Тепловая нагруженность элементов рабочего цилиндра судового дизеля
На правах рукописи
Сатжанов Бисенбай Сартбаевич
ТЕПЛОВАЯ НАГРУЖЕННОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ
РАБОЧЕГО ЦИЛИНДРА СУДОВОГО ДИЗЕЛЯ
Специальность 05.08.05 – Судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомогательные)
Автореферат
диссертации на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Астрахань, 2011
Работа выполнена в Каспийском государственном университете технологий и инжиниринга им. Ш. Есенова (КГУТиИ им. Есенова) и ФГОУ ВПО «Астраханский государственный технический университет» (ФГОУ ВПО «АГТУ») на кафедре «Судостроение и энергетические комплексы морской техники»
Научный руководитель: доктор технических наук, профессор
Дорохов Александр Федорович
Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор
Яхьяев Насредин Яхьяевич
кандидат технических наук
Романов Андрей Васильевич
Ведущая организация: ФГУ «Российский морской
Регистр судоходства», Астраханский филиал, г. Астрахань
Защита диссертации состоится 29 июня 2011г. в 1230 на заседании диссертационного совета Д 307.001.07 при ФГОУ ВПО «Астраханский государственный технический университет» по адресу: 414025, г. Астрахань, ул. Татищева,16, АГТУ, читальный зал 2-го учебного корпуса.
Отзывы на автореферат диссертации в двух экземплярах, заверенных печатью организации, просьба направлять Ученому секретарю диссертационного совета Д 307.001.02 по адресу: 414025, г. Астрахань, ул. Татищева, 16, кафедра «Судостроение и энергетические комплексы морской техники». Тел./факс (8512) 25-03-63, e-mail: [email protected].
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГОУ ВПО «АГТУ».
Автореферат разослан «____» мая 2011г.
Ученый секретарь диссертационного совета,
к. т. н., доцент 
Кораблин А. В.
Общая характеристика работы
Актуальность. Всемерное стремление к повышению эффективности и экономичности энергетических установок потребовало организации высокоэффективного рабочего процесса в условиях недостаточного объема для развития и сгорания топливных факелов, характерных для судовых малоразмерных дизелей. Судовые малоразмерные дизели типов Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 применяются в судостроении в качестве главных двигателей катеров, малых рыбопромысловых судов, рабочих спасательных шлюпок, а также в качестве вспомогательных для привода судовых электрогенераторов, компрессоров, насосов и различных комбинированных агрегатов. Мощностной ряд этих двигателей находится в пределах от 10 до 45 кВт, частота вращения коленчатого вала – в пределах от 1500 до 1900 об/мин. Организация рабочего процесса осуществляется двумя способами: вихрекамерным и объемно-пленочным с камерой сгорания в поршне. Согласно принятой в России «Концепции развития судостроения» определено, что вновь строящиеся суда должны будут комплектоваться энергетическими комплексами только Российского производства. В этой связи все двигателестроительные заводы России приступили к обновлению модельного ряда выпускаемой продукции с той целью, чтобы судовые двигатели по своему техническому уровню соответствовали лучшим мировым аналогам. Это относится и к двигателям, которые являются объектом исследования. Производитель этих двигателей ОАО «Завод ДАГДИЗЕЛЬ» (г. Каспийск) совместно с государственным научным центром НАМИ ведут разработку перспективного судового дизеля 4ЧН 9,5/11 с частотой вращения коленчатого вала 3000 об/мин, форсированного наддувом. Номинальная мощность двигателя должна составить 75 кВт, что более чем в три раза превышает мощность существующих прототипов.
Поскольку теплонапряженное состояние элементов рабочего цилиндра (цилиндровой втулки, поршня, крышки цилиндра) является одним из основных факторов, определяющих работоспособность двигателя, то задача исследования его теплового состояния: температур, температурных градиентов, распределения тепловых потоков и общих компонентов теплоты по статьям теплового баланса актуальна. В этой связи научной идеей диссертационной работы является необходимость поисковых работ по исследованию тепловой нагруженности деталей рабочего цилиндра судового малоразмерного дизеля с камерой сгорания в поршне.
Объект исследования – судовые малоразмерные двигатели типов Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11.
Цель работы разработка методологии комплексного теоретического, расчетно-аналитического и экспериментального определения тепловой нагруженности элементов рабочего цилиндра для выработки конкретных рекомендаций по конструктивному оформлению этих элементов для перспективного судового дизеля.
