Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Конструирование и расчет теплового состояния крышек цилиндров среднеоборотных тепловозных и судовых двигателей
1.1. Особенности конструкции крышек цилиндров среднеоборотных тепловозных и судовых дизелей
1.2. Моделирование теплового состояния крышек цилиндров двигателей 16
1.2.1. Математическое моделирование теплового состояния крышек цилиндра 19
1.2.2. Математическое моделирование гидродинамики в полости охлаждения крышек цилиндра 23
1.3. Моделирование теплообмена на границе раздела сред 32
1.3.1. Зависимости для суммарного теплового потока 33
1.3.2. Зависимости для составляющих теплового потока 39
1.4. Постановка задачи исследования 50
ГЛАВА 2. Теоретическая часть 52
2.1. Методика определения температурного поля крышки цилиндра с уточненными граничными условиями со стороны охлаждения 53
2.1.1. Постановка задачи конвективного теплообмена 54
2.1.2. Алгоритм определения температурного поля крышки цилиндра 57
2.2. Математическое моделирование теплообмена 61
2.2.1. Моделирование температурного поля деталей ДВС 61
2.2.2. Математическая модель расчета гидродинамики жидкости в полости охлаждения крышки цилиндра двигателя 62
2.3. Использование модели кипения в задачах теплообмена в ДВС 65
2.3.1. Отрывной диаметр пузырька пара 65
2.3.2. Частота отрыва пузырьков от обогреваемой поверхности— 76
2.3.3. Зависимость для числа центров парообразования 78
2.3.4. Коэффициент теплоотдачи при нестационарной теплопроводности 82
ГЛАВА 3. Верификация математической модели 85
3.1. Верификация модели теплообмена применительно к крышкам цилиндров двигателей
3.2. Экспериментальное исследование гидродинамики жидкости в полости охлаждения и теплового состояния крышки цилиндра двигателя типа ЧН 30/38 95
3.2.1. Моделирование процессов в условиях безмоторного стенда 96
3.2.2. Проведение физического эксперимента 98
3.2.3. Сравнение результатов расчета с результатами эксперимента
ГЛАВА 4. Расчетное исследование температурных полей в крышках цилиндров 115
4.1. Тепловые граничные условия на поверхностях теплообмена крышки цилиндра
4.1.1. Граничные условия со стороны камеры сгорания 118
4.1.2. Граничные условия со стороны газовоздушных каналов— 122
4.2. Определение конвективной составляющей теплового потока при решении задачи о нахождении температурного поля крышки цилиндра 123
4.2.1. Расчет гидродинамики охлаждающей жидкости при обтекании цилиндра двигателя - определение уточненных граничных условий на входе в крышку цилиндра 123
4.2.2. Определение конвективного коэффициента теплоотдачи при расчете циркуляции жидкости в полости крышки цилиндра 127
4.3. Расчет температурного поля крышки цилиндра 133
Выводы - 140
Список литературы 141
Приложение № 1 152
- Математическое моделирование гидродинамики в полости охлаждения крышек цилиндра
- Алгоритм определения температурного поля крышки цилиндра
- Верификация модели теплообмена применительно к крышкам цилиндров двигателей
- Расчет гидродинамики охлаждающей жидкости при обтекании цилиндра двигателя - определение уточненных граничных условий на входе в крышку цилиндра
Введение к работе
Актуальность проблемы. Основным направлением совершенствования двигателей внутреннего сгорания является форсирование по параметрам рабочего процесса. Такая тенденция привела к тому, что для среднеоборотных тепловозных и судовых двигателей значения среднего эффективного давления достигло величин порядка 2,2...2,7 МПа. В подобных условиях возрастает тепловая и механическая напряженность как деталей, образующих камеру сгорания, так и двигателя в целом, что повышает требования к обеспечению надежности, определяемой в значительной мере уровнем температур и неравномерностью их распределения.
