Содержание к диссертации
Введение
1. Системы охлаждения ДВС (анализ литературы) 15
1.1. Влияние системы охлаждения на тепловое состояние ДВС и на его экономичность 15
1.2. Роль гидравлических задач в вопросах охлаждения ДВС 22
2. Гидравлика неизотермического потока в полости охлаждения рубашки цилиндра 41
2.1. Оценка конечных температур теплоносителя 41
2.2. Оценка скорости движения теплоносителя 50
2.2.1. Движение теплоносителя в полости охлаждения втулки 50
2.2.2. Узкая щель 60
2.3. Качественная оценка влияния направления течения охлаждающей жидкости в рубашке цилиндра на интенсивность теплопередачи 64
2.3.1. Оптимальная температура теплоносителя 64
2.3.2. Качественная оценка теплового баланса потока теплоносителя в полости охлаждения втулки 67
2.3.3. Негативные стороны обращения циркуляции 69
3. Программа, методика экспериментальных исследований и применяемое оборудование 73
3.1 Объект исследований 73
3.2 Методика исследований интеїральньїх характеристик рабочего процесса дизеля 77
3.3 Экспериментальная установка, приборы и оборудование 85
3.4. Методика обработки экспериментальных данных. Погрешности измерения и расчета 89
3.5. Результаты экспериментальных исследований 93
3.5.1. Исследование тоиливно-экономических и энергетических показателей дизеля 2495 при изменении направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения ДВС и дизеля 2495 со штатной системой охлаждения в условиях скоростной характеристики 97
3.5.2. Исследование технико-экономических параметров дизеля в условиях нагрузочной характерне гики 102
Заключение 107
Список литературы
- Влияние системы охлаждения на тепловое состояние ДВС и на его экономичность
- Роль гидравлических задач в вопросах охлаждения ДВС
- Движение теплоносителя в полости охлаждения втулки
- Методика исследований интеїральньїх характеристик рабочего процесса дизеля
Введение к работе
В настоящей диссертации под системой охлаждения (СО) понимается насосная система жидкостного охлаждения, т.е. система охлаждения, использующая в качестве теплоносителя капельную (текучую) среду (жидкость), в которой отсутствуют фазовые переходы. Перемещение теплоносителя в такой системе осуществляется насосом. Системы охлаждения этого типа наиболее широко представлены на двигателях небольшой мощности транспортного и общепромышленного применения. Кроме этого, они широко и всесторонне исследованы.
Функциональное назначение всякой системы охлаждения ДВС состоит в поддержании максимально допустимого температурного состояния деталей цилиндро-поршневой группы (ЦПГ) (крышки цилиндра, втулки, поршня). В большинстве реализованных систем охлаждения эти функции достигаются только отчасти и только на режимах номинальной (максимальной) мощности и (или) максимального (номинального) крутящего момента. Как правило, выполненные системы охлаждения гарантируют отвод теплоты с «запасом», обеспечивая заведомо большее снижение температуры на частичных нагрузках и, даже, на полной нагрузке, чем это необходимо по условиям эксплуатации ДВС. В создании подобного запаса есть определенный резон, продиктованный унификацией ДВС в пределах размерного ряда.
Например, дизель 64 12/14 был форсирован по мощности почти вдвое (с 65 кВт до 120 кВт) применением свободного газотурбинного наддува без переделок контура охлаждения и даже без изменения производительности насоса пресного контура. Подобная унификация позволяет решать производственные задачи. Но, очевидно, что исходный ([базовый) вариант двигателя имел заведомо «избыточную» систему охлаждения.
В условиях ДВС небольшой мощности, без наддува, уже не существует сколько-нибудь заметных способов воздействия на экономичность через рабочий процесс, через индикаторные показатели двигателя. По-видимому, на этом направлении ресурсы усовершенствования двигателя исчерпаны или близки к исчерпанию. Об этом убедительно свидетельствует опыт ЦІІИДИ по повышению топливной экономичности дизелей промышленного применения [Двигателестроение. -1982. -№10. -1986.-№1.].
Остается единственный и эффективный параметр управления — механический КПД. Его роль в повышении экономичности двигателя, как показывает практика доводки серийных и новых ДВС, трудно недооценить. І Іаряду с обширным комплексом технологических мероприятий, связанных, в частности, с применением новых типов уилошительных и скребковых колец, с управлением эпюрой давления колец, с созданием новых профилей головки и тропка поршня, резервом экономичности остается система охлаждения двигателя.
