Tw2 В качестве граничных условий наряду с коэффициентом теплоотдачи и средней результирующей температурой газа часто пользуются удельным тепловым потоком qo. Средний в пределах детали тепловой поток q обычно в первом приближении определяется по формуле [71] Я1=КтК(СгаРк)0 57/а, где Кт=4,27 для четырехтактных и Кт= 7,6 для двухтактных дизелей; К= 132 10 для головок и К= 39 103 для втулок цилиндров; Ст - средняя скорость поршня; Рк- давление наддува, МПа; а- коэффициент избытка воздуха.
Посчитав qs, следует оценить распределение потока по поверхности, например в зависимости от радиуса для днища крышки, или от длины (x/Lu) дли втулки, т.е. определить локальные значения теплового потока q0, которые используется при расчетах.
Применительно к цилиндровой втулке в работе [19] предлагается определение локальных значений теплового потока qo по следующей эмпирической зависимостью, полученной по результатам аппроксимации обобщенных полей локальных тепловых потоков существующих двигателей : q0=l,53 qz [1-0,46 (хАЦ)1Д].
Согласно [70] в настоящее время используются два основных способа определения мгновенных и средних локальных тепловых потоков: прямое измерение при помощи датчиков тепловых потоков или термометрирование исследуемой детали с последующим аналитическим решением обратной задачи теплопроводности. Прямое измерение тепловых потоков является предпочтительным, но погрешность этого метода может оказаться достаточно большой (до 20-30%). Это связно, в первую очередь, с конструктивными особенностями существующих в настоящее время датчиков тепловых потоков. Аналитическое ре шение обратной задачи теплопроводности также может быть затруднено по причине сложной конфигурации тепловоспри ни мающих поверхностей и возможной неперпендикулярности тепловых потоков стенками камеры сгорания.
Ниже (гл.2) предлагалась методика формирования суммарной тепловой нагрузки на зеркало цилиндра на основе геометрического, теплового и гидродинамического подобий и по данным теплобалансовых испытаний двигателя. Таким образом, на внутренней поверхности задаются граничные условия второго рода.
На наружной поверхности цилиндровой втулки задается граничные условие 1-рода. Постановка граничных условий 1-ого рода требует знания температуры поверхности цилиндровой втулки: Twr = T\vo(x,y,z) Следует отметить, что значения температуры на поверхностях получаются, при, решении смешанной задачи (граничные условия Ш-ого рода).