Крышка цилиндра - одна из наиболее сложных деталей, определяющих надежность двигателя. Это связано с тем, что ее функциями является не только обеспечение протекания рабочего процесса, но и отвод в систему охлаждения части теплоты, воспринимаемой от рабочего тела. Возможность тепловых повреждений значительно уменьшается, если уже на стадии проектирования предложить обоснованные меры, обеспечивающие повышение работоспособности, что требует подробной информации о температурном поле крышки цилиндра.
В связи с этим, создание методик определения теплового состояния крышек цилиндров с использованием аппарата математического моделирования, которые могли бы использоваться на стадии проектирования двигателя, является актуальной задачей, особенно в рамках работ по созданию и доводке современных ДВС.
Цель работы: Создание методики определения локальных граничных условий со стороны охлаждения при расчете температурных полей крышек цилиндров двигателей, позволяющей учитывать неравномерность теплоотдачи, связанную с движением жидкости в полостях охлаждения, а также возможность возникновения кипения, при котором происходит рост воспринимаемой тепловой нагрузки.
Достижение поставленной цели требует решения следующих задач:
Разработка математической модели смешанного теплообмена в полостях охлаждения крышки цилиндра,
Верификация математической модели и применимости численного решения по результатам натурных экспериментов,
Исследование влияния неравномерности подвода жидкости в крышку цилиндра на интенсивность теплоотдачи,
Анализ влияния конструкционных параметров на циркуляцию жидкости в полостях охлаждения и как следствие на интенсивность теплоотдачи.
Научная новизна: - предложенная математическая модель впервые используется в приложении к моделированию теплообмена в полостях охлаждения крышек цилиндров двигателей,
- реализован комплексный подход на базе 3D - CFD кода, позволяющий
получать локальные значения коэффициента теплоотдачи с учетом кипения
жидкости в наиболее нагретых областях крышки.
Достоверность и обоснованность научных положений определяются:
- применением достоверных опытных данных по исследованию
температурных полей крышек цилиндров и гидродинамики жидкости в
системах охлаждения.
Практическая ценность работы состоит в том, что:
создана методика расчета, позволяющая с требуемой точностью прогнозировать температурные поля крышек цилиндров,
показано влияние параметров конструкции на конвективную составляющую теплового потока, позволяющее говорить о необходимости подробного исследования циркуляции жидкости в системе охлаждения уже на стадии проектирования перспективных ДВС.
Апробация работы. Основные результаты диссертационной работы были доложены на:
Научно-технической конференции «3-е Луканинские чтения. Решение энергоэкологических проблем в автотранспортном комплексе», 2007г., Москва, МАДИ.
XVI, XVII Школах-семинарах молодых ученых и специалистов под рук. академика РАН А.И. Леонтьева «Проблемы газодинамики и тепломассообмена в энергетических установках», 2007, 2009 гг., Санкт-Петербург, СПбГПУ (диплом за лучший доклад); Жуковский, НАГИ им. Н.Е. Жуковского, МФТИ.
Международной конференции «Двигатель 2007», посвященной 100-летию школы двигателе строения МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007г., Москва, МГТУ.
Первой и Третьей Всероссийской конференции молодых ученых и специалистов «Будущее машиностроения России», 2008, 2010 гг., Москва, МГТУ.
XIV Международный конгресс двигателе строителей. 2009г, Украина, Алушта, ХПИ.
Публикации: основные положения диссертации отражены в 7 работах.
Объем работы: диссертационная работа содержит 156 страниц основного текста, 90 рисунков, 10 таблиц, состоит из введения, 4-х глав, заключения, приложения и списка литературы, включающего 122 наименования.
Математическое моделирование гидродинамики в полости охлаждения крышек цилиндра
Для моделирования роста пузырька пара предусмотрена методика, при которой расчетную область разбивают на «макрослой» и «микрослой», с различными механизмами теплообмена (рис. 1.21), что соответствует современным представлениям о кипении жидкости на обогреваемой поверхности [72].
Такой подход позволяет учесть кондуктивный тепловой поток к растущему пузырьку от стенки и теплоту, переданную от перегретой жидкости в пограничном тепловом слое.