В ходе диссертационного исследования были поставлены и решены следующие научно-технические задачи:
– предварительные теоретические исследования основных физических закономерностей протекания процессов теплопроводности в цилиндре малоразмерного дизеля с камерой в поршне;
– исследования формирования тепловой нагрузки со стороны тепловоспринимающей и теплопроводящей поверхностей деталей цилиндра на различных режимах работы малоразмерного дизеля;
– расчеты по определению температурного состояния деталей цилиндра малоразмерного дизеля конечно-разностным методом;
– расчетно-экспериментальное определение располагаемой теплоты внутри цилиндра по статям теплового баланса судового дизеля.
– расчетно-аналитическое определение суммарной тепловой нагрузки цилиндровой втулки со стороны газов, от трения, от поршня.
– разработка рекомендаций, направленных на форсирование по частоте вращения коленчатого вала и среднему эффективному давлению судового малоразмерного дизеля с камерой сгорания в поршне.
Методы исследования. Были использованы теоретические и экспериментальные способы решения задач теплопередачи и теплообмена, исследования температурного состояния и температурных полей деталей цилиндра дизелей, научные разработки отраслевых научно-исследовательских организаций: ЦНИДИ, НАТИ, НАМИ, ХПИ и многих технических вузов и двигателестроительных заводов.
Исследование задач температурного состояния и температурных полей деталей цилиндра судового малоразмерного дизеля выполнено на основе теории теплообмена и дифференциального уравнения теплопроводности, решение которого обеспечил конечно-разностный метод.
Экспериментальное исследование проводилось на судовых дизелях 4Ч 8,5/11 с Nе =17,65 кВт и nном = 1500 об/мин и 4Ч 9,5/11 с Nе = 24 кВт и nном = 1500 об/мин при его работе по нагрузочной характеристике. Все исследуемые объекты оснащены средствами контроля и измерения параметров работы, обеспечивающими точность проводимых исследований в соответствии с нормами, установленными ГОСТ 10448 – 80, ГОСТ 30574 – 98, ГОСТ Р52517 – 2005, ГОСТ Р52408 – 2005.
Достоверность и обоснованность работы. Обоснованность результатов обусловлена корректным применением указанных методов исследования. Достоверность экспериментальных данных подтверждается статистической обработкой и сравнением результатов расчета предлагаемым методом с результатами экспериментального анализа.
Основные элементы научной новизны, которые выносятся на защиту:
– комплексные теоретические, расчетно-аналитические и экспериментальные исследования теплонагруженности элементов рабочего цилиндра (цилиндровой втулки, крышки цилиндра, поршня);
– обобщенная методика аналитического расчета суммарной тепловой нагрузки на цилиндровую втулку малоразмерного судового дизеля с учетом составляющих теплопередачи: от газов, трения и поршня;
– расчетно-аналитическое определение суммарной тепловой нагрузки на цилиндровую втулку от газов, трения и поршня судового малоразмерного дизеля.
Защищаемые элементы новизны дают результаты, необходимые для создания форсированного наддувом перспективного дизеля по среднему эффективному давлению и по частоте вращения коленчатого вала.
Практическая значимость. Работа направлена на решение актуальной практической задачи разработки методологии комплексного теоретического, расчетно-аналитического и экспериментального исследования тепловой нагруженности элементов рабочего цилиндра (поршня, крышки цилиндра, цилиндровой втулки) для разработки конкретных рекомендаций по конструктивному оформлению этих элементов для перспективного судового дизеля.
Апробация работы. Диссертационная работа получила апробацию при ежегодных обсуждениях на заседаниях кафедры «Судостроение и энергетические комплексы морской техники» ФГОУ ВПО «АГТУ» (2006, 2007, 2008, 2009, 2010, 2011 гг.). Основные положения диссертации докладывались на ежегодных научно-технических конференциях преподавателей и сотрудников ФГОУ ВПО «АГТУ» (2006, 2007, 2008, 2009, 2010, 2011 гг.); на региональной научно-практической конференции «Конструкторское и технологическое обеспечение надежности машин (г. Махачкала, 2006 г.); на 7 Межрегиональном научно-техническом семинаре «Актуальные проблемы судовой энергетики и машинодвижительных комплексов» на базе ФГОУ ВПО «АГТУ» (г. Астрахань, 2006 г.); на Международном научном семинаре «Перспективы использования результатов фундаментальных исследований в судостроении и эксплуатации флота Юга России» на базе ФГОУ ВПО «АГТУ» (г. Астрахань, 2008 г.). Кроме того, материалы диссертации докладывались на конференциях, проводившихся на базе Каспийском государственном университете технологий и инжиниринга им. Ш. Есенова.
Публикации. Материалы диссертации представлены в 7 публикациях, в том числе 5 по списку ВАК Министерства образования и науки России.
