Исследование эффективности автотракторных радиаторов методом минимизации производства энтропии

3. Rakov V.A. Povyshenie energeticheskoj effektivnosti gibridnyh dvigatelej s parallel'noj skhemoj raspolozheniya elementov // Al'ternativnye istochniki energii na avtomobil'nom transporte: problemy i perspektivy racional'nogo ispol'zovaniya: materialy Mezhdunar. nauchn.-prakt. konferencii. - Voronezh: FGBOU VPO VGLTA, 2014. - S. 118-123.

4. Didmanidze O.N., Ivanov S.A., Ivolgin V.A. Traktor s kombinirovannoj energoustanovkoj // Sel'skij mekhanizator. - 2008. - № 11. - S. 6-7.

5. Kellogg, E.; Smith, J. Heavy-Duty PHEV Yard Tractor: Controlled Testing and Field Results. World Electr. Veh. J. 2012, 5, 246-253.

6. Rakov V.A., Smirnov A.V. Opredelenie neobhodimoj moshchnosti DVS gibridnyh silovyh ustanovok transportnyh sredstv // Vestnik mashinostroeniya. - 2010. - №4. - S. 32-35.

7. Rakov V.A., Aleksandrov I.K. Opredelenie moshchnosti, potreblyaemoj transportnym sredstvom pri neustanovivshihsya rezhimah raboty // Avtomobil'naya promyshlennost'. - 2013. -№5. - S. 9-11.

8. Aleksandrov I.K., Nesgovorov E.V., Rakov V.A. Tyagovyj raschet transportnyh sredstv s adaptivnym privodnym dvigatelem // Vestnik mashinostroeniya. - 2010. - №2. - S. 16-18.

9. Rakov V.A. Raschet moshchnosti DVS gibridnoj silovoj ustanovki parallel'nogo tipa // Avtomatizaciya i energosberezhenie mashinostroitel'nogo i metallurgicheskogo proizvodstv, tekhnologiya i nadezhnost' mashin, priborov i oborudovaniya: materialy Mezhdunar. nauchn.-tekhnich. konferencii. - Vologda: VoGU, 2016. - S. 129-134.

10.Pistoia, G. (2010). Electric and hybrid vehicles. Power sources, models, sustainability, infrastructure and the market. / G Pistoia. - Oxford: The Netherlands Linacre House. P.670.

УДК 621.436.2 DOI 10.24411/2078-1318-2019-13151

Канд. техн. наук Р.А. ЗЕЙНЕТДИНОВ

ИССЛЕДОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ АВТОТРАКТОРНЫХ РАДИАТОРОВ МЕТОДОМ МИНИМИЗАЦИИ ПРОИЗВОДСТВА ЭНТРОПИИ

Система охлаждения (СО) играет особую роль в обеспечении номинальных значений технико-экономических и ресурсных показателей поршневого двигателя и позволяет получить при разных эксплуатационных режимах стабильное наивыгоднейшее тепловое состояние двигателя. Основным функциональным условием является то, что количество теплоты, переданное из надпоршневого пространства в охлаждающую жидкость в процессе тепловыделения, должно отводиться в окружающее пространство через определенные участки поверхности радиатора. Поэтому разработка рациональных конструкций CO чаще связана с решением сложных задач теплообмена, уменьшения аэродинамического сопротивления, размеров и массы элементов систем и т.д.

Решение вышеотмеченных задач зависит от выбора современной методики оценки термодинамического совершенства радиаторов, которая в настоящее время еще не имеет единого подхода. Существующий энергетический метод не характеризует степень необратимости происходящих в теплообменных аппаратах (TOA) теплотехнологических процессов.

Цель исследования. Целью данной работы является внедрение термодинамического метода анализа в процесс проектирования ТОА поршневых двигателей на основе использования принципов неравновесной термодинамики. Это вызвано тем, что оценка энергоэффективности тепломассообменных процессов в ТОА системы охлаждения на основе

энтропийного метода анализа позволяет оценить степень их необратимости и, тем самым, наметить пути модернизации радиатора. При использовании данного метода уровень совершенства ТО А при заданных суммарных тепловой нагрузке и теплообменной

поверхности (коэффициенте теплопередачи можно характеризовать производством

энтропии С7р, минимизация которого обеспечивает возможность оптимизации

конструктивных параметров ТОА.

Материалы, методы и объекты исследования. Радиатор обычно представляет собой компактный теплообменник с перекрестным током теплоносителей, используемый для рассеивания непосредственно в атмосферный воздух теплоты из системы охлаждения поршневого двигателя.