Подобный метод численного моделирования позволяет получить картину роста пузырька, хорошо согласующуюся с результатами экспериментов (рис. 1.22), однако имеет ряд недостатков, не позволяющих использовать его в полной мере при моделировании теплообмена в реальных конструкциях. В частности, центры парообразования в работе задавались напрямую, то есть предварительно были заданы области воспроизводства пузырьков пара в соответствии с поставленными авторами физическими экспериментами [73].
Рост и отрыв пузырьков по данным из работы [69] Все это еще раз подчеркивает тот факт, что в настоящее время не разработано методики оценки количества центров парообразования и любые зависимости носят лишь статистический характер.
Рассматривая задачу о нахождении температурного поля крышки цилиндра с использованием методов математического моделирования, было показано, что существенное влияние на точность расчетов оказывают граничные условия, в частности, со стороны охлаждения.
Существует большое число различных алгоритмов, позволяющих определять интенсивность теплоотдачи при кипении жидкости в условиях недогрева. Наиболее современным подходом является использование эмпирических моделей, основанных на разделении теплового потока на составляющие. Однако непосредственно в двигателестроении такой подход пока либо не нашел широкого применения, либо исследователи [74] ограничиваются постановкой задачи. Преимуществом подобных моделей является возможность их использования как в сопряженной постановке, так и в качестве граничных условий при решении задачи теплопроводности. Таким образом, разработка методики определения температурного поля крышки цилиндра с использованием моделей разделения теплового потока приобретает важное значение, особенно в условиях роста уровня форсирования двигателей. Реализация алгоритма расчета, основанного на численном моделировании, позволит учитывать как локальность и неравномерность интенсивности теплоотдачи, связанные с движением жидкости в полостях охлаждения, так и возможность возникновения кипения, приводящего к росту воспринимаемой тепловой нагрузки. Достижение поставленной цели требует решения следующих задач: 1) Разработка математической модели смешанного теплообмена в полостях охлаждения крышки цилиндра, 2) Верификация математической модели и применимости численного решения по результатам натурных экспериментов, 3) Анализ влияния конструктивных параметров на циркуляцию жидкости в полостях охлаждения и, как следствие, на интенсивность теплоотдачи, 4) Исследование влияния неравномерности подвода жидкости в крышку цилиндра на интенсивность теплоотдачи. Адекватность моделирования проверяется с помощью имеющихся экспериментальных данных. При численном моделировании температурного поля крышки цилиндра значительное влияние на точность расчетов оказывают граничные условия, в том числе, со стороны охлаждения. Необходимо учитывать, что из-за высоких тепловых нагрузок в полостях охлаждения реализуется смешанный механизм теплообмена. Причем процесс кипения является нестационарным и может быть описан лишь приближенными методами [75]. Теплоотдача при кипении [22] во многом определяется температурой охлаждаемой поверхности. Это позволяет использовать итерационный алгоритм решения, где в качестве критерия сходимости принимается приращение плотности теплового потока на текущем и предыдущем шагах расчета. В свою очередь, интенсивность конвективного теплообмена определяется гидродинамическим режимом течения, что требует достоверной информации о поле скорости жидкости в полости. Таким образом, учет различных факторов, влияющих на теплообмен при условии точности получаемых результатов и устойчивости решения, приводит к необходимости разработки соответствующей методики. При нахождении конвективного теплового потока основные проблемы вызывает определение аконв, для поиска которого можно использовать как критериальные уравнения, так и численное моделирование. Различные подходы в этом случае отображают классическую задачу, где точность расчета всегда обратно пропорциональна затрачиваемым ресурсам и времени. Выделяются следующие подходы к вычислению аконв (рис. 2.1): Недостатки применения эмпирических зависимостей были описаны в первой главе. Однако их использование минимизирует временные и машинные затраты на проведение расчетных исследований, т.к. позволяет решать задачу о нахождении температурного поля при постоянном коэффициенте теплоотдачи по поверхностям теплообмена без дополнительного расчета гидродинамики. Два других подхода основаны на рассмотрении движения неизотермического потока жидкости в полости охлаждения крышки цилиндра. Их отличие состоит в том, что при решении несопряженной задачи на поверхности теплообмена задаются постоянные тепловые граничные условия. Такой подход может быть реализован с учетом допущения о незначительном влиянии температуры на теплопроводность и вязкость жидкости в исследуемом интервале тепловых нагрузок. Наиболее сложным по реализации представляется сопряженный расчет, который предполагает совместное решение уравнения энергии для жидкости и для твердого тела.
