Расчетно-экспериментальное исследование распределения теплоты в цилиндре дизеля

УДК 621.431.74

А. Ф. Дорохов, Б. С. Сатжанов

РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ТЕПЛОТЫ В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ

Энергетический баланс является важной характеристикой ДВС, т. к. его исследование дает результаты, необходимые для определения уровня тепловых потерь, их распределения по статьям с тем, чтобы установить и использовать резервы повышения экономичности. Данные исследований могут быть использованы и для определения уровня тепловой нагруженности деталей, образующих объем рабочего цилиндра дизеля. Энергетический баланс состоит из ряда взаимосвязанных составляющих, определение значений которых требует различного методологического подхода. Так, количество теплоты, отведенной с водой от цилиндровой втулки, будет меньше количества теплоты, прошедшей через стенку цилиндра, на величину рассеяния её элементами остова. Если же в процессе охлаждения имеют место фазовые превращения (кипение охладителя), то часть теплоты будет отведена в виде скрытой теплоты парообразования и может не найти отражения в статьях внешнего энергетического баланса. Можно быть уверенным, что количество теплоты, отведенной с водой от головки цилиндров, будет больше количества теплоты, переданной через огневое днище, на то её количество, которое передается через стенки газовыхлопного канала, проходящего в рубашке охлаждения головки цилиндров (ГЦ).

На рисунке приведена предполагаемая схема распределения теплоты, внесенной в цилиндр с топливом по статьям энергетического баланса, где Qт - располагаемая теплота; Qе - теплота, пошедшая на совершение полезной работы; Qвт - теплота, переданная через стенку цилиндровой втулки; 2рас - теплота, рассеянная остовом дизеля; Qe = Ql - Qвн.п; Ql - теплота, пошедшая на совершение индикаторной работы; Qвн.п - теплота, эквивалентная работе внутренних потерь двигателя.

Схема распределения теплоты, внесенной в цилиндр, по статьям энергетического баланса:

QL - теплота, отведенная с охлаждающей водой от цилиндровой втулки; Q^ВТ = QВТ Г + QВТ ТР; QВТ Г -теплота, переданная через стенку втулки от газов; QВТ.ТР - теплота, эквивалентная работе сил трения в цилиндро-поршневой группе; Q^ВТ - суммарное количество теплоты, переданное воде через стенку цилиндровой втулки; QL = Q^ВТ - QРАС - QПО; QПО - внутренняя теплота парообразования при термосифонном охлаждении блока; Qw.бл - теплота, отведенная с охлаждающей водой из блока цилиндров (БЦ); Qн.с -потерянная теплота в результате неполноты сгорания топлива; Qг.ц - теплота, переданная через огневое днище ГЦ: <2\ - внутренняя теплота, отведенная с отработавшими газами за пределы двигателя;

Qг - теплота, отведенная за пределы рабочего цилиндра с отработавшыми газами

Между частью этих составляющих будет иметь место следующее соотношение:

Qг = Qe + б^вт + Qг.ц + Qг + Qн.с ± бн.б,

которое представляет собой структуру «внутреннего» теплового баланса дизеля. Qн.б - количество теплоты, характеризующее невязку теплового баланса.

Внешний энергетический баланс определяется выражением

0Г = Qе + ^ + & +^.0 + + Qш.б,

Qw - общее количество теплоты, отведенное с водой.

Составляющие внешнего и внутреннего энергетических балансов связаны между собой:

QXВТ = QL+ Qрас + QПО Qw г.ц = Qг.ц + Qw г;

Qw Qw бл + Qw г.ц Qг Q г +Qw.г ,

Из соотношений (1)-(3) видно, что для определения основных составляющих количества теплоты, выделившегося в цилиндре в результате сгорания топлива, необходимо знать статьи как внешнего, так и внутреннего тепловых балансов.

Определение тепловых балансов было проведено для судового дизеля 4Ч 8,5/11 с камерой сгорания в поршне с Ре = 17,65 кВт и пном = 25 с-1 при его работе по нагрузочной характеристике на режимах 50, 75, 100 и 110 % от Ые ном.

Система охлаждения дизеля - двухконтурная, водо-водяная, с принудительной циркуляцией воды по всей рубашке охлаждения. Удельный расход топлива при работе в номинальном режиме ge = 243 г/(кВт • ч).

Теплоотвод с охлаждающей водой определялся по известной формуле удельного цилиндрового теплоотвода:

Qw =

где С - средняя изобарная теплоёмкость воды, кДж/(кг • °С).

