Расчетно-теоретические методы оценки эффективности систем воздушного охлаждения дизелей
На правах рукописи
Саибов Абдуназар Алиевич
РаСЧЕТНО-ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ МЕТОДЫ ОЦЕНКИ ЭФФЕКТИВНОСТИ СИСТЕМ ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ ДИЗЕЛЕЙ
Специальность 05.04.02 – Тепловые двигатели
Автореферат
диссертации на соискание ученой степени
доктора технических наук
Cанкт- Петербург – Пушкин - 2010
Работа выполнена на кафедре “Ремонт машин и технология металлов”
Таджикского аграрного университета.
Официальные оппоненты:
Зуев Анатолий Алексеевич, доктор технических наук, профессор
Куколев Максим Игоревич, доктор технических наук, профессор
Безюков Олег Константинович, доктор технических наук, профессор
Ведущее предприятие: ОАО «Владимирский моторо-тракторный завод»
Защита состоится «24» сентября 2010 года в 13.30 часов на заседании диссертационного совета Д 220.060.05 при Санкт-Петербургском государственном аграрном университете по адресу: 196601 г. Санкт-Петербург-Пушкин, Петербургское ш., 2, ауд.2.529
E-mail: [email protected]
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного университета
Автореферат разослан «__» _______ 2010 года.
Отзыв на автореферат, заверенный печатью организации, просим направлять по указанному адресу.
Ученый секретарь диссертационного совета,
профессор, доктор технических наук Т.Ю.Салова
Общая характеристика работы
Актуальность проблемы. Снижение уровня тепловой напряженности деталей двигателей с воздушным охлаждением (ДВО), находящихся в непосредственном соприкосновении с горячими газами, представляет одну из важных, трудноразрешимых проблем. Реальная близость верхнего уровня температуры цилиндров, поршней и головок цилиндров к предельным значениям сдерживает дальнейшее форсирование ДВО и отрицательно сказывается на показателях надежности в условиях жаркого климата. Не меньшее значение имеет снижение неравномерности распределения тепловых потоков по поверхностям перечисленных деталей, вызывающей различные по величине термические деформации, износы и прочие дефекты.
Несмотря на это ДВО продолжают успешно применяться, хотя их относительное количество в общем выпуске двигателей внутреннего сгорания (ДВС) уменьшилось. Однако, органические эксплуатационные преимущества этих двигателей будут и далее побуждать разработчиков и производителей к дальнейшему совершенствованию дизелей этого типа.
Проблема достижения высокого технического уровня дизелей с воздушным охлаждением заключается не только в совершенствовании конструкции и технологии производства, но и в уточнении и дополнении известных теоретических положений. Прогресс в теории газовой динамики и процессов теплопереноса позволяет отказаться от эмпирических и полуэмпирических, а порой и ошибочных положений и выдвигает на передний план создание методов расчета систем охлаждения с позиций эффективного использования теплоты сгорания топлива.
Настоящая диссертационная работа посвящается решению проблем, которые способствуют повышению эффективности систем охлаждения ДВО, что делает эту задачу актуальной.
Цель исследования – повышение эффективности работы систем воздушного охлаждения дизелей.
Объекты исследования – дизели с воздушным охлаждением.
Научную новизну представляют:
- метод формализации теплоотдачи в виде симметричных пульсаций интенсивности теплообмена между стенками и рабочей средой в любой фазе термодинамического цикла;
- метод анализа влияния кинематики и динамики движения воздушного потока в межреберных каналах цилиндров на теплоотдачу;
- математическая модель движения воздушного потока в межреберных каналах головки цилиндров;
- усовершенствованная методика определения конструктивных параметров камеры сгорания и системы охлаждения дизеля для обеспечения желаемого характера протекания рабочего процесса и теплопередачи;
- формализованная схема анализа параметров движения воздушного потока на трассе от вентилятора до входа в межреберные каналы цилиндров и их головок на теплопередачу;
- закономерности изменения теплофизических свойств воздушного потока при его движении в системе воздушного охлаждения дизелей.
Практическая ценность работы:
- в определении оптимального отношения l/h, обеспечивающего повышение числа Нуссельта (Nu) более чем в два раз, соответственно, улучшение эффективности теплообмена на границе «стенка- охлаждающая среда(воздух)»;
- метод оценки эффективности теплопередачи, обеспечивающий объективный прогноз технического уровня систем охлаждения на стадии проектирования дизелей;
- рекомендации по совершенствованию конструкций систем воздушного охлаждения дизелей;
- опытные образцы с эффективными системами воздушного охлаждения дизелей.
На защиту выносятся следующие результаты и основные положения работы:
- обобщенный метод анализа теплопередачи от рабочего тела в стенки деталей, образующих камеру сгорания, учитывающий влияние их теплофизических свойств и толщины на осредненный коэффициент теплоотдачи, позволяющий обходиться без традиционного теплообменного эксперимента;
- формализованная схема анализа параметров движения воздуха на трассе от вентилятора до входа в межреберные каналы цилиндров и их головок, с выделением, с учетом турбулентности, факторов, влияющие на динамику движения воздуха и теплообмен,;
- математическое описание движения потока в межреберных каналах головки цилиндров и теплообмен с охлаждающей средой, схематизация течения идеального газа в призматическом канале, образованном симметрично расположенными ребрами соседствующих головок;
- математическая модель движения потока в межреберных каналах цилиндров и теплообмен с охлаждающей средой, которое допустимо рассматривать как движение идеального газа в призматических каналах в полярной системе координат лишь в случае, когда параметры ребер по всему периметру окружности неизменны, и каждый из них снабжено дефлектором; во всех других случаях схематизация потока должна производиться применительно к отдельным (характерным) участкам тракта, но с учетом приоритета сопротивления в минимальном проходном сечении;
- осевой вентилятор с заданным продольным профилем в форме соплового аппарата, состоящего из конфузора в направляющем аппарате, переходящего в диффузор в нагнетательном участке. Цель - устранение обратных токов и вредного влияния втулочного характера движения потока воздуха в подкожухном пространстве;
- система воздушно-масляного охлаждения, обеспечивающая нормальное функционирование дизелей 4Ч10.5/12.0 форсированных по среднему эффективному давлению до 1.6 МПа.
Реализация работы. Основные теоретические положения и методология оценки эффективности теплопередачи и разработанные в ходе исследований элементы конструктивных решений системы воздушного охлаждения дизелей
переданы в ГСКБ по дизелям малого литража ОАО «Владимирский моторо - тракторный завод» (ВМТЗ) для производственного использования.
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и получили одобрение на международных научно - технических конференциях Владимирского государственного университета и Санкт-Петербургского аграрного университета в 1989г., 1992г., 1993г., 1997г., 2008-2009 г.г., а также на ежегодных научных конференциях ТАУ 1978 – 2009г.г.
Публикации. Основное содержание диссертации отражено в 27 научных статьях и 1 монографии, общим объемом более 20 п. л.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, 5 глав, общих выводов, библиографического списка и приложений, изложенных на 392 стр. машинописного текста. Оно включает в себя: - 326 учетных стр. текста; - 187 рисунков; - 6 таблиц; - 224 наименования использованных литературных источников, в том числе - 45 на английском, немецком и др. языках; - 8 приложений (47 таблиц и 29 рисунков).
В главе I “Состояние проблемы и постановка задач исследования” на основе исторического анализа развития мирового моторостроения показано, что ДВО прошли довольно сложный путь становления, прежде чем они смогли составить достойную конкуренцию двигателям с жидкостным охлаждением (ДЖО).
Анализ опыта работы крупнейших фирм (Klckner-Humboldt Deutz AG, Xaver Fendt & Co, Eicher и др.), позволяет утверждать, что ДВО достойно занимают свою нишу в общем объеме энергетических установок, применяемых в самых различных отраслях производства и оснований для отнесения их в разряд бесперспективных или малоэффективных нет. Вскрытые преимущества ДВО ведущих западноевропейских фирм и недостатки дизелей ОАО ВМТЗ, позволяющие с определенной долей оптимизма полагаться на сохранение достигнутого рейтинга при условии систематического повышения их технического уровня посредством повышения термического КПД цикла, включающего в себя:
- совершенствование рабочего процесса сокращением продолжительности впрыскивания топлива и индукционного периода использованием системы Common Rail или двухстадийного впрыскивания топлива в теплоизолированную предкамеру сгорания типа Sectional View of Two-Stage Combustion Type Cylinder Unit;
- улучшение условий газообмена применением системы High Compression Swirl;
- снижение неэффективных потерь теплоты, с помощью наддува, тепловой изоляции элементов камеры сгорания, введением дополнительно цикла Ренкина;
- устранение недостатков существующей системы охлаждения и реализация нетрадиционных технических решений.
Несмотря на многочисленность и разноплановость работ, посвященных теории и практике совершенствования методов исследования, повышения объективности и корректности оценок, а также совершенствованию конструкции систем воздушного охлаждения дизелей, имеет место серьезная проблема, заключающаяся в количественном и качественном анализе эффектов влияния характеристик теплопередающей стенки на значения экспериментальных коэффициентов теплоотдачи на различных участках теплообмена, сдерживающая повышение среднего эффективного давления до уровня 1.6 МПа.
Исследования системы воздушного охлаждения, в подавляющем большинстве, носят экспериментальный характер, а результаты, как правило, - являются решением частных задач, не предусматривающих кардинального изменения конструкции или принципов ее проектирования.
Анализ современных методов и критериев оценки технического уровня систем воздушного охлаждения показывает, что к их числу следует относить:
- удельную производительность вентилятора, которая в расчете на одну
цилиндровую секцию должна составлять 425...600 м3/ч;
- удельную тепловую нагрузку на вентилятор – 14.3…16.7 (Втч)/м3;
- удельную площадь поверхности охлаждения – 0.049...0.087 м2/кВт;
- величину напора в тракте - 100...200 Па;
- величину затрат мощности на привод вентилятора - (0.03...0.07)Ne.
Процедура оптимизации существенно осложняется уже при более двух критериев, а при четырех и более критериях задача становится неразрешимой. При раздельном использовании каждого из этих критериев вытекает, что из всего ряда дизелей 4Ч10.5/12.0 в рамки требований укладываются двигатели с 
МПа. Однако многолетний опыт эксплуатации дизелей с 
МПа показывает, что технический уровень системы охлаждения удовлетворителен даже в условиях резко-континентального климата.