Структура и объем диссертации. Диссертация изложена на 128 страницах машинописного текста, содержит 18 таблиц и 24 рисунка. Работа состоит из введения, четырех разделов основного текста, заключения, списка использованной литературы из 164 наименований, в том числе 24 иностранных.
Основное содержание работы
Во введении обоснована актуальность темы, показана научная идея работы.
В первой главе проведены анализ показателей рабочего процесса двигателей – прототипов и обзор теоретических, расчетно-аналитических и экспериментальных исследований различных авторов по вопросам теплового состояния, теплопередачи и теплообмена в ДВС. Аналитический обзор опытно-конструкторских и научно-исследовательских работ, посвященных исследованиям судовых малоразмерных дизелей с камерой сгорания в поршне, позволил установить следующее: применение классической камеры сгорания типа ЦНИДИ обеспечивает снижение удельного расхода топлива и не требует организации закрутки воздушного заряда в цилиндре. Однако суженная горловина камеры сгорания типа ЦНИДИ приводит к перегреву деталей цилиндра вследствие интенсивного омывания их горящими газами, вытекающими из камеры в поршне. В результате перегрева наблюдается закоксовывание сопловых отверстий распылителя форсунки и растрескивание кромок горловины камеры в поршне и межклапанной перемычки крышки цилиндра, что обусловило необходимость установления нижней границы диаметра цилиндра (D) для применения и рационального использования классической камеры сгорания типа ЦНИДИ на уровне D не менее 100 мм. Доведенная в результате этих исследований для дизеля 4Ч 9,5/11 камера сгорания типа ЦНИДИ, представленная на рисунке 1 имеет дельтовидную форму с боковой поверхностью в виде усеченного конуса, обращенного меньшим диаметром к горловине. Переход от конусной боковой поверхности к плоскому днищу выполнен плавным, с радиусом 9,5 мм. Угол наклона боковой поверхности 45. Диаметр горловины камеры в поршне dг = 35 мм, глубина h = 22 мм, диаметр камеры dк = 47,5 мм. Данная модификация стала серийной. Кроме того, параллельно с серийной камерой сгорания типа ЦНИДИ была испытана цилиндрическая камера сгорания в поршне. На рисунке 2 показана нагрузочная характеристика дизеля 4Ч 9,5/11 при работе с различными камерами сгорания.
Рисунок 1 – Камера сгорания типа ЦНИДИ дизелей типа Ч 9,5/11
Рисунок 2 – Нагрузочная характеристика дизеля 4Ч 9,5/11
Наилучшими показателями по удельному расходу топлива и по скорости нарастания давления обладает камера сгорания типа ЦНИДИ, хотя температура выхлопных газов имеет большее значение, чем для других камер, что говорит о более высоком уровне температурного состояния деталей при таком способе смесеобразования. Тем не менее, высокие показатели по топливной экономичности и наилучшие пусковые качества предопределили использование камеры этого типа. Уровень температурного и теплонапряженного состояния элементов рабочего цилиндра экспериментально и расчетно-аналитически исследовался рядом ученых и специалистов промышленности, таких как: Н.Н. Иванченко, В.Н. Семенов, М.Я. Завлин, А.Ф. Дорохов, и др. В результате анализа выполненных научно-исследовательских работ было установлено, что комплексное исследование теплового состояния, включающее в себя все элементы рабочего цилиндра для двигателей с камерой сгорания в поршне, не проводилось, результаты исследований теплового состояния двигателей-прототипов можно экстраполировать на двигатели с более высоким уровнем форсирования. В результате проведенного анализа были сформированы цель и задачи диссертационной работы.
Вторая глава посвящена разработке теоретических предпосылок исследования процессов теплопередачи в цилиндре судового малоразмерного дизеля с камерой сгорания в поршне. В основу исследований было положено известное из теории теплообмена дифференциальное уравнение теплопроводности
устанавливающее зависимость между температурой T, временем и координатами х, у и z тела. Одно из основных допущений при исследовании теплового состояния деталей ДВС следующее: тепловое состояние считается установившимся для каждого рабочего режима работы двигателя. Тогда дифференциальное уравнение в стационарной постановке имеет следующий вид:
Для решения уравнения разработаны различные методы, для которых характерны как достоинства, так и недостатки. Вместе с тем решить в явном виде данное уравнение даже для простых задач стационарной и нестационарной теплопроводности сложно из-за большого количества факторов, подлежащих учету и определению. Вследствие этого приходится, путем использования различных допущений в ходе рассмотрения процессов теплопередачи в цилиндре дизеля, приводить уравнение к одномерной задаче, получив выражение для определения температуры в любой точке деталей, образующих рабочий объем цилиндра. Так, Г. Эйхельбергом получено выражение для определения температуры в любой момент времени в любой точке рабочего цилиндра для случая одномерного распространения теплоты
,
где а –температуропроводность; Х и текущая координата и текущее время, и порядок гармоники и циклическая частота колебаний.