Помимо общего количества теплоты, отведенного с охлаждающей водой, определялось количество теплоты, отведенной из блока дизеля и ГЦ. Для этой цели испытуемый дизель переоборудовался следующим образом. Полости охлаждения блока и ГЦ были изолированы друг от друга. Вода подавалась в нижнюю часть ГЦ от циркуляционного насоса и отводилась из её верхней части через крыльчатый расходомер в расширительный бачок, откуда она подавалась в теплообменник и, далее, опять в насос. Для охлаждения втулок цилиндров вода подавалась в нижнюю часть БЦ насосом забортной воды и отводилась из его верхней части (через специально сделанное отверстие) также через крыльчатый расходомер во второй расширительный бачок и, далее, через второй теплообменник, обратно в насос. Температура воды контролировалась на входе и выходе для каждой полости охлаждения. Теплообменники охлаждались независимо от водопроводной магистрали с регулированием количества охлаждающей жидкости. Таким образом, можно было регулировать температуру воды на входе в блок и на выходе из головки, добиваясь их приближения к аналогичным параметрам при испытаниях дизеля с неразделенной системой охлаждения, что позволяло имитировать сходство условий охлаждения.

Значения величин теплоотвода в охлаждающую воду в целом, а также дифференцированно, от ГЦ и БЦ, приведены в табл. 1.

Таблица 1

Значения величин теплоотвода в охлаждающую воду

Режим работы дизеля Количество теплоты, отведенной с водой дизеля, % от М„ ном

Вт Цт % Qw 6л, Вт би % йт, г. ц, Вт Цт, г. ц, %

110 5 750 37,6 3 747 24,6 2 019 13,2

100 5 124 40,1 3 715 29,0 1 153 9,0

75 3 555 37,1 2 114 22,5 1 345 14,0

50 2 662 38 1 816 26,0 838 12,0

Одновременно, с определением количества теплоты, отведенной с охлаждающей водой, проводилось измерение температурных перепадов на стенке БЦ с тем, чтобы определить величину теплопередачи через стенки блока по формуле

брас =

где - коэффициент теплопроводности материала БЦ дизеля 4Ч8, 5/11 (СЧ25), [1]; 5 - толщина стенки блока, м (согласно чертежу блока); ^ - площадь теплоотдающей поверхности блока, м2 (согласно чертежу блока); Т1, Т2 - температура тепловоспринимающей и теплоотдающей поверхностей стенки блока, определяемая экспериментально, путем установки термопар на внутреннюю и внешнюю стенки блока.

Кроме того, проводилось определение величины теплоотвода от дизеля с выхлопными газами:

б г =

где Ср и С’р - средняя изобарная теплоемкость продуктов сгорания и воздуха, кДж/ (кг  °С). Расчетные значения брас и б г сведены в табл. 2.

Таблица 2

Расчетные значения Qрас и Q’т

Режим работы дизеля, °/о от Nе ном Количество теплоты

^)ао Вт Qрас, % Q’т, Вт Ч\, %

110 215 1,4 3 520 22

100 216 1,7 3 127 24,4

45 216 2,2 2 174 22,6

50 216 3,1 1 566 22,4

Для сопоставления статей внешнего и внутреннего тепловых балансов необходимо знать величину теплопередачи через огневое днище ГЦ - бгц. Огневое днище было разбито на зоны известной площади, в каждую из которых устанавливалась пробка с тремя термопарами, эшелонированными по глубине заделки. Значения температуры (по показаниям термопар) для каждой зоны принимались постоянными и использовались для расчета теплопередачи по формуле, аналогичной формуле (5). Направление теплового потока принималось нормальным к плоскости огневого днища. Результаты расчетов по каждой зоне суммировали, таким образом получая значения бгц. (табл. 3). В этой же таблице приведены данные по удельному расходу топлива при работе в каждом режиме, значения располагаемой теплоты бт, введенной в цилиндр с топливом, и значения эффективно использованной теплоты бе, % от бт.

Таблица 3

Результаты расчета теплопередачи через огневое днище ГЦ

Режим работы дизеля, % Nе ном Результаты расчетов и исходные данные

§, т/ (кВт • ч) Qт, Вт Це, 0/ Qт. ц, Вт Qт. ц,%

110 265 15 292 31,8 673 4,4

100 243 12 811 34,3 653 5,1

75 245 9 608 34,3 843 8,7

50 267 6 986 31,5 246 7,8

Анализируя данные табл. 1-3, можно отметить следующее.

Наибольшее количество теплоты из общего состава тепловых потерь отводится с охлаждающей водой (37-40 % для дизеля с циркуляционным охлаждением, что отличается от данных работы [2]). Далее, по уровню теплоотвода, идут отработавшие газы. Значения Qw не учитывают величины рассеяния теплоты БЦ - от 1,4 до 3,1 %. Внешний энергетический баланс для дизеля с циркуляционным охлаждением практически замкнут, что согласовывается и с ранее полученными результатами [3, 4].