Совершенствование системы охлаждения производится, в основном, по двум направлениям. Первое направление совершенствования системы охлаждения связано с увеличением температуры охлаждающей жидкости. 11ри этом многими авторами отмечается рост топливной экономичности двигателя. Снижение расхода топлива связано с уменьшением мощности механических потерь, со снижением мощности сил трения в ЦПГ.
Однако, перевод двигателя на работу с повышенной температурой теплоносителя чреват, во-первых, существенной переделкой контура охлаждения, связанной с ростом давления в контуре охлаждения, с увеличением плотности арматуры, с изменением компоновки дренажно-компенсационной линии и.т.п. Резко повышаются требования к насосу СО в части увеличения кавитационного коэффициента быстроходности (иногда на 100...200 об/мип).
Во-вторых, ужесточаются требования к тепловым зазорам в сопряжении поршень-втулка. Увеличение температуры теплоносителя приводит к росту температуры поршня и втулки цилиндра. Рисунок BI иллюстрирует сказанное на примере 2 двигателей, малой мощности и дизель-генератора с небольшим наддувом [P.M. Петриченко. Диссертация.—Л., 1967. -с.85. Совершенно очевидно, что изменение (увеличение) температуры поршня и втулки изменяют температурный режим теплопередачи в сопряжении поршень-зеркало втулки. Сохранение подвижности и нормальной работы сопряжения неизбежно связано с изменением тепловых зазоров на головке поршня, на его колечном поясе и на тронке поршня. Это, по существу, означает разработку новой конструкции поршня.
В-третьих, изменение температурного режима ЦП Г требует применение новых смазочных материалов. Современный автор указывает, что «Повышение температуры охлаждающей воды при переводе двигателя на ВТО в известных пределах благоприятно сказывается на износе деталей ЦП Г. Гак, повышение средней температуры охлаждающей воды на 10 °С , с 80 °С до 90 °С , по данным фирмы «Инжиниринг Контрол», США, вызывает уменьшение изиосов втрое. Это объясняется более равномерным прогревом блока и втулки, уменьшением коробления и снижением коррозионного износа втулки. Однако если температура втулки превышает 145...160 °С , то может наблюдаться, при использовании отечественных минеральных масел, повышенный износ втулки, колец и поршня» [Ставицкий В.Г. Результаты сравнительных испытаний дизеля ЗД-6 при различных температурах охлаждающей воды. Судостроение. -1960.2.].
Сказанное позволяет констатировать, что перевод ДВС на охлаждение теплоносителем с повышенной температурой требует создания новой модификации двигателя и его систем, в том числе, с иными температурными зазорами, с иным контуром охлаждения, иным насосом и с иной системой смазки.
Второе направление совершенствования СО связано с воздействием на механический КПД двигателя изменением вектора потока охлаждающей жидкости без специального изменения температурного режима охлаждения. Речь идет, прежде всего, об изменении направления движения охлаждающей жидкости в контуре охлаждения при сохранении неизменной конструкции охлаждающего контура - арматуры, полостей охлаждения, насоса, системы автоматического контроля и теплообменных аппаратов.
Конечно, для двигателей с высокими технико-экономическими показателями, такими, как Д-49, B&W, MTU, система охлаждения не является избыточной и величина г)С00 не превосходит 12...17%. В то же время для ДВС малой агрегатной мощности, с невысокой степенью форсирования, величина относительного отвода теплоты в СО не мала. 1 Іозтому такие двигатели, грубо говоря, имеют избыточную систему охлаждения. Для малоразмерных дизелей существуют резервы подогрева втулки и поршня без перевода двигателя на охлаждение при повышенных
• температурах теплоносителя. Существует несколько решений задачи об изменении направления потоков. Например, в [Большаков В.Ф., Фомин Ю.Я., Павленно В.И. Эксплуатация судовых среднеоборотных дизелей. - М.: Транспорт. -1983. — 160с] предложен контур охлаждения ДВС, в котором подвод охлаждающей жидкости производится через несколько параллельно соединенных приточных коллекторов. При работе двигателя на малых нагрузках ограниченный расход жидкости подается только в верхний приточный коллектор, обеспечивая охлаждение только фланцевой части втулки и горячего стыка. Этот коллектор выполнен гак, что часть расхода теплоносителя перепускается на всасывающую линию насоса, см. рис. В2. При увеличении нагрузки подвод жидкости переключается на нижний приточный коллектор, выполненный тупиковым и в котором весь расход теплоносителя проходит через всю рубашку охлаждения.