Однако методы определения постоянных А, С и основаны на разложении в ряд Фурье с очень медленной сходимостью, что не позволяет их использовать на практике оценки температур в стенке камеры сгорания.
Для практического решения дифференциального уравнения теплопроводности с учетом сложности конструкции и условий работы деталей используются численные методы: метод конечных разностей и метод конечных элементов, которые дают возможность использовать пакеты прикладных программ для компьютерного решения подобных задач. При замене дифференциального уравнения разностным делается переход к уравнению, связывающему значения искомой функции лишь в отдельных дискретно расположенных точках, выбираемых так, чтобы они образовали квадратную сетку. Так, задача отыскания функции внутри области Cj, удовлетворяющей уравнению Лапласа и имеющей на границе области заданные значения, позволяет построить в координатах плоскости X – Y сетку, покрывающую область Cj. Сетка образована системой двух взаимно перпендикулярных линий, которые отстоят друг от друга на расстояние h. На построенной сетке необходимо выделить контур, наилучшим образом аппроксимирующий контур заданной области Cj. Этот контур ограничивает новую сетчатую область Cj, что позволяет вместо краевой задачи дифференциального уравнения для области Cj решать соответствующую ей краевую задачу уравнения в конечных разностях для области Cj.
Так, на базе представленных выше уравнений можно получить уравнение
,
справедливое для каждой точки с координатами X и Y внутри исследуемой области Cj. При количестве точек внутри области N, количество уравнений составит N, и получим систему уравнений с N неизвестных значений функции Т в рассматриваемых точках, т.е., решение краевой задачи предполагаемым методом сводится к решению системы линейных уравнений с большим числом неизвестных, что требует применения вычислительной техники с современным уровнем точности.
Для деталей, имеющих форму тел вращения и дисков, уравнение теплопроводности проще решать в цилиндрических координатах. В соответствии с этими принципами была решена задача определения температурного состояния цилиндровой втулки дизеля 4Ч 9,5/11 номинальной мощностью 23 кВт при частоте вращения 1500 об/мин с камерой сгорания типа ЦНИДИ в поршне. Поскольку температурное состояние по результатам экспериментальных исследований, проведенных во ФГОУ ВПО «АГТУ», было установлено осесимметричным, то дифференциальное уравнение теплопроводности в цилиндрических координатах было представлено в виде
Данное уравнение решалось в граничных условиях 1-го, 2-го и 3-го рода.
Рисунок 3 – Разрез стенки цилиндра с указанием рассматриваемых поверхностей
На рисунке 3 показаны границы тела и условия однозначности для каждой поверхности. Цифрами на рисунке 3 обозначены: 1, 1’ – верхняя и нижняя тепловоспринимающая поверхности; 2 – поверхность охлаждения; 3, 4 – верхние и нижние торцы цилиндра; 5 – направляющий поясок; 6, 7 – посадочные поверхности цилиндра; 8 – участок перехода. В результате решения поставленной задачи были получены поле температур по сечению цилиндровой втулки, значения температурных градиентов, эпюры локальных тепловых потоков по высоте втулки и определено общее количество теплоты, переданной в охлаждающую среду.
В соответствии с полученными результатами была выдвинута гипотеза об идентичности распределения тепловых потоков по высоте цилиндра для разных эксплуатационных режимов работы двигателя. В результате решения задачи были рассчитаны значения температур для другого эксплуатационного режима работы двигателя и получено близкое совпадение с расчетными данными, что подтвердило выдвинутую гипотезу.
В третьей главе выполнено расчетно-экспериментальное исследование распределения теплоты по элементам рабочего цилиндра. Оно заключалось в проведении термометрирования и теплобалансовых испытаний двигателя. На рисунке 4 представлена схема распределения внесенной в цилиндр с топливом теплоты по статьям теплового баланса, где Qт – располагаемая теплота; Qе – теплота, пошедшая на совершение полезной работы; Qвт – теплота, переданная через стенку цилиндровой втулки; Qрасс – теплота, рассеянная остовом дизеля; Ql – теплота, отведенная с охлаждающей водой; Qw.бл – теплота, отведенная с охлаждающей водой из блока цилиндров; Qнс – потерянная теплота в результате неполноты сгорания топлива; Qгц – теплота, переданная через огневое днище ГЦ; Q’г – внутренняя теплота, отведенная с отработанными газами за пределы двигателя; Qг – теплота, отведенная за пределы рабочего цилиндра.