В становление теории теплопередачи от рабочего тела в камеру сжатия большой вклад внесли Белинкий Л.М., Брилинг Н.Р., Вошни Г., Костров А.В., Нуссельт В., Огури Т., Пфлаум В., Шиткей Г., Эйхельберг Г. и другие ученые. Обострение научного интереса к данной проблеме в последние десятилетия объясняется попытками адиабатизации термодинамического цикла применением теплоизоляционных покрытий и составных конструкций поршней и цилиндров.
Особое место в ряду исследований систем воздушного охлаждения двигателей занимают монографии Поспелова Д.Р., отличающиеся фундаментальностью теоретических подходов, наличием методик расчета и проектирования отдельных элементов и системы в целом. Вместе с тем, ряд теоретических положений устарел или в методологическом плане ошибочен; это стало сдерживающим фактором при проектировании форсированных ДВО или двигателей с повышенными тепловыми потоками в рабочем цикле.
К недостаткам существующей теории, на наш взгляд, относятся:
- схематизация теплопередачи от рабочего тела деталям, ограничивающим камеру сгорания в виде стационарного процесса с 
, в то время как в действительности это периодический процесс, требующий учета пульсационной составляющей;
- отсутствие критериев стационарности процесса теплопередачи, без которых невозможно вести расчеты или прогнозировать стабилизацию температурного режима на заданном уровне;
- схематизация движения в виде обтекания гладкого цилиндра безграничным потоком охлаждающего воздуха, т. е. игнорирование наличия кожуха вентилятора, дефлекторов и множества деталей, влияющих на формирование характера и режима течения газа перед цилиндрами;
- использование теории продольного обтекания безграничным потоком газа плоской пластины неприемлемо для формализации реальных процессов теплообмена между ребром и охлаждающей средой;
- не дается оценка влияния температурного пограничного слоя и изменения температуры и теплофизических свойств воздуха по мере движения и теплообмена внутри межреберных каналов;
- в существующей теории не учитывается влияние условий реальной эксплуатации на тепловое состояние дизеля, в том числе действительного состояния атмосферы и вероятности загрязнения системы охлаждения пылью и посторонними предметами, что не позволяет прогнозировать периодичность и трудоемкость ТО;
- метод конечных элементов, используемый для исследования теплонапряженного состояния деталей двигателя, хотя и весьма полезен, но не является методом оценки технического уровня систем охлаждения.
На основании выполненного обзора состояния вопроса по повышению эффективности системы воздушного охлаждения и выводов по данной главе сформулированы следующие ЗАДАЧИ исследования:
- усовершенствовать метод расчета теплопередачи от рабочего тела в стенки камеры сгорания;
- разработать метод анализа влияния кинематики и динамики движения воздушного потока на теплообмен в каналах цилиндров и их головок;
- усовершенствовать методику определения конструктивных параметров камеры сгорания и системы охлаждения дизеля для обеспечения желаемого характера протекания рабочего процесса и теплообмена;
- выполнить экспериментальные исследования по выявлению зависимости частоты вращения вентилятора на теплофизические характеристики воздушного потока;
- провести стендовые моторные испытания дизеля Д-144 с предлагаемыми вариантами конструкций систем охлаждения в экстремальных условиях;
- провести эксплуатационные испытания дизелей Д-144 на тракторе Т28Х4М в составе МТА на наиболее энергоемких операциях с модернизированной системой охлаждения дизеля, с оценкой её эффективности и надежности.
Во второй главе “Теоретические основы процессов теплообмена в дизелях. Критерии оценки и оптимизации параметров системы охлаждения” показаны современные математические методы решения задач теплопередачи, их сильные и слабые стороны, а также изложена собственная позиция.
Совокупность начальных и граничных условий называемая краевыми условиями, однозначно определяет задачу нестационарной (или стационарной) теплопроводности гильзы и поршня. Точность задания временных и пространственных краевых условий решающим образом отражается на рассчитанных температурных полях и напряжениях гильзы и поршня.
Начальные условия задаются в виде закона распределения температуры внутри тела в начальный момент времени:
, (1)
где 
- известная функция.
При детальном рассмотрении любого стационарного процесса теплообмена в двигателе всегда можно выделить периодические, квазипериодические и различного рода пульсации скоростей, давлений и температур. К таковым, прежде всего, необходимо отнести:
- вихревое турбулентное движение рабочего тела в камере сгорания, приводящее к стохастическим изменениям толщины вытеснения не только динамического турбулентного слоя, но и температурного, следовательно, и характера плотности теплового потока, как пространственного, так и временнго;
- испарение капель и пленки впрыснутой дозы топлива (имеющих стохастически распределенные размеры и молекулярный состав) на стенке камеры сгорания с характерным температурным полем, распределенным в зависимости от толщины, формы и материала, которое вызывает не только вероятностно распределенную плотность теплового потока, но и влияет на его вектор;
- волновой характер изменения давления, вихревой характер движения и турбулентность газа в пристеночных слоях, а также стохастически распределенные локальные зоны очагов воспламенения и цепной характер сгорания топливовоздушной смеси являются определяющими факторами пространственного и временнго распределения плотности теплового потока и температурного напора;
- структура конструкционного материала и наличие в нем нерастворенных примесей, размеры и ориентация зерен, дефекты кристаллической решетки, а также наличие окисной пленки вносят существенную коррекцию локальных значений и векторов теплового потока в теле детали;
- пленочное кипение на теплоотдающей стенке детали в системе жидкостного охлаждения, когда имеет место стохастическое чередование протяженности участков поверхности теплообмена, покрытых тонкой паровой пленкой, через которую перенос теплоты осуществляется, главным образом, теплопроводностью, определяет стохастический характер плотности теплового потока;
- турбулентный режим движения теплоносителя относительно теплоотдающей стенки детали в системе воздушного охлаждения, приводящий к пульсациям толщины температурного пограничного слоя и величины коэффициента аккомодации, которые определяют пространственную и временную характеристику локальной плотности теплового потока.
Пульсации характеристик теплообмена, в общем случае являются пространственно-временными, но зачастую исследователи ограничиваются пространственной задачей, что автоматически приводит решение к стационарному виду.
Методы формализации математических моделей подобных процессов многообразны. Это описание их периодическими функциями, с последующим разложением их в ряд Фурье и интегрированием (например, при обработке индикаторных диаграмм). Это может быть спектральным представлением периодического или стохастического процесса, с последующим представлением амплитудно-частотных характеристик, спектральной плотности, в котором квадрат модуля амплитудно-частотной характеристики и будет являться математической моделью процесса в операторном виде.
Адекватность математической модели теплоотдачи оценивается сопоставлением температурных полей деталей, ограничивающих камеру сгорания, полученных расчетным и экспериментальным путем.
Важность учета пульсаций и вектора плотности теплового потока в течение одного цикла заключается в том, что современное техническое обеспечение экспериментальных исследований не позволяет с достаточной точностью фиксировать подобные процессы, в силу чего часть информации оказывается скрытой от исследователя, что порой приводит к неточным или ошибочным толкованиям процессов теплопередачи. Например, используемые для регистрации температурных полей средства измерения (термопары ТХА-081, ТХА-284) имеют постоянную времени 50…60 с, а их тепловая инерционность 85…270 с. Показатель тепловой инерционности термопар ТХК-0515, при измерении температуры газа до 560 0С, давлении 14 МПа и скорости его движения 40…45 м/с, равен 120 с.
Период термодинамического цикла двигателя кратен частоте вращения ведущего вала и имеет порядок 10…35 mc. Это означает, что экспериментально полученные температурные поля деталей ЦПГ оказываются существенным образом нивелированными. Поэтому нет никаких оснований для признания достоверности утверждений Кузьмина Н. А. о величине ошибки эксперимента 3% или Арипжанова М. М. - 6…7%. Очевидно, полученные исследователями результаты не в полной мере отражают действительные процессы теплопередачи, так как ограничены аппаратурными возможностями эксперимента.
Нами предлагается метод формализации закономерности теплоотдачи, в виде симметричных пульсаций интенсивности теплообмена между стенками, ограничивающими камеру сгорания и рабочим телом в любой фазе термодинамического цикла. Он предусматривается для использования, как на стадии проектирования двигателей, так и на стадии доводочных испытаний, при оценке эффективности принятых решений.
С физической точки зрения ступенчатый закон изменения коэффициента теплоотдачи представляет собой некоторый упрощенный, прямоугольный вид симметричных пульсаций интенсивности теплообмена, который может служить моделью для расчетно-аналитического описания более сложных процессов.
В нашем представлении, характеристикой действительного коэффициента теплоотдачи может являться функция 
, расчет которой выполняется по известным формулам:
на линии (
- 
) сжатия - 
;
на участке (
- 
) сгорания - линейно, на (
- 
) - 
= const;
на линии ( - ) расширения - ;
на линии ( - ) газообмена – линейно (см. рис. 1а).
Функция 
преобразуется в симметрично-ступенчатую периодическую функцию, интегрированием участков, соответствующих тактам “впусксжатие” и “сгорание-расширениевыпуск”, и вычисляется среднее значение температуры. Полученный стационарный пульсирующий термодинамический цикл (пунктирные линии на рис. 1а) характеризуется средним значением 1065K (штрихпунктирная линия) и амплитудой пульсации 870K. Очевидно, что вектор теплового потока не во всех случаях будет направлен в тело деталей, ограничивающих камеру сгорания.
Определяющими факторами вектора теплоотдачи являются теплоемкость, объем (или масса) теплопередающего тела, а также теплофизические свойства, динамика движения теплоносителя (охлаждающей жидкости или воздуха) и площади поверхностей теплообмена.
Рис. 1. Схематизация изменения температуры рабочей среды в камере
сгорания дизеля 4Ч10.5/12.0 с 
МПа в виде пульсационного
стационарного (б) процесса относительной теплоотдачи:
при 
, 
при 
.
Индексы при T обозначают температуру газа в камере сгорания: а – на впуске;
н. в. – в начале впрыскивания топлива; н. г. – в начале горения; z – в конце видимого
горения; н. рас. – в начале расширения; b - в конце расширения; r - остаточных газов.