При перекрестном потоке теплоносителей расчет средней разности температур ^лт-Гл.-- теплоносителей производится по формуле [1]:

ПЕРЕКР СР

= Л С

ПРОТ СР

где Жср0Т— средний температурный напор при противотоке; Ем — поправочный коэффициент, учитывающий влияние на Д^ схемы движения сред, отличной от противотока.

Рис. 1. Схема перекрестного тока теплоносителей Величину при противотоке можно рассчитать по формуле:

где Лt-:. И Лty — наибольшее и наименьшее из t-_ — Г2 и Г: — значения; t-_ и

температуры теплоносителей при входе в радиатор; и Г: - температуры теплоносителей при выходе из радиатора (рис. 1).

Поправочный коэффициент £м определяется графическим путем в зависимости от

вспомогательных параметров Р и И [ 1 ]:

Здесь величина Р характеризует отношение степени нагрева холодной среды к максимально возможному перепаду температур, величина Н — отношение степени охлаждения горячей среды к степени нагрева холодной среды.

В охлаждающей системе при отводе определенного количества теплоты от горячего теплоносителя (жидкости) необходимо строго фиксированный расход холодного теплоносителя (воздуха). Количество теплоты 0сист_ахл-, передаваемое охлаждающей среде в единицу времени, зависит от широкого ряда различных параметров, и для приблизительных расчетов четырехтактных двигателей фсист ви1 можно посчитать по следующей формуле [2]:

=

где с = 0,41 - 0,47 - коэффициент пропорциональности; количество цилиндров; Б -диаметр цилиндра, см; п - частота вращения коленчатого вала, мин"1; а - коэффициент избытка воздуха; т=0,6-0,7 - показатель степени.

Массовый расход холодного теплоносителя можно определить из выражения:

п ^СИСТ.ОХЛ, ГГ-Ч

Ст3 = "С^Г'

где СР2 ~ удельная теплоемкость холодного теплоносителя; Л12 — разность температур воздуха после и до радиатора, °С.

Расход горячего теплоносителя с учетом тепловых потерь в радиаторе можно определить из соотношения:

п±) = ст2сР2

где П, - величина тепловых потерь, обычно составляет не более 5%.

Из уравнения (6) следует, что расход горячего теплоносителя равен:

С2СР2{г''-г'2)

т1 СР1 ад - - по  10

Система охлаждения является технической системой, в которой происходят необратимые термомеханические и теплообменные процессы, которые обуславливают возможность возникновения энтропии. В связи с этим для более глубокой оценки энергетических потерь в необратимых термодинамических процессах СО необходимо использовать методологию энтропийного анализа.

Суммарное изменение энтропии в радиаторе можно представить в виде:

= "'тер. ^мех.'

где Б тер. - производство энтропии, связанное теплообменом при конечной разности температур между теплоносителем и окружающей средой; Б мех. - производство энтропии, обусловленное гидравлическим сопротивлением при перетекании охлаждающей жидкости через трубки сердцевины радиатора.

Термическая составляющая производства энтропии охлаждающей жидкости в трубках радиатора можно определить из соотношения [4]:

__^СИСТ.ОХЛ.

^терм. — . ГСР . г ' ^

"1 1 ПО Б. ОХЛ.

Где Осист.охл. - количество отводимой теплоты системой охлаждения в единицу времени; <х1 - коэффициент теплоотдачи; Б пов.охл. - площадь поверхности охлаждения радиатора.

Площадь поверхности охлаждения радиатора F пов.охл. можно наити из выражения:

а

:сист.окл.

ЛОБ.ОХЛ.

k(t?-t?y

где к - коэффициент теплопередачи. Величину к можно определить из уравнения:

1

к =

1

5 1 '

Лг~ ССп

а1  0 лст ы,2

где ^ - коэффициент оребрения; для трубчато-пластинчатых радиаторов у= 7,5 - 10; а1 - коэффициент теплоотдачи от жидкости к стенке трубки радиатора; а 2 - коэффициент теплоотдачи от внешней стенки трубки радиатора к потоку воздуха; 5ст, Хст -толщина и теплопроводность стенки радиатора соответственно.

Коэффициент теплоотдачи от охлаждающей жидкости к внутренней стенке радиатора можно определить по формуле Крауссольда:

Я

= 0,024 -—^—Ке^Рг^,

"1 экз.

где X1 - теплопроводность охлаждающей жидкости; ё экв • - эквивалентный диаметр трубки радиатора; Яе1, Рг - число Рейнольдса и число Прандтля для потока охлаждающей жидкости в трубках радиатора соответственно.