Рисунок 4 – Схема распределения внесенной в цилиндр теплоты
по статьям энергетического баланса
Уравнение теплового баланса представлено в следующем виде:
Qт = Qe +Qвт + Qгц + Qг + Qнс ± Qнб,
Qт = Qе + Qw + Qг + Qнс + Qрасс + Qнб
Для проведения теплобалансовых испытаний система охлаждения экспериментальной установки была переоборудована. Полости охлаждения блока и крышки цилиндров были изолированы друг от друга. Вода подавалась в нижнюю часть крышки цилиндров от циркуляционного насоса и отводилась из её верхней части через крыльчатый расходомер в расширительный бачок, откуда она подавалась в теплообменник и далее опять в насос. Для охлаждения втулок цилиндров вода подавалась в нижнюю часть блока цилиндров насосом забортной воды и отводилась также через крыльчатый расходомер из его верхней части через специально сделанное отверстие во второй расширительный бачок и, далее, через второй теплообменник обратно в насос. Температуры воды контролировались на входе и выходе для каждой полости охлаждения. Теплообменники охлаждались независимо, от водопроводной магистрали с регулированием количества охлаждающей жидкости. Таким образом, можно было регулировать температуры воды на входе в блок и на выходе из крышки цилиндров, добиваясь их приближения к аналогичным параметрам при испытаниях дизеля с неразделенной системой охлаждения, что позволяло имитировать схожесть условий охлаждения. Данное преобразование экспериментальной установки вызвано тем, что исследовались тепловые балансы двигателя для двух способов охлаждения цилиндровых втулок: термосифонного, который применяется в серийных дизелях этого типа, и циркуляционного.
В результате проведения теплобалансовых испытаний было определено количество теплоты, отведенной в охлаждающую воду для цилиндра и цилиндровой крышки. Результаты испытаний сведены в таблицы 1 – 3.
Таблица 1 – Значения величин теплоотвода в охлаждающую воду
| Режим работы дизеля | Количество теплоты, отведенные с водой дизеля, % от Ре ном | |||||
| Qw, Вт | qw, % | Qw бл., Вт | qw бл., % | Qw гц, Вт | qw гц, % | |
| 110 | 5750 | 37,6 | 3747 | 24,6 | 2019 | 13,2 |
| 100 | 5124 | 40,1 | 3715 | 29,0 | 1153 | 9,0 |
| 75 | 3555 | 37,1 | 2114 | 22,5 | 1345 | 14,0 |
| 50 | 2662 | 38,0 | 1816 | 26,0 | 838 | 12,0 |
Таблица 2 – Расчетные значения количеств теплоты Qрасс и Q’г
| Режим работы дизеля, % от Ре ном | Количество теплоты | |||
| Qрасс, Вт | qрасс, % | Q'г, Вт | q 'г, % | |
| 110 | 215 | 0,4 | 3520 | 22,0 |
| 100 | 216 | 1,7 | 3127 | 24,4 |
| 45 | 216 | 2,2 | 2174 | 22,6 |
| 50 | 216 | 3,1 | 1566 | 22,4 |
Таблица 3 – Результаты расчета теплопередачи через огневое днище крышки цилиндров
| Режим работы дизеля, % Nе ном | Результаты расчетов и исходные данные | ||||
| g, г/ (кВт·ч) | Qт, Вт | qe, % | Qгц, Вт | qгц,% | |
| 110 | 265 | 15292 | 31,8 | 673 | 4,4 |
| 100 | 243 | 12811 | 34,3 | 653 | 5,1 |
| 75 | 245 | 9608 | 34,3 | 843 | 8,7 |
| 50 | 267 | 6986 | 31,5 | 246 | 7,8 |
Результаты теплобалансовых испытаний показали, что значительная часть теплоты отводится в систему охлаждения. Эта величина достигает 35 37 %, далее по уровню тепловых потерь следует теплота, отведенная с отработавшими газами. Данный уровень тепловых потерь даже для малоразмерных двигателей является достаточно большим. У двигателя с термосифонной системой охлаждения значительная часть теплоты отводится в виде скрытой теплоты парообразования.
На рисунках 5 и 6 дано сопоставление внутреннего и внешнего тепловых балансов дизеля с КС в поршне при циркуляционном охлаждении. Их анализ показывает практически полное совпадение основных статей балансов – по охлаждающей воде и по теплоте, переданной через стенки рабочего цилиндра. Сравнительно небольшая величина теплопередачи с отработанными газами ( 27 %) объясняется малыми размерами цилиндра дизеля, а, следовательно, значительной величиной относительной поверхности охлаждения.