Допустим, что имеются идеальные средства измерения мгновенных, локальных значений температур и тепловых потоков в произвольных точках потока теплоносителя и теплопередающей стенки, позволяющие определять как актуальные поля температур и тепловых потоков, так и их флуктуации в пространстве и во времени, средние значения и любые другие характеристики. В частности, на поверхности теплообмена значения температур (точнее, температурных напоров, т. е. температур, отсчитанных от характерного для задачи уровня) и тепловых потоков можно представить в форме: 
; (2)
, (3)
т. е. записать их в виде суммы осредненных величин и пульсаций. Процедура осреднения понимается здесь как определение среднего вдоль поверхности и по времени - для общего случая пространственно-временных пульсаций характеристик процесса.
Формализуем понятие мгновенного действительного (reality) коэффициента теплоотдачи, определяемого на основе (2) и (3):
. (4)[1]
Этот коэффициент также можно представить в виде суммы осредненной части 
и пульсационной составляющей 
: 
. (5)
Будем называть его осредненным действительным коэффициентом теплоотдачи. Разделив уравнение (5) на, получим относительную характеристику теплоотдачи в пульсационном стационарном процессе, представляемом графиком на рис. 1б: 
.
Традиционно, расчеты величины осредненного температурного напора 
на поверхности теплообмена и осредненной плотности теплового потока 
выполняются по результатам экспериментального определения температурных полей, а потому далее будем его называть реализованным [2] или фактическим коэффициентом теплоотдачи 
. (5)
Реализованные величины 
используются при проектировании систем охлаждения, при проведении поверочных тепловых расчетов двигателей и оценке эффективности их систем охлаждения.
Допустим, что для исследуемого процесса с пульсирующими параметрами известен во всех количественных и качественных деталях мгновенный действительный коэффициент теплоотдачи :
, (6)
где и z - соответственно время и координата вдоль поверхности теплообмена.
Согласно самой структуре обсуждаемых процессов теплообмена функция (6) должна носить периодический, квазипериодический или общий флуктуационный характер, изменяясь около своего среднего уровня 
:
. (6а)
Этой информации в принципе достаточно для определения актуальных температурных напоров 
и тепловых потоков 
в массиве теплопередающей стенки, следовательно, и на поверхности теплообмена. Тогда, расчет можно свести к решению краевой задачи нестационарной теплопроводности
(7)
при граничном условии III-го рода на теплообменной поверхности
(8)
и при удовлетворяющем нас термическом граничном условии на внешней поверхности стенки.
Обязательным условием обеспечения достоверности функции 
является точность измерения и расчета величин 
и 
, так как вычисленные поля температурных напоров 
и тепловых потоков 
должны быть адекватны действительным величинам, которые можно было бы в принципе зарегистрировать в гипотетическом идеальном эксперименте.
По известным полям величин 
и 
можно определить их средние значения 
и 
, а затем по уравнению (5) и реализованный коэффициент теплоотдачи. Коэффициент 
зависит от теплофизических свойств материала стенки, ее толщины и рода термического граничного условия на внешней поверхности стенки. При этом в общем случае будем иметь:
, (9)
т. е. реализованный коэффициент теплоотдачи не равен среднему действительному значению той же величины.
Схема изложенной последовательности процедуры, при которой задается зависимость 
, и затем из решения краевой задачи для уравнения теплопроводности в стенке определяется величина 
, представляет суть данного метода.
Плотность теплового потока от рабочего тела в стенки деталей, ограничивающих камеру сгорания, вычисляется по формуле
, (10)
где 
- цикловая подача топлива, г/ц;
- коэффициент неучтенных потерь теплоты, 
= 0.038;
0 - временной период пульсаций действительного коэффициента теплоотдачи, с/цикл;
- осредненная площадь поверхности, воспринимающей теплоту рабочего тела, м2.
Величина 0 характеризует продолжительность рабочего цикла и является производной частоты вращения коленчатого вала, а 
- величина изменения площади поверхностей принимающих теплоту рабочего тела 
и 
отдающих теплоту в охлаждающую среду 
.
Реализованный коэффициент теплоотдачи
. (11)
Полагая, что
и 
, (12)
осредненную величину действительного коэффициента теплоотдачи в стенку цилиндра и ее пульсационную составляющую можно выразить как
и 
. (13)
Действительный коэффициент теплоотдачи связан с пульсационной составляющей соотношением
; (14)
поэтому амплитуда пульсаций действительного коэффициента теплоотдачи будет равна отношению
. (15)
Величина коэффициента теплопередачи через стенку цилиндра равна
, (16)
где осредненная плотность теплового потока 
, а температура на внутренней стороне стенки 
задается из условия термической стабильности смазки.
Температура на внешней стороне стенки определяется из уравнения
. (17)
Величина коэффициента теплопередачи от стенки цилиндра в охлаждающую среду равна
. (18)
Осредненная плотность теплового потока определяется по формуле
, (19)
где 
и 
- соответственно температура теплоносителя на внутренней и внешней стенках цилиндра;
и 
- коэффициенты теплоотдачи от рабочего тела в стенку и от стенки к охлаждающей среде;
- толщина стенки;
- коэффициент теплопроводности стенки.
Реализованный коэффициент теплоотдачи находим из отношения
, (20)
а искомая оценка эффективности теплопередачи равна
. (21)
Основополагающим моментом для проектирования системы охлаждения двигателя внутреннего сгорания является обеспечение выполнения граничного условия четвертого рода, характеризующего условия принудительного конвективного теплообмена поверхности тела с охлаждающей средой.
Теоретический и практический интерес представляет исследование условий формирования, кинематики и динамики потока воздуха в подкожухном пространстве, но при этом возникают сложности формализации законов движения из-за особенностей конструкции системы охлаждения. Для их преодоления использован метод сечения потока в характерных участках тракта. Сечения, в которых гипотетически происходят изменения кинематики и динамики потока, формирующие условия на входе в межреберные каналы цилиндров и их головок и определяющие характер теплообмена. Выделены четыре сечения, указанные на рис. 2.
Рис. 2. Схема характерных сечений потока воздуха в пространстве под
кожухом вентилятора дизеля 4Ч10.5/12.0: I-I – при сходе с лопаток ротора;
II-II – в средней части удлинителя; III-III – по оси первого цилиндра; IV-IV - по оси четвертого цилиндра; k1 и k2 – точки измерения статического напора в направляющем аппарате и под кожухом.
Анализ характеристик потока выполнялся по известным изэнтропическим формулам при следующих условиях:
- скорость потока воздуха принималась u = 50 м/с;
- число Маха M = u/a = 0.142857, где a = 340 м/с – скорость звука;
- число Маха M1 определялось методом итеграций при заданных соотношениях F/F1. Результаты анализа представлены графиками на рис. 3.
Сжатие потока при сходе с кромки удлинителя (
= 0.00916 м2) сопровождается существенным изменением скорости. Если скорость воздуха на выходе из (
= 0.02144 м2) вентилятора = 32.4 м/с, то в сечении II-II, точнее при F/F1 = 0.4274, она возрастает в 2.368 раза достигая 118.4 м/с. Стрелки пунктирных линий указывают на соответствующие изменения остальных показателей, из которых давление является относительной характеристикой напора.
Рис. 3. Относительные характеристики изменения давления, плотности,
температуры и скорости потока воздух в зависимости от степени сужения
поперечного сечения тракта.
В сечении III–III, внутренний контур потока воздуха сходит с удлинителя, а внешний контур продолжает деформироваться кожухом. В результате происходит ступенчатое увеличение площади поперечного сечения, поток замедляется и перераспределяется во всей области под кожухом. Срыв потока с кромки удлинителя приводит к образованию обратных токов по его внутренней образующей поверхности. По мере приближения к оси ротора поток разворачивается и меняет направление движения. Перераспределение характеристик потока воздуха обусловлено также расположением масляного радиатора, за которым сопротивление движению увеличивается. Встречая сопротивление от поверхностей масляного радиатора, кожухов штанг толкателей, цилиндров и их головок, винтообразная траектория движения потока поворачивается и устремляется к зоне в сечении III-III (рис. 4). Пространственный угол поворота потока обусловлен частотой вращения вентилятора и расположением (удаленностью и вертикальной координатой) объекта теплообмена.
Рис. 4. Сечения, определяющие характер движения потока и переноса теплоты от стенок цилиндров: 1 – цилиндры; 2 –шпильки анкерные; 3 – дефлектор средний.
Ввиду сложности формализация потока в сечении IV-IV ограничимся предположением, что здесь поток теряет скорость и образуется зона подобная заводи с образованием попятных течений. Давление и температура потока воздуха также понизится, а теплоноситель подогревается.
Особым образом характеризуются зоны воздушного тракта непосредственно на входе в межреберные каналы. Как показано на рис. 4 и 5, выделены зоны в сечениях I-I и II-II, ответственные за формирование потока на входе.
Конфузор не идеален, так как в сечении I-I ребра обрываются, и вместе с анкерными шпильками образуют препятствие, где кинематика потока схематизируется обтеканием цилиндра и течением в щели. В сечении II-II образуется конфузор, но условия течения в нем стохастичны и не поддаются строгому математическому описанию. В сечении III-III, назовем его миделевым, канал можно схематизировать в виде призматического, но ядро потока не будет находиться на оси симметрии вследствие волнового характера потока; здесь поток ускоряется. В сечении IV-IV (рис.4) образуется зона диффузора, в котором параметры увеличиваются (рис.5, сечение II-II), а скорость потока падает, и он стремится выйти за пределы канала.
Здесь же начинается деление потока по двум рукавам, представляющим кормовые зоны соседних цилиндров. Сечение V-V представляется зеркальным отражением сечения I-I, с противоположными эффектами движения. В сечении VI-VI ядро потока прижимается к кромке среднего дефлектора вследствие действия сил сопротивления трения, кориолиса и встречного потока. Поэтому последующая зона до оси цилиндра плохо обтекается.
Рис. 5. Характерные сечения межреберных каналов цилиндра.
Наличие такого множества характерных участков с изменяющейся геометрией как перед входом в межреберные каналы, так и на всем их протяжении, вынуждает исследовать параметры движения воздуха и теплопередачу в указанных сечениях. Выполненный анализ кинематики потока позволяет выдвинуть гипотезу о создании условий равномерности скорости движения воздуха, посредством сохранения постоянным сечения канала на всем его протяжении.