Алгоритм определения температурного поля крышки цилиндра
Для подтверждения эффективности предложенной методики проводится верификация на основании данных работы [27]. В ней исследовались причины чрезмерной тепловой напряженности крышки цилиндра двигателя размерностью 30/38 - Коломенского завода (рис.3.11). При этом, наилучшим способом ее снижения, по мнению авторов, является улучшение условий течения в полости охлаждения.
Индивидуальная компоновка и организованное движение охлаждающей жидкости за счет промежуточной перегородки позволяют с незначительной модификацией использовать безмоторный тепловой стенд кафедры «Поршневые двигатели» МГТУ им. Н.Э. Баумана [26, 106 ,107].
Основным элементом экспериментальной установки является: модель крышки, изготовленная на основе серийного образца и состоящая из нижней части (I), полученной с помощью разреза ниже промежуточной диафрагмы, прозрачной перегородки (2) из органического стекла толщиной 20 мм, устройств подвода (3) и отвода (4) жидкости к модели (рис. 1.11). В полость охлаждения вода поступает через двенадцать подводящих каналов из втулки цилиндра и отводится через два отверстия в сливной трубопровод.
Стенд позволяет осуществить моделирование теплового состояния деталей, образующих камеру сгорания, в безмоторных условиях. В качестве нагревателя используются кварцевые галогенные лампы, а охлаждение осуществляется водой.
Принципиальная конструктивная схема теплового стенда содержит (рис.3.12): -съёмный переходник 1, -ламповый нагреватель (система нагрева) 2, -систему охлаждения для отвода тепла от деталей, -систему питания электроэнергией 5, -блок контрольно-измерительной аппаратуры 6. Система нагрева установки обеспечивает создание заданных тепловых потоков, эквивалентных тепловым нагрузкам, имеющим место во время работы двигателя. Основным элементом системы является ламповый нагреватель, состоящий из набора кварцевых галогенных ламп типа КГ 220-2000-4 -источника теплового излучения. Устройство нагревателя позволяет регулировать в широком диапазоне подвод питания к каждой лампе и, как следствие, распределение теплового потока (26, 108, 109, ПО). Система охлаждения стенда предназначена для поддержания температуры, давления и расхода охлаждающей жидкости на заданном уровне во время испытаний и включает следующие основные элементы (рис.3.12): -подогреватель охлаждающей жидкости 3, -холодильник 4, -насос 7, -расходомер 10, -расходомеры входных отверстий 8, -расширительный бачок 9, -трубопроводы, манометры. Принятая система позволяет воссоздать практически любые параметры охлаждающей жидкости, имеющие место в существующих двигателях. Для данного образца крышки цилиндра выполнен бурт, через который осуществляется подсоединение системы охлаждения к модели. На бурте также устанавливаются шпильки крепления крышки цилиндра. Система электроснабжения подключена к трёхфазному источнику питания напряжением 380 В и состоит из: -распределительного щита, -трёх блоков тиристоров БТ-01 из комплектов тиристорных усилителей У-252 (на выходе образующих фазоимпульсное напряжение, зависящее от входного сигнала от Р-111), -трёх вольтметров для контроля выходного напряжения, -трёх групп галогенных ламп с автотрансформатором (латр). Система измерения состоит из приборов для измерения параметров системы охлаждения - давления и расхода, и приборов измерения температур и тепловых потоков. В качестве первичных датчиков температуры использовались хромель-копелевые термопары ГОСТ 3044-77. Проведенный в работе [27] физический эксперимент был разделен на два этапа. На первом этапе осуществлялось исследование потока распределения в полости охлаждения, а на втором оценивалось тепловое