В [Кригер A.M., Дискин М.Е., Новенников АЛ., Пикус В.И. Жидкостное охлаждение автомобильных двигателей. -М.: Машиностроение. -1985. —176с] предложен комбинированный реверс потока в контуре охлаждения двигателя с внешним парообразованием. На низких нагрузках расход теплоносителя перепускается мимо блока. 11ри увеличении нагрузки регулятор расхода направляет поток в крышки цилиндров. Дальнейшее увеличение наїрузки сопровождается переключением на прямую схему циркуляции. Управляющим воздействием для регулятора расхода (трехходового крана) служит давление пара в расширительном баке.
Как видно, эти решения связаны с коренной переделкой контура охлаждения, с его усложнением.
Наиболее простой и естественный способ - реверс потока, при котором «холодный» теплоноситель вначале подается в крышку цилиндра, а затем переливается в рубашку блока. Такое охлаждение использовалось на дизелях 64 12/14, Ч 9,5/10, Ч 10,5/13, 8ЧН 26/26 и др. в 1981...1993 [Баталова. В.А. Температурные и гидродинамические режимы работы системы охлаждения головок цилиндров быстроходных дизелей. Диссертация соиск. учен. степ, к.т.н. —Л., ЛПИ, 1986.] и показало неплохие результаты при натурных испытаниях на заводах— изготовителях.
В связи с этим цель настоящего диссертационного исследования ставится как применение и внедрение простейшего реверса охлаждении или обращении циркуляции охлаждающей жидкости, на дизелях небольшой мощности, со средним эффективным давлением не выше (),5...0,6 МПа, без парообразования в контуре охлаждения, для улучшения эффективных показателей двигателя.
Объект исследования. Дизельный двигатель широкого народнохозяйственного назначения 24 95/110, номинальная мощность 17,5 кВт, максимальная частота вращения 2000 об/мин, производства машиностроительного завода г. Тайюань, КНР.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие общие задачи:
— практически реализовать обращенную циркуляцию охлаждающей воды в контуре охлаждения серийного двигателя и произвести сравни тельные испытания на характерных режимах внешней и нагрузочной характеристики. Изучить интегральные характеристики отвода теплоты в натурных условиях заводских стендовых испытаний;
- оцепить интегральные характеристики теплоотдачи в рубашке цилиндров при штатной и при обращенной циркуляции в условиях однофазной конвекции.
Методы исследования настоящей диссертации представлены следующие:
1. Сравнительное изучение характеристик двигателя при работе со штатной системой охлаждения и при обращении циркуляции в контуре охлаждения, на испытательном стенде и по требованиям завода-изготовителя.
2. Гидравлическое моделирование обтекания втулки цилиндра. 3. Численное моделирование режимов течения и теплоотдачи в
контуре охлаждения. Новизна результатов
1. Доказательство возможности заметного (на 10...15%) снижения удельного расхода топлива при изменении направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения на режимах внешней и нагрузочной характеристик. При этом максимальное снижение удельного расхода топлива наблюдается на дробных режимах работы.
2. Доказательства снижения теплоотдачи и отвода теплоты от втулки цилиндра при обращении направления движения охлаждающей воды в рубашке цилиндра.
На защиту выноси гея следующие положении:
- в традиционной схеме охлаждения температура поверхности втулки возрастает вдоль направления движения воды, а при обращении направления движения, по меньшей мере, не увеличивается. Поэтому теплоотдача от поверхности охлаждения втулки в воду снижается при обращении направления движения воды в рубашке охлаждения;
- обращение направления движения охлаждающей воды в рубашке охлаждения не приводит к увеличению потерь напора в рубашке;
- обращение направления движения охлаждающей воды в рубашке увеличивает экономичность дизеля в среднем па 10...15%. Максимальное снижение расхода топлива (до 20...30%) достигается на дробных нагрузках и снижается на нагрузках, близких к номинальным значениям.