Оценка параметров движения и теплообмена проводилась для сечения III-III,
как наиболее критичного, методом академика Б. С. Петухова. Отличие заключалось в том, что в нашем случае сечение призматического канала приводилось к эквивалентному – круглому. Анализ заключался в определении профилей относительных температур, плотностей теплового потока, абсолютных и массовых скоростей, с учетом переменности теплофизических свойств воздуха. Показано (рис. 6), что на профиль скорости изменение свойств оказывает слабое влияние, а на профиль массовой скорости - весьма сильное. Изменение профиля массовой скорости приводит к перераспределению относительной плотности теплового потока по радиусу.
При теплоотдаче в воздух, когда у стенки значение 
уменьшается, следовательно, уменьшается конвективный перенос тепла вдоль оси, а в распределении 
имеет место максимум. Изменение физических свойств оказывает существенное влияние и на распределение по радиусу относительного коэффициента турбулентного переноса 
.
Выведена зависимость 
, (22)
где 
- температурный фактор, а 
.
Относительный коэффициент сопротивления трения сильно зависит от числа Рейнольдса, и слабо от температуры стенки. Расчетные данные для воздуха обобщены с помощью уравнения с точностью 2…3%
, (23)
где.
Рис. 6. Параметры потока воздуха при Rew = 4.3106 и Pr = 0.7:
а - температура, б - скорость, в - массовая скорость, г - плотность теплового потока.
Движение воздуха в межреберном канале, образованном поверхностями соседних головок цилиндров, схематизировано в виде призматической трубы высотой 2h, основанием 2h и длиной l, направленными соответственно вдоль осей Z, У и x прямоугольной декартовой системы координат. Сечение трубы на всей ее длине постоянно, т. е.
S1 = S2 = S = 4h2. (24)
При постоянном значении плотности теплового потока в пристеночной области толщина температурного пограничного слоя на произвольном отрезке начального участка канала определяется из выражения
(25)
Толщина динамического пограничного слоя на начальном участке канала
(26)
где 
(27)
а 
(28)
Численным анализом и лабораторными исследованиями установлено, что величина местного коэффициента сопротивления, относительной теплоотдачи и Rex обусловлены температурным фактором и турбулентностью потока вдоль канала. Наиболее интенсивно 
возрастает на участке 
= 7, а Rex снижается, а наилучшее соотношение 
находится в пределах от 2...7, т. е. в реальном масштабе длина канала должна быть 15...50 мм.
Рис. 7. Зависимость относительной теплоотдачи от граничных условий и
профиля скоростей теплоносителя вдоль призматического канала.
Рис. 8. Изменение теплоотдачи по длине призматического канала
в зависимости от Reh : 1 - 5480; 2 - 6850; 3 - 8210; 4 - 9590; 5 – 12100.
По мере увеличения 
степень турбулентности ядра потока снижается и при 
= 10...15 наблюдается стабилизация значений 0 5%, т. е. турбулентность за пределами этого участка практически не влияет на теплоотдачу (рис. 8). Эффект турбулизации ощущается в начальном участке (
), и в зависимости от скорости потока обеспечивает повышение теплоотдачи на 35...50 %.
В третьей главе “Методика экспериментальных исследований” изложена программа экспериментальных исследований, включающая:
- лабораторные исследования кинематики и динамики потока охлаждающего воздуха, а также процессов теплопередачи, выполняемые на физических моделях отдельных элементов тракта;
- стендовые безмоторные испытания полноразмерной модели дизеля 4Ч10.5/12.0;
- стендовые моторные испытания дизеля Д144 серийной и опытной комплектации в имитируемых экстремальных климатических условиях;
- эксплуатационные испытания дизелей Д144 серийной и опытной комплектации в составе МТА в условиях выполнения наиболее энергоемких хлопководческих операций.
Первый этап заключался в аналитических исследованиях влияния теплофизических свойств воздуха на процесс теплообмена с оребрёнными поверхностями цилиндров и их головок в экстремальных климатических условиях.
Второй этап - исследуется кинематика формирования и движения потока воздуха на трассе от среза задних кромок лопастей вентилятора до входа в межреберные каналы цилиндров дизеля Д144 и их головок.
На третьем этапе исследуется кинематика движения потока воздуха и теплоотдача в межреберных каналах головки цилиндров в минимальном сечении и на длине образующей цилиндра за миделевым сечением.
На четвертом этапе проводятся сравнительные экспериментальные исследования четырех вариантов системы охлаждения, включающие безмоторные динамические испытания по оценке условий и характера формирования потока охлаждающего воздуха в подкожухном пространстве, непосредственно перед входом в межреберные каналы цилиндров и их головок, а также на выходе из них.
Пятый этап - стендовые моторные испытания, начинается при достижении значимого эффекта в результате лабораторных испытаний.
На шестом этапе проводились эксплуатационные испытания дизелей Д144 серийной и опытной комплектации в составе МТА.
Объекты исследования:
- атмосферный воздух в зоне хлопководства;
- полноразмерная модель дизеля Д144 с электроприводом вентилятора;
- физическая модель канала головки цилиндра;
- дизели Д144 с четырьмя вариантами конструкции системы охлаждения;
- хлопководческие МТА на базе тракторов Т-28Х4М с дизелями Д144,
оснащенными четырьмя вариантами конструкции системы охлаждения.
Характеристика вариантов системы охлаждения.
Вариант 1 - серийный.
Вариант 2 - экспериментальная система, содержащая дополнительно
внутренние дефлекторы.
Вариант 3 - экспериментальная система, содержащая внутренние и
средние (ЭД145Т) дефлекторы, и анкерные шпильки
Д37М-1002028-А2 9 мм.
Вариант 4 - экспериментальная система, отличающаяся:
- установкой анкерных шпилек Д37М-1002028-А2 диаметром 9 мм;
- измененной формой кожуха вентилятора;
- измененной формой средних дефлекторов, выполненных в виде
перегородок, объединяющих функции внутренних и средних
дефлекторов;
- укороченной длиной ребер цилиндров и их головок, а также вырезом
кормовой области ребер цилиндров ЭД145Т в форме ласточкина хвоста.
Основным методом исследования кинематики и динамики потока воздуха принято измерение статического и динамического давления в характерных точках тракта. Наряду с ним исследования проводились визуализацией траекторий движения сферических частиц пенопласта 2 мм под прозрачным кожухом вентилятора методом фотографирования и скоростной киносъемки.
Фотосъемка производилась камерой “Зенит-3М” с объективом “Юпитер-12” при продолжительности экспонирования 1/250 и 1/500 с. Киносъемка траекторий движения частиц осуществлялась скоростной камерой CKC-1M фронтально к боковой поверхности на расстоянии 1.0...2.0 м от объекта. Скорость съемки изменялась от 2000 до 4000 кадров в секунду. Просмотр отснятой и обработанной кинопленки осуществлялся на киноаппарате "Радуга" со скоростью 16 кадр/с.
Методика стендовых испытаний соответствует требованиям ГОСТ 18509-80 и заключается в снятии температурных полей цилиндров и их головок, на скоростных и нагрузочных характеристиках дизелей Д144 с четырьмя вариантами системы охлаждения.
Эксплуатационные испытания дизелей Д144 с тремя первыми вариантами системы охлаждения проводились в хозяйствах Хатлонской области Республики Таджикистан в течение календарного года на наиболее энергоемких операциях в хлопководстве:
- уборка хлопка хлопкоуборочными машинами 14XB-2.4;
- сбор недозревших коробочек хлопка МТА в составе трактора Т-28Х4М и
куракоуборочной машины СКО-4;
- корчевка стеблей хлопчатника МТА в составе трактора Т-28Х4М и
корчевателя КВ-4А.
Контролируемые параметры:
- вид и объем выполненных работ (в единицах наработки);
- календарные сроки и климатические условия при выполнении с. х. операции;
- температура и давление масла;
- температура цилиндров и головок;
- давление под кожухом вентилятора и в направляющем аппарате;
- степень загрязненности деталей системы охлаждения;
- периодичность и трудоемкость ТО системы охлаждения.
В четвертой главе “Результаты экспериментальных исследований системы воздушного охлаждения дизелей 4ч10.5/12.0” приводятся результаты экспериментальных исследований, их анализ и оценка.
Из выполненных аналитических исследований следует, что при теплообмене вдоль каналов и в их поперечном сечении происходят существенные изменения теплофизических свойств влажного воздуха. Весьма чувствительными к влажности воздуха являются изобарная теплоемкость воздуха и число Прандтля, определяющие интенсивность теплопередачи, поэтому при проектировании систем воздушного охлаждения двигателей необходимо учитывать виртуальную составляющую.
Выдвинутая рабочая гипотеза о наличии характерных участков тракта, в которых кинематические и динамические характеристики потока воздуха зависят не только от напора, развиваемого вентилятором, но и собственно конструкцией дизеля экспериментально подтверждена.
Экспериментальное исследование фотографированием трассирующих меток показало, что кинематика и динамика потока воздуха сходящего с кромок лопаток ротора зависит не только от условий его формирования в направляющем аппарате, но и от координат и размеров препятствий, находящихся под кожухом вентилятора.
В сечении I-I (рис. 2) профиль потока полностью развитый. Здесь формируется втулочное течение по винтовой линии, задаваемой лопатками ротора вентилятора. Угол закрутки и скорость потока по периметру окружности изменяется в зависимости от координаты ввода частиц в направляющий аппарат. Для оценки этого эффекта направляющий аппарат условно разделен на 8 секторов, пронумерованных возрастанием против вращения часовой стрелки.
Введенная в секторе 3 – 4 частица пенопласта проходит расстояние от входа в направляющий аппарат до схода с кромки лопатки ротора за 160…180 град. угла его поворота скорость потока достигает 40.9 м/с при 
3720 мин-1 даже на расстоянии 845 мм от кромки удлинителя. При вводе частиц через сектор 7 – 8 скорость изменяется в пределах 16.7…35.48 м/с, а угол закрутки - 370 30’…720 30’. Введенные в зоне секторов 1 -2, 2 – 3, 4 – 5 и 5 – 6, трассирующие метки не попадают в поле зрения объектива, так как поток набегает на препятствия, а блики освещения размывают координаты их обтекания.