состояние крышки цилиндра. Для выполнения первой части экспериментов описанная выше модель устанавливалась на тепловой стенд с отключенной системой нагрева и работающей системой охлаждения, обеспечивающей подвод жидкости в крышку, близкий подводу в рабочих условиях. Фиксирование линий тока и определение поля скоростей потока осуществлялось путем визуализации с применением фотографии. Для визуализации потоков в эксперименте применялся метод взвешенных частиц. В качестве частиц использовались твердые полистироловые шарики с белой матовой поверхностью. Плотность этих частиц выбиралась, равной плотности жидкости, а размер частицы (d = 2 (мм)) с учетом четкости фиксирования на фотокамеру. Таким образом, с заранее заданной задержкой фотосъемки, получались следы (треки) от движения полистироловых частиц в различных зонах днища, замеряя которые, с учетом масштабного фактора, рассчитывались величины горизонтальной составляющей скорости потока в различных зонах днища Подвод жидкости осуществлялся через все входные отверстия в днище. При этом суммарный расход через крышку обеспечивался при равной величине расхода по каждому подводящему отверстию, который контролировался дополнительно индикаторным расходомером. Эксперимент проводился при давлении в системе р = 0.11 (МПа), производительность водяного насоса составляла Q = 3.5 (м3/ч). Перепад давления на входе и выходе составлял Ар = 0.05 (МПа).
Верификация модели теплообмена применительно к крышкам цилиндров двигателей
При работе двигателя значительное количество теплоты, помимо огневого днища, подводится к стенкам газовоздушных каналов. В этом случае для определения интенсивности теплообмена также используется квазистационарный подход, в рамках которого можно выделить два характерных временных интервала тепловых нагрузок: -при закрытых клапанах; -во время процесса газообмена. Тогда осредненный за цикл коэффициент теплоотдачи определяется из следующего выражения: где оц(ф), а2(ф) -зависимости для коэффициентов теплоотдачи при открытых и закрытых клапанах соответственно, а Фотклш., Фзакр.кл. _ продолжительность пребывания клапана в открытом и закрытом положении. При закрытом клапане теплообмен в канале определяется колебаниями давления газа и естественной конвекцией, тогда [120] В свою очередь, при открытых клапанах в работе [121] получена обобщенная зависимость, основанная на обработке значительного числа экспериментов и применимая как для выпускного канала, так и впускного Nu = 0.7-Re%. Использованный алгоритм расчета позволяет определить соотношение конвективного теплового потока и теплового потока, возникающего за счет процесса кипения (рис.4.22). Следует отметить, что низкая скорость движения жидкости в совокупности с высокой тепловой нагрузкой определяют процесс парообразования, протекающий в межклапанной перемычке и в районе стакана под форсунку.
Сравнивая данные (рис.4.22) и (рис.4.21), можно отметить, что скорость движения жидкости оказывает значительное влияние на начало кипения. Подобный вывод следует из того, что температура тешзоотдающей поверхности со стороны выпускных каналов не сильно изменяется, однако кипение наблюдается только в ранее описанных зонах.
Модель не позволяет учесть возможность изменения режима кипения, то есть возникновения кризиса кипения с дальнейшим снижением воспринимаемой тепловой нагрузки. Критическая плотность теплового потока составляет 2.23-106 (Вт/ м2) (3.1). В свою очередь, максимальная плотность суммарного теплового потока для базового варианта исполнения крышки цилиндра составляет величину порядка 0.86-10 (Вт/м ), а для модифицированного варианта 0.74-10 (Вт/м). Таким образом, использование модели является обоснованным.