Влияние системы охлаждения на тепловое состояние ДВС и на его экономичность
Функционирование СО связано, во-первых, с затратами мощности на транспорт теплоносителя в контуре охлаждения и, во-вторых, с поддержанием необходимого температурного уровня охлаждаемых деталей двигателя. Обе функции СО зависимы: транспорт теплоносителя определяет величину расхода и скорости обтекания поверхностей теплообмена двигателя в рубашке цилиндров и в крышке. Скорость теплоносителя прямо связана с величиной коэффициента теплоотдачи и с величиной температуры охлаждаемой детали. В свою очередь, температура охлаждаемой втулки определяет величину механических потерь в сопряжении кольцо-зеркало втулки. Повышение температуры втулки приводит к уменьшению вязкости смазки и к уменьшению потерь на перемещение поршня. Переохлаждение втулки увеличивает механические потери.
Изучение технико-экономических показателей ДВС различных типов показывает, что отклонение составляющей теплового баланса на охлаждение, гС()0, от оптимального значения, приводит к изменению расхода топлива [Ратнов А.Е. Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. СПб-Рыбинск, СІ І6ГПУ-РГАТА.-2005.]. Согласно материалам цитируемой работы, изменение расхода топлива исчисляется в целых процентах.
Например, привод агрегатов системы охлаждения (насоса и вентилятора) от внешних источников энергии, приводит к снижению расхода топлива на номинальном режиме на 6...8 г/(кВт-ч) и на 10...50 г/(кВт-ч) на дробных нагрузках (данные Рижского дизелестроителыюго завода, дизель 449,5/11, 1984 г.). Приведенные данные касаются механического КПД двигателя в явном виде. Способ Dice охлаждения влияет на механический КПД опосредствованно, через температуры охлаждаемых поверхностей деталей цилипдропоришевой группы, в первую очередь, втулки и поршневых колец.
Следовательно, температура поверхности охлаждения Tw явно зависит от условий передачи теплоты. При этом ясно, что чем выше общий и удельный расходы теплоносителя, т.е. чем меньше число Стэнтона тем сильнее «привязана» температура теплоносителя к изменению температуры поверхности охлаждения ЛТсоо := ТС()0 - Тсоо . Поэтому для двигателей небольшой мощности, обладающих огромными удельными расходами теплоносителя, удается воздействовать на температуру поверхности охлаждения, варьируя предельные температуры охлаждающей .жидкости.
Наоборот, если число Стэптопа велико, то температура поверхности охлаждения «привязана» к средней температуре теплоносителя в контуре охлаждения Тсоо. 13 этом случае для увеличения температуры поверхности охлаждения, если это необходимо, приходится увеличивать среднюю температуру охлаждающей жидкости. Например, если это оправдано, то уместно увеличение средней температуры теплоносителя, вплоть до ВТО. Іісли повышение температуры теплоносителя сопровождается образованием пара на охлаждаемой поверхности, то это приводит к увеличению числа Стэптопа. Поэтому режимы теплоотдачи с поверхностным кипением «сближают» ДІЗС, обладающие высокими удельными расходами теплоносителя и ДВС, обладающие низкими расходами теплоносителя. Для систем охлаждения с поверхностным парообразованием оказывается целесообразным увеличение средней температуры охлаждающей жидкости.
Необходимо отметить, что средняя температура ТС(Юі в дизелях средней и большой мощности назначается с учетом комплексной утилизацией теплоты. Завышенные значения Тсоо обусловлены повышенным значением коэффициента использования теплоты (эксергетического коэффициента полезного действия) установки с ДВС в целом.
Некоторые авторы вводят понятие об «оптимальном» значении температуры охлаждающей жидкости.
Оптимумом температуры охлаждающей среды называется такое значение средней температуры охлаждающей среды, которое доставляет минимум расходу топлива, с сохранением долговечности и надежности ДВС, см., например, [Кригер A.M., Дискин М.Е., Новенников АЛ., Ни кус 13.И. Жидкостное охлаждение автомобильных двигателей. — М.: Машиностроение. -1986. —176с]. В цитируемой работе имеются некоторые обоснования определения оптимальной температуры.