При увеличении 
до 4315 мин-1 и вводе частиц в зоне сектора 7 – 8 скорость их возрастает до 37.84…65.32 м/с на всем протяжении тракта. При вводе частиц через сектор 8 – 1 среднее значение скорости составляет 26.60 м/с, а поле рассеивания параметра – 20.34…33.94 м/с; угол закрутки изменяется в диапазоне 300 30’…560 15’ при среднем значении 410 30’.
Отсутствие трасс при вводе частиц через секторы 1…6 свидетельствует о том, что смещение оси вентилятора от оси коленчатого вала в основном обусловлено стремлением уменьшить габариты дизеля, а не обеспечением эффективного охлаждения.
Изложенные факты и явления нашли экспериментальное подтверждение скоростной киносъемкой сферических частиц пенопласта, запускаемых по всему контуру направляющего аппарата. На рис. 9 представлен кадр киносъемки трассирования частиц пенопласта, подтверждающий гипотезу винтового втулочного течения и наличия попятного тока во внутренней полости удлинителя.
Хаотичный характер движения частиц, перемежающийся с основными линиями тока, перед масляным радиатором на уровне III…IV секций ЦПГ, трудно поддавался логическому объяснению. Но когда в тракт запустили пенопластовые опилки произвольной формы, был установлен эффект парусности с наличием обширной застойной зоны, в которой поток вращался по часовой стрелке фронтально к оси двигателя со скоростью 3…5 м/с.
Анализ результатов кино- и фотосъемки трассирующих частиц позволяет утверждать, что конструкция двигателя с одним осевым вентилятором, используемая ОАО ВМТЗ, Deutz, Fendt и др., не создает благоприятных условий формирования потока перед входом в межреберные каналы.
Для проверки гипотезы о влиянии пространственного угла атаки потока, обусловленном винтовым втулочным течением, а также наличия или отсутствия масляного радиатора проведена серия экспериментов. Распределение скорости потока по высоте цилиндров оценивалось по величине полного напора воздуха на выходе из межреберных каналов в сечении VI-VI (рис. 4). Установлено, что скорость потока воздуха на выходе из межреберных каналов между смежными цилиндрами и по высоте распределяется крайне неравномерно.
Низкая скорость воздуха отмечена также специалистами ЗИЛДа ВМТЗ, но они пытались устранить недостаток изменением формы кожуха и расстояния между осями вентилятора и коленчатого вала. Однако изменение только формы кожуха на варианты контуров не дало ощутимого результата, так как, на наш взгляд, определяющими факторами являются расстояние между осями коленчатого вала и вентилятора, а также отстояние и форма переднего дефлектора. Об этом свидетельствуют и результаты скоростной киносъемки трассирующих частиц.
Рис. 9. Элементы скоростной киносъемки трассирования частиц
Жирные и зигзагообразные линии - траектории после соударения частиц с препятствием;
обтекание препятствий – полуовалы, сохраняющие угол закрутки основного потока.
Скорость истечения воздуха из межреберных каналов первого цилиндра со стороны выпускного клапана на режиме 3200 мин-1 в два раз выше, а неравномерность скорости по высоте цилиндра составила 10.79%. При частоте вращения ротора вентилятора 5200 мин-1 она возрастает на 79.4%, а неравномерность снижается до 8.43%.
Влияние масляного радиатора на распределение полей скоростей потока воздуха в каналах первого цилиндра практически несущественно. Во всех случаях имеет место некоторое повышение скорости, за исключением его снижения со стороны выпускного клапана на режиме 4200 мин-1.
Характер скорости истечения воздуха из межреберных каналов по высоте второго и третьего цилиндров, так же как и первого (со стороны выпускного клапана) представляется S-образной формой графиков. Уменьшение скорости на уровне 7 канала, т. е. на высоте 45 мм обусловлено границей внутреннего контура втулочного течения потока перед входом в каналы. Местная скорость потока, выраженная относительно эквивалентного диаметра канала значительно выше и варьирует в пределах Red = 1620…4324 или по 
= 17.59…38.18 м/с.
Неравномерность поля скоростей по высоте цилиндров составила: при 3200 мин-1 – 14.64% по 
, а по 
34.79%; при 5200 мин-1 – 25.59% по 
, а по 
- 35%. Подтверждено снижение Red вследствие установки масляного радиатора, хотя фактор режима работы вентилятора оказывается более значимым.
На выходе из 2…7 каналов, имеет место волновой характер движения с тенденцией возрастания Red, изменения шага и амплитуды волны в зависимости от режима работы вентилятора. Этот факт никем не отмечался.
Скорость течения в критическом сечении III-III (рис. 4 и 5) вычисленная как суммарный расход воздуха через каналы смежных цилиндров по формуле:
, (29)
Рис. 10. Изменение 
в сечении III-III по высоте в межреберных каналах
цилиндров в зависимости от режима работы вентилятора:
1 – между первым и вторым цилиндром; 2 – вторым и третьим; 3 третьим и четвертым.
где 
- эквивалентный (гидравлический) диаметр канала на кромке среднего дефлектора в контролируемой точке (для 1, 7 и 14 каналов он равен 18.33 мм, а для 21-го – 14.91 мм).
Анализ полученных результатов указывает на весьма широкий спектр разброса 
как между цилиндрами - 1823…5497, так и по их высоте – 1947…5497. Особенно сильное влияние на величину 
оказывает режим работы вентилятора; увеличение частоты вращения ротора на 62.5% обеспечивает повышение скорости потока на 55.9%.
На уровне между 1 и 14 каналами скорость потока остается достаточно высокой и практически неизменной, что можно отнести к числу положительных свойств системы охлаждения. Заметное снижение скорости на уровне 21 канала не должно существенно влиять на температуру цилиндров в силу относительной малости величины теплоотдачи. Особый интерес представляет деление потока в конфузоре за средним дефлектором, так как известная неравномерность температурных полей по периметру цилиндра во многом обусловлена именно этим фактором.
Согласно полученным данным можно утверждать, что условие оптимальности выполняется только в каналах между 2 и 3 цилиндром на высоте от 14 до 21 канала. Между 3 и 4 цилиндром на этом уровне соотношение также приемлемо в диапазоне частот вращения вентилятора от 3200 мин-1 до 4200 мин-1, но при последующем увеличении оборотов показатель резко ухудшается.
Масляный радиатор отрицательно влияет на характер распределения потока в рукавах практически во всех вариантах. Наиболее значимо это влияние усматривается в каналах между 1 и 2 цилиндром при 3200 мин-1, а также между 2 и 3 цилиндром при 5200 мин-1 на высоте седьмого канала.
Переменное винтовое втулочное течение определяет пространственный угол атаки относительно ребер и образующей поверхности цилиндра, изменение толщины и величину оттеснения потока от стенок, а касательные напряжения трения формируют волновой характер движения в зоне диффузора, в сечении III-III, и, в конечном счете, создают неравномерность степени его деления по рукавам и по высоте. Заметим, что появление альтернативных вариантов системы охлаждения для дизелей 4Ч10.5/12.0 и конструктивный принцип их усложнения основан на поджатии динамического пограничного слоя и ядра потока к теплоотдающим стенкам цилиндра.
Рис. 11. Изменения скорости потока по высоте смежных цилиндров в
зависимости от режима работы вентилятора.
Волновой характер движения по криволинейной траектории вызывает оттеснение потока от стенки цилиндра, и даже попятные токи в кормовой области, вследствие касательных напряжений трения и сил Кориолиса. Для оценки эффективности альтернативных вариантов системы охлаждения с точки зрения снижения влияния отмеченных явлений эксперименты исследования проводились на безмоторной установке. Измерялись статический и динамический напор в пограничном слое, отстоящем от стенки цилиндра на расстоянии равном радиусу 1.6 мм приемника (инъекционной иглы), в сечениях указанных на рис. 4 и 5. Приемники статического давления представляют сверления 1.8 мм стенок каждого цилиндра в этих сечениях, только в кормовой области. Скорость потока выражалась локальным числом Рейнольдса Re. В диссертации приводится полный анализ распределения Re по всем характерным сечениям и цилиндровым секциям на уровне первого канала. Здесь же, в виду ограниченности объема, рассмотрено движения потока в критических сечениях III-III и VI-VI.
Как и следовало ожидать, в канале первого цилиндра в сечении III-III для всех вариантов 
находится в пределах 3716…5614, причем наибольшие значения принадлежат серийному варианту (Re = 5093…5553). Это обусловлено тем, что здесь поток максимально сжимается, а волновые явления нивелируются. У четвертого варианта, хотя 
, но и эквивалентный диаметр канала в 2 раза меньше. Снижение Re при увеличении частоты вращения вентилятора с 4680 мин-1 до 5200 мин-1 для всех вариантов объясняется изменением угла атаки потока относительно диффузора.
В сечении V-V, где поток обтекает заднюю анкерную шпильку, напор измерялся в щели между нею и цилиндром, в серийном варианте 
монотонно возрастает с 4739 до 5360. Почти по такой же закономерности происходит изменение скорости воздуха во втором варианте, с той лишь разницей, что при увеличении 
с 4680 мин-1 до 5200 мин-1 
возрастает от 4080 до 5648. В третьем варианте, несмотря на уменьшенный диаметр анкерной шпильки Re изменяется в виде вогнутой параболы от 2006 до 1831, с минимумом 
= 1422 при 
= 4680 мин-1. Эффект объясняется установкой более узкого среднего дефлектора ЭД145Т, из-за чего основной поток устремляется в зазор между ним и шпилькой. В четвертом варианте величина 
= 3981, при 
мин-1 возрастает на 8.4 %, а при 
мин-1 – достигает 4914.
В сечении III-III второго цилиндра для всех вариантов имеет место возрастание 
: 1 - от 6516 до 7206, с минимумом 5441при 
мин-1; 2 – соответственно 4882, 5863 и 6556; 3 – 4352, 4867 и 5933; 4 – 4160, 4852 и 5452. Тенденция увеличения 
в сечении III-III сохраняется и для последующих цилиндров. Это убеждает, что формирование потока в диффузоре обусловлено смещением угла атаки в зависимости от частоты вращения вентилятора. Улучшение показателя свидетельствует о недостатках конструкции переднего дефлектора.
В сечении V-V второго цилиндра отмечено снижение 
до 2913, но при 
мин-1 оно возрастает до 4775. Аналогичная картина наблюдается и в остальных цилиндрах во всех вариантах за исключением четвертого. Наихудшие показатели принадлежат третьему варианту, а лучшие – четвертому. Для него неравномерность распределения скоростей составила -13.0…+20.3 % при среднем значении 4464.