При расчете получены величины концентрации пара на теплоотдающей поверхности. Межклапанная перемычка является зоной наиболее активного парообразования, где максимальная доля пара для первого варианта исполнения составляет 12.6 %, а для второго - 6.7%.
Интерес представляют и значения суммарного коэффициента теплоотдачи, (рис.4.23) определяющие интенсивность теплообмена. Проводя сравнение с данными рисунка (4.15), видно, что по днищу крышки наблюдается выравнивание коэффициента теплоотдачи. Причем максимальная его величина около 12000 (Вт/м К), что характерно для условий кипения. Результаты расчетов показали возможность использования CFD-технологий при расчете деталей двигателей внутреннего сгорания таких, как крышки цилиндра. Повышение эффективности моделирования связано с использованием модели кипения, которая была верифицирована на основании экспериментальных данных, что особенно важно, полученных на модельной установке межклапанной перемычки крышки цилиндра. В работе показано, что проведение предварительного расчета в целях уточнения граничных условий является оправданным. Профилирование полостей охлаждения крышек цилиндров с учетом движения жидкости является необходимым условием получения рациональной конструкции. Следует заметить, что контролируемые параметры: температура огневого днища крышки и структура потока в полости охлаждения соответствуют результатам экспериментов. Представленную последовательность расчетов, включающую в себя: - гидродинамический расчет системы охлаждения для определения уточненных граничных условий на входе в полость охлаждения крышки цилиндра двигателя; -оптимизацию движения жидкости; -расчет температурного поля детали можно использовать при проектировании поршневых двигателей. Численное определение конвективного коэффициента теплоотдачи представляется более сложной задачей по сравнению с использованием эмпирических зависимостей. Это объясняется тем, что задача в подобной постановке, помимо непосредственного определения поля скоростей жидкости в полости охлаждения, требует знания неравномерности распределения охлаждающей жидкости на входе в крышку цилиндра. В этом случае для получения граничных условий по расходу используется как гидравлический подход, так и численное моделирование. Исследование потокораспределения в системе охлаждения является отдельной задачей. Для крупных судовых и тепловозных двигателей использование индивидуальной системы охлаждения с отдельным подводом жидкости к каждому цилиндру позволяет ограничиться расчетом течения в полости гильзы цилиндра. Принимая во внимание особенности конструкции исследуемого двигателя (рис. 4.6), была выполнена твердотельная и конечно-элементная модель расчетной области, включающая в себя полости охлаждения в гильзе и крышке цилиндра (рис.4.7) и состоящая из 335 тыс. элементов. Расчет проводится в изотермической постановке. Свойства жидкости соответствовали рабочей температуре 85 С. Для учета турбулентности использовалась модель Ментера. Конвективный теплообмен во многом определяется скоростью потока жидкости. В этой связи изменение направления подвода способствовало росту теплоотдачи в наиболее нагретых зонах крышки - области выпускных каналов, межклапанной перемычки, перемычки между выпускным и пусковым клапанами. Сравнительный анализ показывает, что проведенная модификация позволила достичь увеличения среднего по расчетной области коэффициента теплоотдачи с 4099 (Вт/м2К) до 4592 (Вт/м2К). Изменение локальных характеристик теплообмена соответствует ранее приведенному положению о зависимости коэффициента теплоотдачи от локальных скоростей потока (рис.4.15). Наибольший рост достигнут в области выпускных каналов, а снижение в области впускных патрубков в первом варианте исполнения, активно омываемых за счет вертикального подвода жидкости. При решении задачи конвективного теплообмена интерес представляет сопоставление численного моделирования с эмпирическим подходом.