По-видимому, нельзя признать точным понятие оптимальной температуры охлаждающей среды по следующим причинам:
-она зависит от типа (или класса) ДВС. Например, судовые ДВС с внешним контуром охлаждения забортной водой работают при меньших значениях температуры охлаждающей («пресной») йоды, чем их эквиваленты с радиаторной СО. Рост температуры воды пресного контура ограничен коррозией теплообменников и отложением накипи;
-она зависит от тина (сорта) теплоносителя СО. В качестве охлаждающей жидкости выступают вода, низкозамерзающие смеси, реже масло, топливо, фреоны и т.д. Для воды в системе охлаждения с высокотемпературным парообразованием известны примеры успешной работы двигателя с температурой Тсоо=135 С. Для пизкозамерзающих сред рост температуры ограничен разложением жидкости и отложением накипи на охлаждаемых поверхностях; -оптимальная температура охлаждающей среды зависит от типа смазки деталей рабочего цилиндра. Очевидно, использование на двигателе одного и того же класса различных смазочных материалов влечет изменение оптимальной температуры.
Роль гидравлических задач в вопросах охлаждения ДВС
Гидравлические факторы в охлаждении ДВС изучались в связи с двумя проблемами — кавитации в блоке цилиндров и в связи с отводом теплоты в полостях охлаждения.
Первый круг проблем не рассматривается. Что касается вопросов охлаждения ДВС, то приходится констатировать, что большинство работ по охлаждению ДВС выполнено в гидродинамической постановке. Например, к подобного рода работам относятся [Иващенко II.Л. І Ісстационарное тепловое состояние деталей ЦП Г двигателей с умеренным отводом теплоты от рабочего тела // ИФЖ, том 60 (1986). -№2, -с. 67-71. Кораблев В.В. Теплообмен в зарубашечном пространстве ДВС при однофазном течении охлаждающей среды // Двигатслестроение. -№3. -1982. -с. 15-17. Новепников АЛ. Диссертация на соискание ученой степени д.т.н.. -М.: Ml ГУ. -1993.]. В последнее время, в связи с появлением лицензионных инженерных кодов (Космос, Стар, ANSIS, FLUHNT) и их отечественных аналогов гидродинамический анализ теплопередачи и трения в полостях охлаждения доминирует.
Гидравлические задачи, возникшие в тематике систем охлаждения, можно, достаточно условно, разделить на несколько жанров. Для целей настоящего исследования наибольший интерес представляет
Гидравлика собственно системы охлаждения как компактной гидравлической сети. Этот раздел гидравлики решает задачи, связанные с распределением (соединением и разделением) потоков в узлах деления и соединения коммуникаций системы охлаждения.
Для длинных (не компактных) трубопроводов, с доминирующим влиянием потерь напора по длине, расчет распределения потоков сводится к решению больших систем алгебраических уравнений, выражающих баланс расходов в узлах и баланс напоров в контурах. Как известно, эта задача сводится к обращению матрицы коэффициентов системы, т.е. представляет задачу линейной алгебры, см. работы [Абрамов 11.Н. Теория и практика систем подачи и распределения воды. -М.: Стройиздат. -1982. -288с. Шифринсон. Б.Л. Основной расчет тепловых сетей. - М.: ГЭИ. - 1940.-188 с. Шифринсон Б Л., Хасилев В.Я. Рациональная трассировка теплопроводов. — Строительная промышленность. -1944. -№2/3. -с.21-24. Хасилев В.Я. Элементы теории гидравлических цепей. Автореферат диссертации соиск. учен.стсп.д.т.и. Новосибирск. —1966. —98 с. Мсрепков А.П. Математические модели и методы для анализа и оптимизации проектирования трубопроводных систем. Автореферат диссертации соиск. учен.стсп.д.т.и. Новосибирск. - 1973. - 34 с. Пшеничный Б.П. Необходимое условие экстремума. —М.: Наука. — 1969.]. В последней из цитируемых работ задача о перемещении воды по разветвленному трубопроводу формулируется в терминах задачи Монжа о рациональном (оптимальном) перемещении масс на плоскости. Распределение расхода по ветвям трубопровода находится как решение задачи на минимум потерь мощности потока с ограничениями на величину расхода или на длину коммуникации. Основная идея вариационного подхода описана в курсе К.И. Страховича «Прикладная газовая динамика». ОИТИ. -1934. —с. 152-153. Автор приписывает излагаемый результат Максвеллу. Считается, что при движении несжимаемой жидкости в трубопроводной системе, содержащей п 1 параллельных труб выделение теплоты вследствие трения (потери мощности на трение) минимальны: Q-hf—»min 0, Q:= str(Qb Q2,...., Qn), hf:=colon(hn, hn,..., h-n). При этом норма вектора Q, Q:=Q, +Q2 + — + Qn» ограничена. Потери напора в ветвях сети, h , k=l(l)n, связаны с расходами Qk тождествами: с одним для всех ветвей сети значением экспоненты г, но с индивидуальными значениями коэффициентов (модулей) сопротивления sk, k=1(l)n.