Особый интерес представляет характеристика потока в пограничном слое в сечении VI-VI, соответствующем срезу среднего дефлектора, так как здесь ядро потока устремляется к выходу, имеющему наименьшее сопротивление. Именно здесь отмечено появление отрыва пограничного слоя от стенки цилиндра и даже попятных токов воздуха. Особенно выражено это явление в вариантах с узким средним дефлектором (ЭД145Т). Очевидно, что ширина ребер в этом сечении существенно завышена, так как и в четвертом варианте, ядро потока отжато к дефлектору на величину, превышающую 1.6 мм. Этот эффект ранее никем не обнаруживался.
На основании выполненных экспериментов четвертый вариант системы охлаждения признан лучшим, и последующие исследования проводились главным образом с ним, в сравнении с серийным вариантом.
Стендовыми моторными испытаниями серийных дизелей Д144 в имитированных условиях резко-континентального климата установлено, что их внешние скоростные характеристики значительно деформируются от воздействия температурного фактора.
В условиях стандартной атмосферы характеристика эффективной мощности при работе на корректоре, в диапазоне частот вращения коленчатого вала 1850…1950 мин-1 практически не меняется вследствие низкого корректорного запаса. Понижение барометрического давления до 92 кПа с одновременным повышением температуры до 60 0С, вызывает деформацию регуляторной ветви, переводя линейную функцию в параболу второго порядка. При этом начало действия корректора линейно смещается в область пониженных частот вращения по уравнению 
, аппроксимированному с коэффициентом корреляции = 1.0. Номинальная эффективная мощность, в зависимости от температуры окружающей среды изменяется по линейному закону 
, а часовой расход топлива аппроксимирован уравнением параболы 
с коэффициентом корреляции = 1.0.
Изменение температуры отработавших газов представляется параболами вида:
.
Новым результатом является факт, что с повышением температуры окружающей среды плотность теплового потока от рабочего тела в охлаждающую среду снижается, а относительные эффективные показатели дизеля повышаются. Это обусловлено снижением удельного количества теплоты вводимой в процесс сгорания, снижением коэффициента избытка воздуха до 
и среднего индикаторного и среднего эффективного давления аппроксимируемого уравнением 
.
Сравнительная оценка теплового состояния дизеля Д144 выполнена по результатам стендовых испытаний на нагрузочных характеристиках при температурах окружающего воздуха равных 25 ± 2 0С, 45 ± 2 0С и 60 - 2 0С и относительной влажности в пределах 40...50 %, соответствующих реальным условиям эксплуатации в резко континентальном климате (рис.12).
Убедительным представляется изменение теплового баланса, в котором повышение температуры окружающей среды сопровождается увеличением эффективно используемой теплоты и уменьшением теплоты уносимой с отработавшими газами. Заметим, что при температуре окружающей среды равной 60 0С разность температур цилиндров в сечении V-V уменьшается практически во всех вариантах. Это дает основание предположить, что область температурного оптимума цилиндров находится в окрестности 190 0С, т. е. установленное заводом-изготовителем ограничение верхнего предела температуры цилиндров обусловлено главным образом термической стабильностью моторного масла.
Довольно плотное расположение температурных полей цилиндров не дает оснований для утверждения о безусловном выборе оптимального решения, хотя преимущество четвертого варианта над серийным не вызывает сомнений, как по максимуму температур, так и по неравномерности распределения по периметру(рис.13).
Рис. 12. Изменение температуры дизеля Д144 в зависимости от
окружающей среды и системы охлаждения.
Оценка температуры головок цилиндров, для которых, согласно регламенту завода-изготовителя предельная величина в зоне перемычки между клапанными гнездами ограничивается 240 0С, показывает, что в условиях резко-континентального климата их состояние улучшается.
Преимущества четвертого варианта более показательны (рис.14), что обусловлено увеличением расхода воздуха в центральном канале головки за счет повышения сопротивления в других зонах системы охлаждения. Высокая чувствительность головки к перераспределению потоков, не столь выраженная у цилиндров, объясняется тем, что коэффициент теплоотдачи алюминия в 4.2 раза выше, чем у чугуна.
Рис. 13. Изменение температурных полей цилиндров в зависимости от
варианта системы охлаждения и температуры окружающей среды.
Результаты термометрирования головок цилиндров в четвертом варианте системы охлаждения дают основание полагать, что эффект повышения теплоотдачи в охлаждающую среду от применения укороченных каналов более значителен, чем при их использовании на цилиндрах дизелей.
Результаты эксплуатационных испытаний дизелей с сопоставляемыми вариантами систем охлаждения позволяют утверждать об отсутствии веских причин, которые способствовали бы резкому снижению ресурса дизелей эксплуатируемых в составе хлопкоуборочных машин 14ХВ-2,4.
Рис. 14. Изменение температуры головок цилиндров в перемычках между
клапанными гнездами в зависимости от системы охлаждения
и температуры окружающей среды.
Тепловой режим работы дизелей Д144 во всех случаях их эксплуатации в составе хлопководческих МТА можно признать удовлетворительным, так как температурное состояние цилиндров не превышало 190 0С, а их головок -228 0С. Температурные поля, как по периметру цилиндров, так и по высоте, несколько уступают результатам, полученным при стендовых испытаниях. Это, по-видимому, обусловлено более щадящими режимами эксплуатационных испытаний и температурной погрешностью холодных спаев.
Неравномерность температур между 1 и 4 головками цилиндров, составляющая 42 0С (в серийном варианте) и 28 0С (в третьем варианте) позволяет ожидать разного ресурса отдельных секций ЦПГ и опасности появления тепловых отказов 3…4 секций вследствие засорения воздушного тракта.
Исследование динамики интенсивности засорения воздушного тракта должно было дать ответы на причины возникновения тепловых отказов и величину эксплуатационных затрат, обусловленных периодичностью и трудоемкостью ТО. Однако попытки определить корреляцию между удельным количеством пыли отложившейся на поверхности деталей и напорными характеристиками вентилятора не дали удовлетворительного результата. Даже при работе в составе хлопкоуборочной машины интенсивность отложения пыли не превысила 3.3 г/(м2ч), а потеря напора под кожухом вентилятора 25 Па/ч.
Исследование надежности дизелей Д144 на 76 тракторах Т-28Ч4М в составе хлопководческих МТА в течение 1976…1985 гг. в рядовой эксплуатации убедительно показало, что отказы, сопряженные с перегревом головок цилиндров, появляются с вероятностью p = 0.14. Причиной тому является локальная концентрация растительного мусора в застойных зонах под кожухом вентилятора, или налипание пыли до полного перекрытия каналов в местах подтеков ТСМ.
В пятой главе “Мероприятия по совершенствованию дизелей с воздушным охлаждением” приводятся результаты сравнительного анализа эффективности теплопередачи при серийном и четвертом (экспериментальном) варианте системы охлаждения дизеля Д144, выполненного для различных условий окружающей среды по результатам стендовых моторных испытаний.
Расчеты эффективности теплопередачи выполнялись для одной секции ЦПГ в течение одного цикла на персональном компьютере IBM PC Pentium 4 с использованием пакета прикладных программ MathCAD 11 Enterprise.
Исходные условия: Теплопередачи - квазистационарный процесс при 
= const, в виде прямоугольных импульсов с периодом 4 и амплитудой температур рабочего тела 
от 1500K до 630K. Температура охлаждающей среды 
= 298, 313 и 333 0С, что соответствует условиям стендовых моторных испытаний. Температура стенки цилиндра принималась на основании экспериментальных данных для четвертого цилиндра в сечении V-V:
для серийного варианта 
= 488, 485 и 480K;
для четвертого варианта 
= 467, 469 и 473K.
Установлено, что эффективность теплопередачи по мере возрастания температуры окружающей среды увеличивается в обоих вариантах систем охлаждения. Это может быть объяснено снижением температурных напоров 
и 
, что адекватно уменьшению потерь теплоты в охлаждающую среду и возрастанию термического КПД цикла.
Оценка достоверности показателей эффективности теплопередачи производилась с помощью сравнения метода, учитывающего пульсационную составляющую плотности теплового потока, и метода определения изменения коэффициента теплоотдачи от пристеночной области к ядру потока.
Сопоставление величины коэффициента теплопередачи от стенки цилиндра в охлаждающую среду производилось относительно сечения V-V по формуле (18) и
, (30)
где коэффициент теплопроводности
, (31)
а число Нуссельта
, (32)
при Pr = 0.7 и коэффициенте сопротивления трения - 
.
Критерием достоверности оценки принималась величина дисперсии адекватности коэффициента теплоотдачи от стенок канала в охлаждающий воздух
. (33)
Согласно результатам расчета дисперсия адекватности коэффициента теплоотдачи для первого варианта равна 0,0054 Вт/(м2K), что составляет 0.18 % от его среднего значения; для четвертого варианта она равняется 0.0006 Вт/(м2K).
Возрастание величины для четвертого варианта относительно базовой конструкции системы охлаждения при повышении температуры окружающей среды составило соответственно 10.58; 7.55 и 3.28 % (рис.15). Можно заметить, что величины эффективности теплопередачи расположены значительно ниже абсолютного максимума, что наводит на мысль о наличии скрытых резервов, а также необходимости поиска оптимального решения.
Выделение теплоты и ее передача в стенки являются характеристиками не только уровня организации термодинамического цикла, но и совершенства системы охлаждения. Поэтому при высоком наддуве используется промежуточный охладитель воздуха, а элементы камеры сгорания подвергаются теплоизоляции. Эти мероприятия приводят к перераспределению тепловых потоков и существенно изменяют временные и пространственные параметры пульсационной составляющей действительного коэффициента теплоотдачи. Следовательно, эффективность теплопередачи должна определяться уже при тепловом расчете двигателя, но традиционный подход с исходными данными в виде теплового баланса не позволяют решать подобные задачи.
Особый интерес представляет задача оценки эффективности теплопередачи для семейства дизелей единой размерности при прогнозировании повышения уровня форсирования по частоте вращения или среднему эффективному давлению цикла. Предварительное наличие подобной оценки позволило бы проектировать перспективные системы охлаждения независимо от концепции совершенствования рабочего процесса, удовлетворяясь лишь параметрами назначения дизеля.