Рисунок 5 – Внутренний и внешний тепловые балансы дизеля с камерой сгорания
в поршне и с термосифонным охлаждением
Рисунок 6 – Внутренний и внешний тепловые балансы дизеля с камерой сгорания
в поршне и с циркуляционным охлаждением
В четвертой главе выполнено расчетно-аналитическое исследование формирования суммарной тепловой нагрузки на цилиндровую втулку судового дизеля. Данное исследование включало в себя расчет локальных тепловых потоков, воспринимаемых цилиндровой втулкой и проверочный расчет. В ходе расчета были определены температура газов, коэффициенты теплоотдачи от газов в стенку и температура стенки цилиндра в зависимости от угла поворота коленчатого вала двигателя, которые приведены в таблице 4.
На рисунках 7 и 8 приведены графики зависимости температуры газов и коэффициента теплоотдачи г от газов к стенке цилиндра в функции от угла поворота коленчатого вала. В таблице 5 и на рисунке 9 приведены значения локальных тепловых потоков от газов в стенку цилиндра.
На рисунке 10 представлен график зависимости локальных тепловых потоков от газов в стенку цилиндра в зависимости от угла поворота коленчатого вала и от высоты цилиндра.
Таблица 4 – Значения температур Тг и Тст по углу ПКВ
| ° ПКВ | V, см3 | Тст, К | Тг, К | ° ПКВ | V, см3 | Рг Vт, Н/м | Rг, Дж/(кГ.град) | Тг, К |
| 0 | 45,9 | 516 | 305,0 | 180 | 825,6 | 77,854 | 287,2 | 341,0 |
| 10 | 53,3 | 512,7 | 307,0 | 190 | 821,2 | 79,082 | – | 346,4 |
| 20 | 75,3 | 503,8 | 309,0 | 200 | 808,0 | 79,426 | – | 347,9 |
| 30 | 110,8 | 491,8 | 311,0 | 210 | 786,1 | 78,060 | – | 341,9 |
| 40 | 158,2 | 471,1 | 313,0 | 220 | 755,4 | 75,767 | – | 331,8 |
| 50 | 215,2 | 467,0 | 315,0 | 230 | 716,3 | 72,561 | – | 318,0 |
| 60 | 279,3 | 459,0 | 317,0 | 240 | 669,1 | 73,802 | – | 323,3 |
| 70 | 347,8 | 452,8 | 319,0 | 250 | 614,5 | 73,924 | – | 324,0 |
| 80 | 418,0 | 448,5 | 321,0 | 260 | 553,4 | 74,151 | – | 325,0 |
| 90 | 487,3 | 445,6 | 323,0 | 270 | 487,3 | 74,432 | – | 326,0 |
| 100 | 553,4 | 443,8 | 325,0 | 280 | 418,0 | 74,915 | – | 328,1 |
| 110 | 614,5 | 442,6 | 327,0 | 290 | 347,8 | 84,620 | – | 370,6 |
| 120 | 669,1 | 441,9 | 329,0 | 300 | 279,3 | 108,173 | – | 473,8 |
| 130 | 716,3 | 441,5 | 331,0 | 310 | 215,2 | 131,982 | – | 578,1 |
| 140 | 753,4 | 441,2 | 333,0 | 320 | 158,2 | 152,394 | – | 667,5 |
| 150 | 786,1 | 441,0 | 335,0 | 330 | 110,8 | 166,787 | – | 730,5 |
| 160 | 808,0 | 440,9 | 337,0 | 340 | 75,3 | 188,800 | – | 826,9 |
| 170 | 821,2 | 440,8 | 339,0 | 350 | 53,3 | 202,396 | – | 886,5 |
| – | – | 440,76 | 341,0 | 360 | 45,9 | 275,597 | 287,60 | 1214,1 |
| 550 | 821,2 | 440,8 | 842,2 | 370 | 53,3 | 431,906 | 288,00 | 1900.1 |
| 560 | 808,0 | 440,9 | 753,3 | 380 | 75,3 | 444,496 | 288,20 | 1954,2 |
| 570 | 786,1 | 441,0 | 674,8 | 390 | 110,8 | 439,910 | 288,30 | 1933,3 |
| 580 | 753,4 | 441,2 | 632,1 | 400 | 158,2 | 408,045 | 288,33 | 1893,0 |
| 590 | 716,3 | 441,5 | 595,7 | 410 | 215.2 | 402,81 | 288,34 | 1770,0 |
| 600 | 669,1 | 441,9 | 568,0 | 420 | 279,3 | 398,455 | 288,35 | 1750,8 |
| 610 | 614,5 | 442,6 | 531,9 | 430 | 347,8 | 395,205 | 288,35 | 1736,5 |
| 620 | 553,4 | 443,8 | 489,4 | 440 | 418,0 | 352,500 | 288,35 | 1549,0 |
| 630 | 487,3 | 445,6 | 469,0 | 450 | 487,3 | 313,480 | 288,35 | 1377,4 |
| 640 | 418,0 | 448,5 | 427,5 | 460 | 553,4 | 304,944 | 288,35 | 1340,0 |
| 650 | 347,8 | 452,8 | 400,6 | 470 | 614,5 | 296,988 | 288,35 | 1305,0 |
| 660 | 279,3 | 459,0 | 380,1 | 480 | 669,1 | 269,848 | 288,35 | 1185,7 |