Движение теплоносителя в полости охлаждения втулки
Движение теплоносителя в полости охлаждения втулки, очевидно, не равномерное. Поэтому, строго говоря, методы гидравлического анализа, применимые для движения равномерного и (или) продольно-однородного, в данном случае неприменимы.
В этой связи возникает следующее соображение, широко используемое в гидравлике при описании неравномерных движений с небольшими скоростями. Именно, если скорость движения теплоносителя в полости охлаждения относительно невелика (порядка 10 см/с), то распределение гидродинамического давления по высоте рубашки полости охлаждения втулки должно мало отличаться от гидростатического закона р = p + p-g-z = const.
Проверка этого положения проведена на экспериментальном стенде кафедры гидравлики СПбГПУ. Был изготовлен макет (или модель) рубашки, выполненная в виде коаксиальной щели. Щель образована двумя цилиндрическими поверхностями, спаянными но торцам. Канализация щели осуществлялась через штуцеры, припаянные к внешней цилиндрической оболочке. Два штуцера установлены на одной образующей внешней оболочки, третий штуцер смещен по азимуту па 180 градусов. Таким образом, удается имитировать односторонний подвод и отвод воды и диагональный подвод и отвод воды. Внешний вид (фото) модели представлен на рис.2.4, схематический чертеж і цел и приведен нарис.2.5.
Схема экспериментальной установки представлена на рис.2.6. Установка зачитывалась водой от бака 1, уровень жидкости в котором поддерживается постоянным за счет маневрирования подачей воды насосом и перепуском воды через «холостые» отверстия. По высоте рубашки имеются 4 штуцера для отбора давления, соединенные с линейкой пьезометров 2. Шланги 3 и , краны на них позволяли осуществлять движение воды но штатной схеме («снизу вверх») и по схеме с обращенной циркуляцией («сверху вниз»). Расход воды измерялся объемным способом, величина мерного объема 4 составляла 2...4 литра при времени заполнения порядка 200...300 с. Расход воды варьировался изменением уровня воды в баке 1.
Разность уровней воды в бакс и в пьезометрах определяет величину потерь напора в подводящей линии. Разность высотных отметок уровней в пьезометрах и цента тяжести выходного отверстия отводящей линии определяет потерю напора в этой линии. Полученные результаты изменения напоров на гидравлической модели рубашки цилиндра в стенде представлены в виде графики на рис.2-7.
Постоянство по высоте рубашки модифицированного давления р позволяет использовать для оценки скорости (обтекания поверхности охлаждения втулки) упрощенные гидродинамические решения. В этих решениях используется факт медленности (кажущейся равномерности) движения, в силу чего в уравнениях движения не учитывается конвективная производная скорости. Это обстоятельство превращает уравнения движения в линейные, что является, само по себе, огромным упрощением задачи. Кроме того, все линейные задачи уже решены, что избавляет от необходимости решения заново. «Приближение развертки». Ііго описание имеется в Молодцов П.И., Петриченко М.Р. Теплоотдача от втулки цилиндра в условиях однофазной конвекции //Двигателестроение. - №10. - 1982. с.11-15.]. По-сущеетву, точно такой же прием используется в гидродинамических задачах с двумя доминирующими размерами. [Полубаринова- Кочииа П. Я. Теория движения грунтовых вод. - М.: ГТТИ. - 1952. - с.430-431. .
Уравнение (2.7) рассматривается в прямоугольнике Е значений переменных х, у, E=(0 x L, -лтт у 7ггп1), представляющем развертку полости рубашки на цилиндрическую поверхность r=rm:-l/2(rj+rc). Поэтому эта схема движения и называется «приближением развертки»: линии тока проектируются не на цилиндрическую поверхность, а на ее развертку.
Если подвод жидкости в рубашку цилиндров осуществляется только через отверстия, расположенные на поверхности г -тс, то в области Е средние скорости, очевидно, удовлетворяют условию: JVvdE = 0, поскольку JVdE = 0. ( )
Последнее условие очевидно в силу уравнения неразрывности. Действительно, входящий в рубашку охлаждения расход жидкости равен выходящему из рубашки расходу. Если же какая-то часть расхода подводится или отводится через торцевые плоскости х=0, х=Ц то условие ( ) может не выполняться.