Здесь необходимо отметить следующее обстоятельство. В ходе теплобалансовых испытаний дизелей типа Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 с серийной системой охлаждения (циркуляционной в ГЦ и термосифонной в БЦ), проводившихся на заводе-изготовителе, уровень тепловых потерь во внутреннем контуре охлаждения составил 33 %. Оценка тепловых потерь в охлаждение через контур забортной воды показала результат на уровне ~ 40 %, т. е. сходный с полученными нами результатами расчётно-экспериментальных исследований энергетического баланса дизеля с разделённой (по БЦ и ГЦ) и полностью циркуляционной системой охлаждения. Кроме того, следует отметить, что при проведении экспериментальных исследований энергетического баланса двигателя с разделённой и комбинированной (циркуляционной в ГЦ и термосифонной в БЦ) системой охлаждения в ходе измерений расхода воды через блок термосифонированием в мерную ёмкость поступала пароводяная смесь, что подтверждает наличие пристеночного кипения в БЦ [3, 4]. Применение термосифонной системы охлаждения в БЦ в своё время было способом повысить температуру протекания внутрицилиндровых процессов, что позитивно отразилось на топливной экономичности дизелей, в основном за счёт снижения доли неполноты сгорания топлива, но на уровне тепловых потерь в охлаждение это никак не отразилось. При переходе на более эффективный циркуляционный способ охлаждения, в ходе модернизации дизеля, возможен другой способ повышения температурного состояния внутрицилиндро-вых процессов - частичная термоизоляция водоохлаждаемой поверхности цилиндровой втулки.

Результаты исследований позволяют оценить теплонапряжённость основных элементов рабочего цилиндра дизеля (поршня, ГЦ, цилиндровой втулки) на существующем в настоящее время уровне его энергетической эффективности по методике А. К. Костина [1], и она (теплона-пряжённость) имеет уровень близкий к предельному. Необходимо учесть, что предприятие-изготовитель данных типов дизелей, ОАО «Завод «ДАГДИЗЕЛЬ», ведёт работы по их форсированию по среднему эффективному давлению путем газотурбинного наддува. Предполагается, что новый дизель 4ЧН 9,5/11 будет развивать мощность в 75 кВт. Тогда можно, с достаточно большой степенью уверенности, утверждать, что новой системе охлаждения и конструкционным решениям по ГЦ и поршню, которые приняты в настоящее время, не удастся обеспечить их теплонапряжённость на уровне, гарантирующем обеспечение назначенного ресурса. Необходимы будут новые технические решения, как, например: замена материала поршня с деформируемого алюминиевого сплава АК4 на литейный сплав АЛ25, обладающий более высокими физико-механическими свойствами, что связано и с изменением способа получения заготовки поршня; возможный переход на биметаллическую конструкцию ГЦ.

Выводы

1. Исследования показали, что уровень тепловых потерь в охлаждение чрезвычайно высок даже для малоразмерного дизеля. При этом из ~ 40 % потерь ~ 30 % приходится на теплоотвод от цилиндровой втулки.

2. Термосифонный принцип охлаждения цилиндровой втулки не решает задачу по снижению тепловых потерь, т. к. значительная часть теплоты отводится в виде скрытой теплоты парообразования. Повышение температурного уровня внутрицилиндровых процессов может быть обеспечено частичной термоизоляцией цилиндровой втулки.

3. Двигатели типов Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 идентичны по конструкции, способам смесеобразования и охлаждения, поэтому не будет ошибкой считать одинаковыми уровни тепловых потерь в охлаждение, а следовательно, и оценку уровня теплонапряжённости.

4. Форсирование дизеля 4Ч 9,5/11 путём газотурбинного наддува потребует ряда принципиально новых конструкционных и технологических решений при его проектировании и производстве.

СПИСОК ЛИТЕРА ТУРЫ

1. Костин А. К., Ларионов В. В., Михайлов Л. И. Теплонапряжённость двигателей внутреннего сгорания: Справочное пособие. - Л.: Машиностроение, 1979. - 222 с.

2. Семёнов Б. Н., Кудрявцев В. А., Берман А. А. Повышение эксплуатационной и топливной экономичности серийных дизелей // Двигатели внутреннего сгорания. Сер. 4. - Вып. 24. - М.: ЦНИИТЭИТяжмаш, 1985. - 40 с.

3. Дорохов А. Ф., Ханов Ш. М. Анализ тепловых потерь в охлаждающую воду судового вспомогательного дизеля // Двигатели внутреннего сгорания. Сер. 4. - Вып. 7. - М.: ЦНИИТЭИТяжмаш, 1986.

4. Дорохов А. Ф. Анализ теплопередачи через стенку цилиндра судового вспомогательного дизеля // Двигателестроение. - 1987. - № 6. - С. 6-8.

Статья поступила в редакцию 17.02.2010

CALCULATED AND EXPERIMENTAL INVESTIGATION OF HEAT DISTRIBUTION IN DIESEL CYLINDER

A. F. Dorokhov, B. S. Satzhanov

The calculation of energetic balance of marine diesel which is the main characteristics of internal combustion engine has been made. The examination of the balance displays the results necessary for determination of the heat loss level, their distribution by the items in order to fix and use the resources for improvement of engine performance efficiency.

Key words: heat balance, heat transfer, heat loss, cylinder surface.