| 670 | 215,2 | 467,0 | 365,1 | 490 | 716,3 | 261,423 | 288,35 | 1148,7 |
| 680 | 156,2 | 471,1 | 352,7 | 500 | 755,4 | 258,077 | 288,35 | 1054,0 |
| 690 | 140,8 | 491,8 | 341,9 | 510 | 786,1 | 254,042 | 288,35 | 1006,2 |
| 700 | 75,3 | 503,8 | 331,5 | 520 | 808,0 | 212,746 | 288,35 | 934,8 |
| 710 | 53,3 | 512,7 | 320,6 | 530 | 821,2 | 199,798 | 288,35 | 877,9 |
| 720 | 45,9 | 516,0 | 305,0 | 540 | 825,6 | 193,438 | 288,35 | 850,6 |
Таблица 5 – Значения локальных тепловых потоков от газов в стенку цилиндра
| ° ПКВ | S, мм | qг, Вт/м2 | ° ПКВ | S, мм | qг, Вт/м2 | Z, мм | qг, Вт/м2 |
| 0 | 0 | 229916,3 | 100 | 71,538 | 44518,0 | 5 | 297931,6 |
| 10 | 1,0528 | 340100,7 | 110 | 80,173 | 38605,0 | 25 | 144619,5 |
| 20 | 4,16 | 301360,4 | 120 | 87,904 | 32263,7 | 45 | 88850,0 |
| 30 | 9,17 | 259438,9 | 130 | 94,508 | 28974,9 | 65 | 50582,5 |
| 40 | 15,844 | 198764,5 | 140 | 100,109 | 24937,1 | 85 | 34645.7 |
| 50 | 23,875 | 148116,8 | 150 | 104,433 | 23689,0 | 105 | 23601,1 |
| 60 | 32,904 | 120068,0 | 160 | 107.526 | 23211,8 | ||
| 70 | 42,551 | 97478,2 | 170 | 109,382 | 22911,0 | ||
| 80 | 52,437 | 72335,9 | 180 | 110,0 | 22614,0 | ||
| 90 | 62,205 | 53175,1 |
Учитывая, что теплота, воспринимаемая поршнем от газов, и теплота, выделившаяся в результате трения поршня в цилиндр, полностью передаются цилиндровой втулке, были проведены расчеты и определены плотности тепловых потоков, передаваемых цилиндровой втулке от трения поршневых колец, юбки поршня, и суммарные теплопередачи от поршня к стенке цилиндра.
Рисунок 7 – Зависимость температуры газов от угла поворота коленчатого вала
Рисунок 8 – График зависимости коэффициента теплоотдачи г от газов
к стенке цилиндра в функции от угла поворота коленчатого вала
На рисунке 11 показаны эпюры плотности тепловых потоков по элементам и эпюра суммарного теплового потока, полученные путем расчета. Расчетно-аналитически определены тепловые потоки от газа, поршня, теплопередачи через поршень, а также определен суммарный тепловой поток, который оказывает действие на цилиндровую втулку. Эти данные приведены в таблице 6. Количество теплоты, переданное посредством теплопередачи от газов через поршень в цилиндровую втулку, показано на рисунке 12.
Рисунок 9 – График зависимости значений локальных тепловых потоков qг
от газа в стенку цилиндра в функции угла поворота коленчатого вала
Рисунок 10 – Плотность теплового потока от газов в стенке цилиндра в зависимости от его высоты z
Рисунок 11 – Эпюры плотности теплового потока по высоте цилиндра
вследствие температурного напора
Таблица 6 – Значения тепловых потоков по высоте цилиндра
| Z, мм | qтр.п., Вт/м2 | qt.п., Вт/м2 | qг, Вт/м2 | q, Вт/м2 |
| 5 | 0 | 0 | 297931,6 | 297931,6 |
| 25 | 2793,5 | 4055,9 | 144619,5 | 151468,9 |
| 45 | 23059.6 | 9077,1 | 88850,0 | 120986,7 |
| 65 | 46625,4 | 9077,1 | 50582,5 | 106285,0 |
| 85 | 44558,0 | 9077,1 | 34645,7 | 88280,8 |
| 105 | 43355,0 | 9077,1 | 23601,1 | 76033,2 |
Рисунок 12 – Графики суммарного теплового потока q
Основные результаты и выводы
Подводя итог выполненной работы, отметим, что теоретические и экспериментальные исследования тепловой нагруженности элементов рабочего цилиндра судового малоразмерного дизеля позволяют оценить теплонапряженность основных элементов рабочего цилиндра дизеля (поршня, крышки цилиндра, цилиндровой втулки) с целью разработки рекомендаций для ведения работ по форсированию дизелей типа Ч 9,5/11 путем газотурбинного наддува, предполагая при этом, что новый дизель 4ЧН 9,5/11 будет развивать мощность в 75 кВт.