Уравнения движения в проекции на оси х, у записываются так: d2ux _ 1 dp д л2 ті дх д и„ _ 1 др д/r ц ду где z:=r-n — поперечная координата, 0 z 8=rc-rj.
Система уравнений (2.7), (2.8) незамкнута: имеется 4 компоненты скорости, ux, u ), vx, vy и модифицированное давление р . Для замыкания системы применяется такой прием. Вначале решается система (2.8). Это ф расщепленная система и каждое уравнение решается независимо. Граничные условия для каждой компоненты скорости имеют вид условий «прилипания»:
Методика исследований интеїральньїх характеристик рабочего процесса дизеля
Большое влияние на интегральные характеристики рабочего процесса двигателя оказывают показатели работы двигателя. Для оценки этих характеристик рабочего процесса двигателя необходимо значь показатели двигателя на режимах, соответствующих условиям эксплуатации машины. Показатели двигателя моїут быть оценены по графикам, представляющим их зависимость от изменения одного из основных параметров, характеризующих режим двигателя внутреннего сгорания (число оборотов вала, наїрузка, и т. и.), т.е. характеристиками двигателя.
Данные экспериментальные исследования произвели сравнительные испытания на характерных режимах внешней и нагрузочной характеристики двигателя со штатной системой охлаждения и при обращенном циркуляционном охлаждающего воды в контуре охлаждения в натурных условиях заводских стендовых испытаний.
В штатном исполнении СО охлаждающая жидкость подается в блок цилиндров, переливается в крышку и далее поступает через регулятор температуры во всасывающий патрубок насоса СО. При обращенной циркуляции напорный патрубок насоса подключается непосредственно к полости крышки, после чего вода переливается в блок цилиндров.
В соответствии с целью и задачами исследований при проведении стендовых испытаний необходимо получить оптимальные показатели работы ДВС, особенно минимальный удельный расход топлива, когда ДВС работает в условиях обратной циркуляции охлаждающего воды в контуре охлаждения.
Стендовые испытания проводились в несколько этапов: [Инструкция по эксплуатации тормоза. ] Этап В соответствии с задачей экспериментальных исследований и моделью исследуемого дизеля выбрали стенд установки, затем обработали муфту, соединяющую тормоз с исследуемым дизелем, и обработали основание дизеля, крепящие на стенде.
Этап 2
Произвели ряд подготовительных работ испытания, проверили пульт управления, обкатали дизель и др.
Этап 3
Определись техническо-экономические параметры работы дизеля в штатной комплектации и при обращении направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения ДВС.
Этап 4
Обработали экспериментальные данные и сняли внешнюю и нагрузочную характеристики двигателя в виде таблицы и графике.
Этап 5
Провели полный анализ техническо-экопомических параметров работы дизеля в штатной комплектации и при обращенном циркуляционном охлаждающей воды в контуре охлаждения ДВС.
Разработали практические рекомендация по применению обращения циркуляцией охлаждающей воды в контуре охлаждения серийного двигателя. Ожидаемые результаты исследований:
1. С помощью обращения направления движения охлаждающей воды в рубашке охлаждения цилиндра ДВС должно получиться снижению перепада температуры теплоносителя по длине рубашки.
2. С помощью обращения направления движения охлаждающей воды в рубашке охлаждения цилиндра ДВС должно получиться существенное снижение удельного расхода топлива на частичных нагрузках по сравнению дизеля со штатной комплектацией.
3. С помощью обратного направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения ДВС должны получить повышение крутящего момента по сравнению дизеля со штатной комплектацией.
4. Разработать практические рекомендации по применению обратного направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения ДВС на отечественных транспортных дизелях. Описание эксперимента
1. Выбор экспериментального стенда В соответствии с целью и задачами экспериментальных исследований и технических характеристик исследуемого дизеля с штатной системы охлаждения, выбрали стенд установки со электрического вихревого тормоза. 11а рис.3-1 представлены характеристика зависимости мощности от частоты вращения и характеристика зависимости крутящего момента от частоты вращения выбранного стенда соответственно. Па рис. 1а охватываемой обласіью ABCD является устойчивая рабочая зона выбранной электрического вихревого тормоза. Данная графика зависит от рабочей принцип и конструкции собственного электрического вихревого тормоза.