тр

V////////////////////////M

со

TZZZZZZZZZZZZZZZZL

-тр

Рис. 2. Разрез охлаждающей трубки радиатора Эквивалентный диаметр ¿1 Экв- трубки радиатора можно найти по выражению:

ЭКБ. _

45.

труб,

р

1 труб.

где S труб. - площадь сечения трубки; P труб. - внутренний периметр трубки (рис.2). Чтобы определить число Рейнольдса, необходимо рассчитать скорость движения жидкости в трубке TOA. Число Рейнольдса для потока охлаждающей жидкости в трубках:

Re± =l9ldl3KB,

Vi

где - скорость охлаждающей жидкости в трубках; vi - кинематическая вязкость охлаждающей жидкости.

Величину параметра можно определить из соотношения:

1" А '

где — общая площадь «живого» сечения радиатора, Д — ТЦр," кс11 т/ 4, 71^ общее количество трубок радиатора.

Д

тр

-н

Ни

I

Ц

Рис. 3. Схема расположения решеток сердцевины радиатора

Число Прандтля для потока охлаждающей жидкости в трубках:

= —г-.

Л1

Число Рейнольдса для потока воздуха в ячейках сердцевины радиатора:

Ке2 =

эке.

>

V?

где $2 -скорость воздушного потока в радиаторе; ё2 экв. -эквивалентный диаметр ячейки, образуемой трубками и охлаждающими пластинами радиатора (рис.3). Эквивалентный диаметр ячейки сЬ жв можно найти формуле [5]:

2

а

2 ЭКЕ.

1

+

+

1

'пл 1 "пл. ¿В + ^тр

где Ьпл. - шаг охлаждающих пластин; 5пл. - толщина пластины; Ьв - шаг трубок в сердцевине по фронту; Бтр. - наружный диаметр трубки (рис. 3).

Коэффициент теплоотдачи от внешней стенки трубки радиатора к потоку воздуха можно определить по формуле Н.Б. Марьямова:

а2 = 0,0556

Я,

а

Ке

0.75

1

1'

2 ЭКЕ,

1 - 0,522/?^ 3

где Х2 - теплопроводность теплоносителя; ё 2 экв. - эквивалентный диаметр; Яе2 - число Рейнольдса.

-¿терм, мех. ¿5

Зи м/с

Рис. 4. Зависимость производства энтропии в трубке радиатора от скорости потока охлаждающей

жидкости

? И

70

60

50

40

30

20

10

5 терм »5 мы.

Е5

1 ч. гч , гч гч

г ГП г

т т

<4. ^г

Рис. 5. Зависимость производства энтропии в трубке радиатора от ее радиуса

Механическую составляющую производства энтропии жидкости можно найти из выражения [4]:

А _ ^ Струён. ' ^ст ' GV1

^мех. -CP . л 1

^ 1 Усист.охл.

где Тст - температура стенки трубки; Gvi - объемный расход горячего теплоносителя; APj трубн.. - потеря давления в трубках радиатора.

Определим потерю давления по воде в трубках радиатора [6]:

/ пх  I \ -&\ рх

труби. = ^MECTjCOD.J

Где / - длина трубок; пх - число ходов по трубному пространству; р\ - плотность охлаждающей жидкости; ^ = 1 - коэффициент местного сопротивления на входе и выходе

трубки; К1 = 352 - суммарное количество входов и выходов трубок, принимаем = 0 [6]; 2^месг,соп, ~~ суммарный коэффициент местного сопротивления,

^МЕСГХОП. =

Результаты исследований. Результаты расчета изменения энтропии в радиаторе двигателя Д-245 на номинальном режиме работы двигателя приведены на рис. 4, 5, из которых видно, что повышение скорости потока охлаждающей жидкости в трубках радиатора не дает нужного результата по снижению производства энтропии, так как с увеличением скорости потока растет и производство энтропии (рис. 4). Однако анализ результатов при различных радиусах трубок радиатора показал, что увеличение внутреннего радиуса трубок г с 1,5 мм до 3 мм обеспечивает уменьшение производства энтропии на 68,97% (рис. 5). Стоит отметить, что коэффициент теплопередачи через трубки радиатора при этом уменьшается на незначительную величину, точнее, менее чем на 0,4%.

Выводы. Таким образом, наиболее эффективным способом анализа и оптимизации теплообменных аппаратов является энтропийный метод по причине того, что учитывает не только общие и явные данные, а также неравновесность тепломассообменных процессов и механические потери в радиаторе.