Расчет гидродинамики охлаждающей жидкости при обтекании цилиндра двигателя - определение уточненных граничных условий на входе в крышку цилиндра
Также может быть выполнено сравнение результатов скоростей потока жидкости в описанных ранее характерных зонах. Полученные в ходе эксперимента данные (Табл. 5) могут быть сопоставлены с расчетными (Табл. 6), принимая во внимание то, что эксперимент позволил определить лишь горизонтальную составляющую скорость. Тогда для адекватного сопоставления при численном моделировании должна использоваться геометрическая сумма составляющих по осям, лежащим в горизонтальной плоскости
Результаты проведенного исследования показывают, что программные комплексы численного моделирования не только качественно, но и количественно, с достаточной точностью предсказывают распределение скорости в системах охлаждения двигателей. Это позволяет говорить о возможности использования численного моделирования при расчете температурных полей охлаждаемых деталей.
При расчете температурных полей необходимо отметить особенность приведенной методики, которая подразумевает независимое определение составляющих теплового потока. Для решения задачи определения конвективной составляющей можно использовать как эмпирические зависимости, так и результаты численного моделирования гидродинамики и теплообмена в полости охлаждения (рис.2.4). Существует значительное число зависимостей, разработанных для оценки интенсивности теплоотдачи в систему охлаждения. В настоящее время наиболее известными являются следующие: -Зависимость В. М. Бузника [111] для определения коэффициента теплоотдачи от гильзы цилиндра к охлаждающей жидкости в системах охлаждения ДВС Приведенные в первой главе замечания относительно использования эмпирических зависимостей могут быть распространены и на выражения (3.3) — (3.9). В частности, при одинаковых исходных параметрах полученные величины различаются практически на порядок. В условиях повышения требований к точности расчетов подобный результат в совокупности с невозможностью получать уточненные — локальные величины коэффициента теплоотдачи, является причиной перехода к численным методам расчета. В свою очередь, при численном моделировании и определении конвективного коэффициента теплоотдачи решается неизотермическая задача течения жидкости в полостях крышки. Геометрическая, конечно - элементная модели, гидравлические граничные условия идентичны рассмотренным ранее (рис.3.17). Дополнительными являются следующие тепловые условия: —температура тепло отдающей поверхности- Tw= 135 (С); -температура жидкости на входе в крышку - 7V = 85 (С). Результатами расчета являются поле скоростей в полости охлаждения и величины коэффициента теплоотдачи. На основании полученных данных, можно сопоставить характер движения жидкости в крышке (рис.3.18 — рис.3.21) и воспринимаемую жидкостью тепловую нагрузку (рис.3.22). Результаты подтверждают, что интенсивность конвективного теплообмена определяется полем скоростей охлаждающей жидкости. Это также соответствует выводам работы [113], что плотность теплового потока при конвективном теплообмене пропорциональна скорости теплоносителя в степени 0.8. В частности, в ранее выделенных зонах (5,3 — рис.3.13), с низкой скоростью движения жидкости, наблюдаются малые величины коэффициента теплоотдачи (рис.3.23). Далее, в соответствии с алгоритмом (рис.2.7), реализуется итерационный процесс, где в качестве параметров используются интегральные величины температурных нагрузок, такие как приращение средней температуры по огневой и охлаждаемой поверхности крышки. За критерий окончания цикла принято приращение теплового потока на текущем шаге к величине на предыдущем менее 3%. Коэффициент теплоотдачи (Вт/м К) по теплоотдающей поверхности крышки цилиндра Модель не позволяет учесть возможность изменения режима кипения, то есть возникновения кризиса кипения с дальнейшим снижением воспринимаемой тепловой нагрузки (рис. 3.8). В этой связи, проверка применимости осуществляется путем определения плотности критического теплового потока. Максимальная плотность суммарного теплового потока составила величину порядка 1.3 7106 (Вт/ м2), в свою очередь, критическая плотность теплового потока равна 2.23-10 (Вт/ м ).
Максимальные температуры в исследуемой крышке наблюдаются в перемычке между выпускными клапанами, в области пускового клапана и составляют порядка 420 (С) (рис.3.24). Также областью повышенных температур является зона между пусковым клапаном и выпускным каналом. В ней, в соответствии с данными завода-изготовителя, существует вероятность образования усталостных трещин, что приводит к преждевременному выходу крышки цилиндра из строя (область 3 рис.3.13).