Рис. 15. Изменение эффективности теплопередачи сопоставляемых
вариантов системы охлаждения дизеля Д144.
С этой целью был проведен вычислительный эксперимент, в котором исходными данными являлись показатели с более чем двукратным повышением эффективной мощности базовой модели дизеля 4Ч10.5/12.0 за счет форсирования по частоте вращения и среднему эффективному давлению цикла.
Условия 
= const и = const сохранялись, как и прежде. Особенность методики расчетов заключается в том, что способ форсирования учитывался в виде скважности пульсаций 0 и величины цикловой подачи топлива 
, а достигаемые при этом эффекты выражались произвольно взятыми величинами амплитуды пульсации температуры, без расчета температурного аналога индикаторной диаграммы и его интегральной характеристики. Пространственный период теплоотдачи 
принимался величиной постоянной. Итерация величин температурного напора 
в окрестности реальных значений производилась с целью расширения области поиска оптимального решения по снижению потерь теплоты. Таким образом, обеспечивалась независимость тепловой производительности от способа организации рабочего процесса.
Результаты эксперимента показывают, что действительный коэффициент теплоотдачи практически линейно возрастает с повышением среднего эффективного давления цикла, но крутизна характеристики весьма ощутимо зависит от амплитуды пульсаций температуры в пограничном слое между рабочим телом и внутренней стенкой цилиндра. Поведение функций 
свидетельствует о том, что увеличение 
до 1.6 МПа для базового дизеля приведет к увеличению 
до 6.38 Вт/(м2K) или в 2.2 раза. Наименьшие потери теплоты достигаются при условии (
= 1500…830K, 
= 463K и 
= 298K), когда при 
= 1.6 МПа 
Вт/(м2K).
Характер поведения функций пульсационной составляющей 
, а также осредненной величины действительного коэффициента теплоотдачи в стенку цилиндра 
в зависимости от величины среднего эффективного давления сохраняется, как и для предыдущего показателя. Это объясняется линейной взаимосвязью между ними 
.
Поведение функций 
существенно отличается от рассмотренных выше. Прогнозируемая величина теплоотдачи в охлаждающую среду функции для базового дизеля представляется линейной зависимостью. При форсировании дизеля до 
МПа, т. е. в 2.5 раза 
возрастает от 3.43 Вт/(м2K) до 10.51 Вт/(м2K). Это означает, что форсирование дизеля вызовет необходимость повышения производительности вентилятора, площади теплоотдающей поверхности или ее теплопроводности в 3.07 раза.
Анализ характера изменения эффективности теплопередачи показывает, что она мало зависит от 
, более существенное влияние оказывает отношение 
, но и оно не однозначно. Величина 
прямо пропорциональна величине реализованного коэффициента теплоотдачи, выражаемого соотношением 
, в котором сохраняется условие 
= const. Тогда максимальный эффект должен достигаться посредством минимизации градиента температур 
, что может означать как повышение при постоянной величине, так и наоборот, уменьшение при.
Рис. 16. Влияние изменения нижнего предела пульсации температуры 
на
эффективность теплопередачи при верхнем пределе пульсации: а) - 
= 1500K;
б) - 
= 1600K; 1 – при 
= 463K; 2 – при 
= 513K;
(область промежуточных значений заштрихована).
Учитывая, что увеличение осредненной плотности теплового потока достигается максимумом градиента 
, можно прийти к заключению о значимости верхней границы пульсации температуры рабочего тела для обеспечения искомой величины. Это удовлетворительно согласуется с верхней границей поля эффективности теплопередачи, представленного на (рис.16).
Представленные графики показывают, что теоретически можно достичь эффективности теплопередачи = 0.77. Следовательно, даже достигнутый в четвертом варианте результат не дотягивает до теоретически возможной величины на 16.7 %. Но область существования высокой эффективности теплопередачи существенно ограничена рамками предельных температур, что наглядно продемонстрировано на рис. 16, б (заштрихованная зона в левом верхнем углу графика).
Выполненный анализ позволяет уже на стадии теплового расчета двигателя прогнозировать возможности обеспечения желаемого характера протекания рабочего процесса и определять необходимые параметры системы охлаждения перед разработкой компоновочных чертежей. Это позволяет избежать процедур повторных прочностных расчетов элементов конструкции и сократить затраты на проектирование двигателя.
На основе приведенного анализа наметились два взаимосвязанных, но самостоятельных направления:
1 – обеспечение предельных возможностей форсирования базовой модели дизеля посредством повышения эффективности теплопередачи;
2 – определение путей совершенствования системы охлаждения для создания нового типоразмерного ряда или семейства ДВО.
К реализации задач первого (тактического) плана относятся эффекты, достигнутые в экспериментальных исследованиях с четвертым вариантом системы охлаждения, не требующим кардинального изменения базовой модели.
К реализации задач второго (стратегического) плана относятся рекомендации дизелей с комбинированной системой охлаждения.
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ
1. Анализ современного состояния мирового моторостроения, основанный на опыте работы позволяет утверждать, что ДВО занимают достойное место в общем объеме энергетических установок, применяемых в самых различных отраслях производства. ДВО продолжают успешно применяться, несмотря на уменьшение их относительного количества в общем выпуске двигателей внутреннего сгорания (ДВС), однако, органические эксплуатационные преимущества этих двигателей будут и далее побуждать разработчиков и производителей к дальнейшему совершенствованию дизелей этого типа.
2. Предлагаемый метод анализа теплопередачи от рабочего тела в стенки деталей образующих камеру сгорания, учитывающий влияние их теплофизических свойств и толщины на осредненный коэффициент теплоотдачи, позволяет обходиться без традиционного теплообменного эксперимента.
Задача метода – количественный и качественный анализ эффектов влияния характеристик теплопередающей стенки на значения экспериментальных коэффициентов теплоотдачи на различных участках теплообмена. С физической точки зрения ступенчатый закон изменения действительного коэффициента теплоотдачи представляет собой некоторый упрощенный, прямоугольный вид симметричных пульсаций интенсивности теплообмена, который может служить моделью для расчетно-аналитического описания более сложных процессов.
Разработанный метод оценки эффективности теплопередачи, минимизирующий потери тепловой энергии в стенки и максимизирующий теплоотдачу в охлаждающую среду, основанный на формализации процесса математической моделью нестационарного теплового потока, позволяет принимать решение о эффективности системы охлаждения на стадии её проектирования.
3. Рекомендуется дискретно-последовательный метод анализа движения на характерных участках (начиная от схода потока с лопаток ротора вентилятора и завершая диффузорами на входе в межреберные каналы). Метод позволяет, с учетом турбулентности, выделить факторы, влияющие на динамику движения воздуха и теплообмен. Используя выведенные уравнения методом последовательных приближений, можно рассчитать числа Нуссельта (Nu) и коэффициенты сопротивления трения при переменных физических свойствах воздуха.
Полученные аналитическим путем закономерности изменения теплофизических свойств воздуха, его скорости и сопротивления движению позволяют предъявлять более конкретные требования к проектированию осевых вентиляторов для систем с воздушным охлаждением двигателей.
Показано, что обобщенная оценка параметров движения с помощью изэнтропических формул дает удовлетворительные результаты.
4. Применительно к каналам головок цилиндров рекомендованный метод анализа кинематики и динамики движения воздуха на начальном участке прямого призматического канала, основанный на уравнениях Стокса в ортогональной системе координат, позволяет определять профили скоростей турбулентного потока и оптимизировать его длину по толщине вытеснения температурного пограничного слоя. Установлено, что влиянием турбулентности на протяженности волны Томлина-Шлихтинга, на участке l/h = 10…15 коэффициент теплоотдачи, равно как и число Нуссельта (Nu) более чем в два раза выше, чем на участке стабилизированного движения.
5. Экспериментальными исследованиями установлено, что при частоте вращения исследуемого вентилятора равной 3720 мин-1 сходящий с лопаток ротора поток приобретает втулочную форму и движется по спирали со скоростью 30…42 м/с, а угол его закрутки повторяет их профиль. Увеличение частоты вращения вентилятора до 4315 мин-1 приводит к возрастанию скорости потока воздуха под кожухом в 1.35…1.54 раза и к изменению угла закрутки в пределах 280 05’…450 25’.
Распределение охлаждающего потока в системе охлаждения обусловлены следующими показателями:
- распределение потока между секциями ЦПГ обусловлено расположением вентилятора относительно продольной оси двигателя, а также формой кожуха вентилятора, переднего и заднего дефлекторов. В дизелях 4Ч10.5/12.0 значительная часть потока, сходящего с кромки удлинителя, перекрыта радиатором и кожухами штанг толкателей, вследствие чего потери напора воздуха возрастают;
- доказано, что в диффузоры перед входом в зону межреберных каналов поток поступает под переменным углом атаки, зависящим от угла его закрутки, задаваемой лопастями вентилятора, и точки обтекания образующей цилиндра; это отвергает постулаты Поспелова Д. Р. относительно поперечного обтекания цилиндра неограниченным потоком воздуха и обосновывает необходимость применения внутренних дефлекторов;
- в конфузоре, поток теряет скорость и неравномерно делится по двум руслам, что является одним из определяющих факторов формирования неравномерного поля температур по периметру окружности цилиндра. На актуальной высоте (1…7 каналы) обтекание цилиндров со стороны впускного клапана выше на 2…12%, чем с обратной стороны; эффект неравномерного распределения потока по смежным руслам обусловлен кориолисовым ускорением и волновым движением, зависящим от частоты вращения вентилятора.