На частном примере водяного радиатора показано, что использование принципа минимизации энтропии позволяет, исключая сложные и непроизводительные расчеты, оптимизировать основные геометрические размеры ТОА автотракторных радиаторов.

Литература

1. Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи. - изд. 2-ое. - М.: Энергия, 1977. - 344 с.

2. Николаенко А.В., Шкрабак В.С. Энергетические машины и установки. Двигатели внутреннего сгорания. - СПб.: СПбГАУ, 2005. - 438 с.

3. Зейнетдинов Р.А. Энергодинамика поршневых двигателей: монография. - СПб.: СПбГАУ, 2018. - 272 с.

4. Морозюк Л.И. Оптимизация теплообменных аппаратов холодильных машин методом минимизации производства энтропии // Восточно-Европейский журнал передовых технологий. - Харьков: Технологический центр, 2015. - С. 42-47.

5. Якубович А.И. Системы охлаждения тракторных и автомобильных двигателей. - Минск: Новое знание; М.: ИНРА- М, 2014. - 473 с.

6. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии. - М.: Альянс, 2006. - 575 с.

L ^^^^

1. Mikheev M.A., Mikheeva 08поуу 1ер1орегеёасЫ. - 2-ое. - М.: Eneгgiya, 1977. - 344 s.

2. Nikolaenko A.V., Shkrabak V.S. Eneгgeticheskie mashiny i ustanovki• Dvigate1i vnutгennego sgoгaniya• - 8РЬ.: SPbGAU, 2005. - 438 s.

3. Zeynetdinov R.A. Energodinamika poгshnevykh dvigate1ey: monografíya. - SPb.: SPbGAU, 2018. - 272 s.

4. Morozyuk L.I. 0ptimizatsiya tep1ooЬmennykh appaгatov kho1odi1'nykh mashin metodom minimizatsii pгoizvodstva entгopii // Vostochno-Evгopeyskiy zhurna1 peгedovykh tekhno1ogiy• -Khaг'kov: Tekhno1ogicheskiy tsentг, 2015. - 8. 42-47.

5. Yakubovich A.I. Sístemy okЫazhdeшya traktornykh í avtomoЫГnykh dvígateley. - М^к: Novoe znanie; М.: ШИЛ- М, 2014. - 473 s.

6. Pavlov K.F., Romankov P.G., Noskov A.A. Pгimeгy i zadachi po kuгsu pгotsessov i apparatov khimicheskoy tekhno1ogii• - М.: А1'УЯШ, 2006. - 575 s.

УДК: 637.112.5; 637.115 D0I 10.24411/2078-1318-2019-13158

Канд. техн. наук Н.В. МУХАНОВ

ИССЛЕДОВАНИЕ РЕЖИМОВ РАБОТЫ МАНИПУЛЯТОРА РОБОТИЗИРОВАННОЙ УСТАНОВКИ ПРЕДДОИЛЬНОЙ ПОДГОТОВКИ ВЫМЕНИ

Доильные робототехнические системы выполняют все необходимые операции при доении коров. Но обслуживание стада с большим поголовьем КРС при помощи роботов требует их большого количества, что связано не только со значительными затратами на их приобретение, а также с проблемой их размещения и обслуживания [1, 2, 3]

Поэтому в настоящее время обозначился тренд на роботизацию традиционных доильных систем, где роботы-манипуляторы в сочетании с доильной установкой, по сути, становятся единой роботизированной системой, способной обслужить большое количество животных [3, 4, 5].

Вопрос роботизации доильных залов изучается не только в странах Западной Европы. Следует отметить, что и в России учёные ФГБНУ ФНАЦ ВИМ занимаются исследованиями по данному направлению [4].

Сократить отставание в области роботизации доения позволит концепция, которая заключается в поэтапной роботизации отдельных операций, выполняемых при доении коров на доильной установке типа «Карусель». Выбор в пользу этой установки сделан ввиду того, что в станки, расположенные на вращающейся платформе, животные входят по одному с одинаковым временным интервалом, что очень удобно для последовательного обслуживания каждого животного [3, 5, 6].

На первом этапе предполагается разработать установку преддоильной подготовки вымени, осуществляющей подмыв и массаж вымени, основу которой составляет станок с входной и выходной дверцей и система позиционирования рабочего органа, которую образуют манипулятор и система машинного зрения [3, 5, 6].

Создание такой установки в первую очередь требует разработки манипулятора. Так, некоторые компании, выпускающие доильные роботы, пошли по пути разработки