Таким образом, по проведенным исследованиям сделаны следующие выводы:
– по результатам расчетно-экспериментального исследования теплонагруженности элементов рабочего цилиндра судового малоразмерного дизеля с достаточно большой степенью уверенности можно утверждать, что существующей в настоящее время системе охлаждения и конструкционным решениям по крышке цилиндра и поршню не удается обеспечить их теплонапряженность на уровне, гарантирующем обеспечение назначенного ресурса;
– процессы теплопередачи в цилиндре малоразмерного дизеля реализуются в условиях весьма ограниченного объема и компактного размещения деталей цилиндра, обуславливающих их интенсивное омывание как свежим воздушным зарядом, так и горящими газами;
– среди методов теоретического исследования для малоразмерных дизелей предпочтение следует отдать численным методам, а именно конечно-разностному методу решения дифференциальных уравнений теплопроводности в численных производных, который позволяет наиболее эффективно получить данные о распределении температуры и параметров теплообмена в цилиндре дизеля в зависимости от его конструкции, среднего эффективного давления и средней скорости поршня;
– исследования показали, что уровень тепловых потерь в систему охлаждения чрезвычайно высок даже для малоразмерного дизеля. При этом из 40 % потерь около 30 % приходится на теплоотвод от цилиндровой втулки;
– термосифонный принцип охлаждения цилиндровой втулки не решает задачу снижения тепловых потерь, т. к. значительная часть теплоты отводится в виде скрытой теплоты парообразования;
– двигатели типов Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 идентичны по конструкции, способам смесеобразования и охлаждения, поэтому можно считать одинаковыми уровни тепловых потерь в охлаждении, а, следовательно, и оценку уровня теплонапряженности.
Основные положения диссертации опубликованы в работах:
1. Аливагабов М. М., Гасангусейнов Г. О., Сатжанов Б. С. К вопросу выбора камеры сгорания для судовых малоразмерных дизелей Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11. // Конструкторское и технологическое обеспечение надежности машин: Материалы науч. конф. Махачкала: ДГТУ, 2006. [под общ. ред. Н. Я. Яхьяева] / Дагестан. гос. техн. ун-т. – Махачкала: ДГТУ, 2006. – 188 с. – С. 148 – 151.
2. Сатжанов Б. С., Исаев А. П. Особенности организации рабочего процесса в судовых высокооборотных дизелях. // Проблемы управления качеством в машиностроении: Материалы Всерос. науч.-практ. конф. – Махачкала: ДГТУ, 2007. – 234 с. – С. 148 – 151.
3. Сатжанов Б. С. Моделирование теплопередачи в головке цилиндров судового дизеля. // Проблемы управления качеством в машиностроении: Материалы Всерос. науч.-практ. конф. – Махачкала: ДГТУ, 2007. – 234 с. – С. 152 – 157.
4. Сатжанов Б. С., Исаев А. П. Экспериментальное исследование температурного состояния цилиндрической камеры сгорания в поршне судового высокооборотного дизеля. // Проблемы управления качеством в машиностроении: Материалы Всерос. науч.-практ. конф. – Махачкала: ДГТУ, 2007. – 234 с. – С. 158 – 160.
5. Сатжанов Б. С. Моделирование теплопередачи в цилиндре поршневого двигателя. // Вестник Астрахан. техн. гос. ун-та. Морская техника и технология. – 2008. – № 5 (46). – С. 143 – 148. (По списку ВАК РФ).
6. Зеббар Дж., Сатжанов Б. С. Исследование функций локальных тепловых потоков по поверхности охлаждения втулки цилиндра. // Вестник Астрахан. гос. техн. ун-та. Морская техника и технология. – 2009. – № 1. – С. 239 – 244. (По списку ВАК РФ).
7. Дорохов А. Ф., Сатжанов Б. С. Расчетно-экспериментальное исследование температурного состояния цилиндра судового дизеля. // Вестник Астрахан. гос. техн. ун-та. Морская техника и технология. –2010. – № 1 – С. 100 – 104. (По списку ВАК РФ).