6. Стендовыми моторными испытаниями дизеля Д144 с четырьмя альтернативными вариантами системы охлаждения в экстремальных условиях резко-континентального климата установлено:
- внешние скоростные характеристики значительно деформируются от воздействия температурного фактора; с повышением температуры окружающей среды плотность теплового потока от рабочего тела в охлаждающую среду снижается, а относительные эффективные показатели дизеля повышаются вследствие снижения удельного количества теплоты вводимой в процесс сгорания, коэффициента избытка воздуха до 
и среднего эффективного давления аппроксимируемого уравнением 
;
- снижение плотности воздуха на впуске, вследствие падения барометрического давления до 92.7 кПа, приводит к снижению Ne на 5.26 % с одновременным уменьшением номинальной частоты вращения до 1925 мин-1; при повышении температуры воздуха до 60 0С эффективная мощность снижается на 17.33%, а 
= 1875 мин-1;
- температурные поля цилиндров и их головок с сопоставляемыми системами охлаждения свидетельствуют о том, что в укороченных межреберных каналах головок цилиндров температура ниже предельной на 27 0С, а градиент температур между отдельными цилиндрами снижается вдвое;
- в условиях повышенных температур окружающей среды тепловое состояние цилиндров и головок дизелей Д144 с серийной системой охлаждения соответствуют требованиям к эксплуатации, однако неравномерность температурных полей следует признать неудовлетворительной; преимущество экспериментального (4-го) варианта системы охлаждения, как по энергетическим показателям, так и по уровню температурных напоров через детали ЦПГ подтверждено сопоставлением нагрузочных характеристик.
7. Эксплуатационные испытания дизелей Д144 в составе МТА на наиболее энергоемких операциях в целом подтверждают выводы, вытекающие из результатов стендовых моторных испытаний. Выявленный ряд источников, мест и временных периодов ускоренного засорения воздушного тракта, вызывающих тепловые отказы, позволяет рекомендовать некоторые изменения в конструкцию деталей и узлов дизелей(сопряжение масляного радиатора с переходным фланцем, уплотнение кожухов штанг, осевой вентилятор), а также дифференцированную периодичность и объем проведения ТО применительно к эксплуатации их на хлопкоуборочных машинах.
8. Анализ результатов стендовых моторных испытаний дизеля Д144 с серийным и предлагаемым вариантом(4-й) системы охлаждения, выполненный для различных условий окружающей среды, убедительно показал, что:
- оценка системы охлаждения по критерию эффективности теплопередачи является корректной и достоверной, с повышением температуры от 25 до 60 0С величина возрастает при серийном варианте с 0.567 до 0.64, а при четвертом – 0.627…0.661; достоверность результатов, оцененная по критерию дисперсии адекватности коэффициента теплоотдачи от стенок канала в охлаждающий воздух, вычисленного двумя методами, не превышает величину третьего порядка – 0.0054 Вт/(м2К);
9. Предлагаемый метод позволяет уже на стадии проектирования двигателя прогнозировать возможности обеспечения желаемого характера протекания рабочего процесса и теплопередачи, а также определять необходимые параметры системы охлаждения перед разработкой компоновочных чертежей, что позволяет сократить затраты на проектирование. Метод достаточно прост в реализации и не требует экспериментальных данных.
Форсирование дизелей 4Ч10.5/12.0 до 
МПа приводит к увеличению 
в 11.9 раз, что свидетельствует о невозможности эффективного использования традиционной системы воздушного охлаждения, но из результатов прогноза теплового баланса вытекает, что количество теплоты отводимой системой охлаждения только удваивается.
10. В результате выполненных исследований предложены два направления повышения эффективности системы охлаждения:
– повышение технического уровня при минимальном изменении базовой конструкции дизеля 4Ч10.5/12.0 посредством повышения эффективности теплопередачи до 
(решением задачи можно считать четвертый вариант, дополненный рекомендациями по устранению причин забивания воздушного тракта);
– определение путей совершенствования системы охлаждения для создания нового типоразмерного ряда или семейства дизелей с воздушным охлаждением (решение задачи усматривается в рекомендации комбинированной системы охлаждения для дизелей, форсированных по эффективному давлению до 1.6 МПа).
Основные положения диссертационной работы опубликованы:
Статьи в изданиях, рекомендованных ВАК России для публикаций научных результатов докторских диссертаций:
1. Саибов А.А. Обоснование оценочных показателей и критериев технического уровня систем воздушного охлаждения. -Душанбе, Доклады АН Республики Таджикистан, том 51, №10, 2008, с.785-791.
2. Саибов А.А. Новый подход к характеристике потока воздуха в охлаждающем тракте дизеля 4Ч10.5/12.0. -Душанбе, Известия Академии наук Республики Таджикистан, №3(132), 2008, с.80-90.
3. Саибов А.А, Эркинов М.А. Оценка эффективности систем охлаждения дизелей при их эксплуатации в условиях резко-континентального климата. -Душанбе, Известия Академии наук Республики Таджикистан, №4(133), 2008, с.78-86.
4. Саибов А.А. Теплофизические и термодинамические свойства атмосферного воздуха в экстремальных условиях. -Душанбе, Известия Академии наук Республики Таджикистан, №1(134), 2009, с.78-87.
5. Саибов А.А., Саидов Ш.В., Камолов Т.М. Оценка влияния климатических факторов на характеристики дизелей 4Ч10.5/12.0. –Тракторы и сельхозмашины, №4, 2009, с.41-44.
6. Саибов А.А., Саидов Ш.В., Эркинов М.А. К анализу теплоотдачи от рабочего тела в стенки камеры сгорания. – Механизация и электрификация сельского хозяйства, №10, 2009, c.30-32.
7. Саибов А.А, Эркинов М.А. Прогнозирование эффективности систем с воздушным охлаждением на стадии проектирования форсированных дизелей. -Душанбе, Известия АН Республики Таджикистан, №3(136), 2009, с.92-97.
8. Саибов А.А, Эркинов М.А. Мероприятия по повышению эффективности систем воздушного охлаждения дизелей. -Душанбе, Известия АН Республики Таджикистан, №4(137), 2009, с.81-86.
Учебные пособия:
9. Саибов А.А., Саидов Ш.В. Управление качеством и конкурентоспособностью двигателей. -Душанбе, 2008, 400 с.
Основные научные статьи:
10. Саибов А.А. К вопросу аэродинамики воздушного потока в системе охлаждения дизелей ВТЗ. - Тр. Таджикского СХИ. -Душанбе, 1984, т.45, с.118-122.
11. Саибов А.А. Анемометр. -Душанбе, ТаджикИНТИ, инф. лист. №80-38, 1980, 4с.
12. Саибов А.А., Саидов Ш.В. Устройство для периодического контроля температуры цилиндров и головок автотракторных двигателей при стендовых испытаниях. - Душанбе, ТаджикИНТИ, инф. листок № 80-40, 1980, 3с.
13. Саибов А.А. К методике исследования теплового режима работы двигателя Д-144, эксплуатируемого в условиях Таджикской ССР. –Душанбе, тезисы докладов научной конференции, изд. Таджик. СХИ, 1977, с.152-154.
14. Саибов А.А. Некоторые результаты исследования аэродинамики системы воздушного охлаждения двигателя Д144. –Душанбе, Тезисы докладов научной конференции, изд. Таджик. СХИ, 1979, с.21-22.
15. Саибов А.А. Исследование аэродинамики воздушного потока системы охлаждения. -М:, НАТИ, тезисы докл. науч. конференции, 1981, с.26-27.
16. Саибов А.А. и др. Направления и перспективы повышения надежности трактор- ных двигателей воздушного охлаждения. -Душанбе, ТаджикИНТИ, 1981, 35с.
17. Саибов А.А. К вопросу аэродинамики воздушного потока системы охлаждения дизелей ВТЗ. –Душанбе, изд. Таджик. СХИ, сб. науч. трудов, т. 45, 1984, с.118-123.
18. Саибов А.А. и др. Исследование надежности новых и отремонтированных двигателей Д37Е и А-41, эксплуатируемых в Тадж. ССР. Научный отчет. № гос. регистрации 01.82.089966, инв. №0284.0069899, -М.: ВНИИЦентр, 1983, 94с.
19. Саибов А.А. Обеспечение надежности 4-х цилиндровых дизелей с воздушным охлаждением путем совершенствования системы охлаждения. – Л.: Пушкин, изд. ЛСХИ, автореф. дисс. на соиск. уч. ст. канд. техн. наук, 1987, 20с.
20. Саибов А.А., Саидов Ш.В. и др. Рекомендации по повышению надежности и эффективности использования дизелей пропашных тракторов Т-28Х4М в Таджикистане. - Душанбе, изд. Агропром, 1988, 54с.
21. Саибов А.А., Саидов Ш.В. Пути совершенствования системы охлаждения дизелей Д144. В кн.: Тезисы Всесоюзного семинара: Совершенствование мощностных, экономических и экологических показателей ДВС. -Владимир, 1989, с.90-91
22. Саибов А.А., Эркинов М.А. Повышение надежности охлаждения дизелей Д144, эксплуатируемых в хлопководстве. –Душанбе, изд. Таджик. СХИ, Сбор. науч. трудов, 1989, с.105-112.
23. Саибов А.А., Саидов Ш.В. Исследование условий формирования потока и интенсификации теплообмена в межреберных каналах цилиндров дизелей воздушного охлаждения. –Душанбе, изд. Таджик. СХИ, сборник научн. трудов, 1991, с.94-105.
24. Саибов А.А. Результаты сравнительных эксплуатационных испытаний систем охлаждения дизеля Д144. -Душанбе, сбор. научн. трудов, изд. ТАУ, 1996, с. 76-86.
25. Саибов А.А., Саидов Ш.В. и др. Анализ скоростных характеристик дизеля Д144 с серийной и экспериментальной системой топливоподачи. -Душанбе, сборник научных трудов, изд. ТАУ, 1996, с. 86-95.
26. Саибов А.А. и др. Улучшение экологических свойств дизельных топлив. В кн. Актуальные проблемы АПК РТ. Тез. докл. научн. конф. -Душанбе, изд. ТАУ, 2000, 164-165 с.
27. Саибов А.А. и др. Исследование взаимосвязи теплонапряженности и надежности деталей цилиндро - поршневой группы(ЦПГ) дизелей ВТЗ, эксплуатируемых в жарком климате Республики Таджикистан. В кн.: «Вавиловские чтения – 2007». Саратовский АУ. Материалы конферен. посвящ. к 120 годовщине И.Вавилова.- Саратов, часть 2, 2007, с.266-268.
28. Саидов Ш.В., Саибов А.А. Теоретико-экспериментальное обоснование параметров оребрения головок цилиндров дизелей с воздушным охлаждением.
-С-Пб.: Известия Международной академии аграрного образования», том 1, №7, 2008, с.171-182.
[1] далее по тексту индекс r опускается для упрощения записи
[2] здесь и далее по тексту индекс f обозначает фактический – от англ. in point of fact.
