авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:   || 2 | 3 | 4 | 5 |
-- [ Страница 1 ] --

XL Неделя науки СПбГПУ : материалы международной научно-практической

конференции. Ч. III. – СПб. : Изд-во Политехн. ун-та, 2011. – 160 с.

В сборнике публикуются материалы докладов

студентов, аспирантов, молодых

ученых и сотрудников Политехнического университета, вузов Санкт-Петербурга,

России, СНГ, а также учреждений РАН, представленные на научно-практическую

конференцию, проводимую в рамках ежегодной XL Недели науки Санкт-

Петербургского государственного политехнического университета. Доклады отражают современный уровень научно-исследовательской работы участников конференции в области фундаментальных, технических, экономических, социальных и гуманитарных наук.

Представляет интерес для специалистов в различных областях знаний, учащихся и работников системы высшего образования и Российской академии наук.

Печатается по решению редакционно-издательского совета Санкт-Петербургского государственного политехнического университета.

Редакционная коллегия энергомашиностроительного факультета:

Ю.В. Галышев (декан факультета), Р А. Измайлов (отв. ред.), А. Б. Зайцев, В. П. Сорокин, К. А. Григорьев, А. И. Суханов, А. Г. Семёнов, А. А. Лебедев, И.И. Лощаков, А. А. Калютик © Санкт-Петербургский государственный политехнический университет, ЭНЕРГОМАШИНОСТРОИТЕЛЬНЫЙ ФАКУЛЬТЕТ СЕКЦИЯ «ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ»

УДК 621. А.И. Макарин (асп., каф. ДВС), Ю.В. Галышев, д.т.н., проф.

РАСЧЕТНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА ГАЗОВОГО ДВИГАТЕЛЯ С САМОВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ГОМОГЕННОГО ЗАРЯДА Одним из перспективных методов организации рабочего процесса ДВС является рабочий процесс с воспламенением гомогенного заряда от сжатия (HCCI - technology). Такой двигатель показывает более высокую эффективность при меньшей суммарной эмиссии вредных веществ по сравнению с обычными ДВС (ультранизкие концентрации NOx и твердых частиц), что достигается объемным сгоранием всей смеси в цилиндре. Для того чтобы избежать недопустимо больших градиентов давления при самовоспламенении топлива во всем объеме цилиндра, в двигателях с рабочим процессом HCCI в основном используют бедные топливовоздушные смеси. Процесс HCCI представляется особенно перспективным при использовании газообразных топлив.

Основная сложность практической реализации рассматриваемого процесса заключается в управлении динамикой тепловыделения. Для того чтобы решить эту проблему, в настоящее время наряду с экспериментальными исследованиями разрабатываются математические модели, позволяющие изучать влияние различных факторов на развитие процессов воспламенения и горения в двигателях HCCI.

Рис. 1. Диаграммы давления при начальной температуре 293 К (=20, =1,2;

=25, =2;

=30, =3,5).

Расчетное исследование проводилось с помощью математической модели рабочего процесса HCCI двигателя, в основу которой положено дифференциальное уравнение первого закона термодинамики и глобальный механизм окисления углеводородов, разработанный в ИХФ РАН [1,2]. Расчетный алгоритм реализован на языке Java.

Расчеты проводились для четырехтактного двигателя D/S=86/75 при частоте вращения коленчатого вала 1000 об/мин. Топливо – природный газ. Для определения оптимального процесса с наилучшими индикаторными параметрами рассмотрено влияние на них коэффициента избытка воздуха и начальной температуры топливовоздушного заряда при различных степенях сжатия.

На рис. 1 и 2 представлены расчетные индикаторные диаграммы, а также полученная зависимость оптимальной степени сжатия от коэффициента избытка воздуха HCCI двигателя.

Рис. 2. Зависимость оптимальной степени сжатия от коэффициента избытка воздуха при температуре топливовоздушной смеси на впуске 293 К.

Наиболее высокие индикаторные показатели для режима максимальной нагрузки можно получить при степени сжатия 20 и температуре на впуске 293 К с учетом ограничения максимального давления сгорания Pz18 МПа. На частичных нагрузках целесообразно повышение степени сжатия до 30.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Басевич В.Я., Фролов С.М.. Глобальные кинетические механизмы, использующиеся при моделировании многостадийного самовоспламенения углеводородов в реагирующих течениях. Химическая физика, 2006, том 25, № 6, с. 54-62.

2. Быстров А.В., Галышев Ю.В. Моделирование рабочего процесса двигателя с самовоспламенением гомогенного заряда. ХХХVII Неделя науки СПбГПУ. Всероссийская межвузовская научная конференция студентов и аспирантов: Материалы лучших докладов. – СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2008, с. 5-6.

УДК 621. С.С. Григорьев (6 курс, каф. ДВС), О.М. Выходцев (6 курс, каф. ДВС), А.Ю. Шабанов, к.т.н., доц.

ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ ВТХ МОТОРНОГО МАСЛА НА ТЕМПЕРАТУРНОЕ СОСТОЯНИЕ ДЕТАЛЕЙ ЦПГ БЕНЗИНОВОГО ДВИГАТЕЛЯ Свойства моторного масла (вязкостные) определяют качество работы всех узлов трения поршневого двигателя и влияют на потери трения, скорости износа, расход масла на угар, пусковые свойства двигателя. Кроме того, передача тепловых потоков, воспринимаемых огневой поверхностью гильзы цилиндра и поршня, в систему охлаждения двигателя также происходит через масляные зазоры в сопряжении “поршневое кольцо – гильза цилиндра”. Тепловое сопротивление этих зазоров зависит от толщины масляных пленок, формируемых на стенках цилиндров, которые в числе прочих факторов определяются высокотемпературной вязкостью смазочного масла.

При численном эксперименте проанализировано влияние вязкости моторных масел при температурах, характерных для зон трения узлов ЦПГ, на температурное состояние поршней и цилиндров автомобильного бензинового двигателя ВАЗ.

При исследовании были использованы данные замеров высокотемпературной вязкости масел, выполненные на кафедре ДВС СПбГПУ. Исследовались моторные масла как одной группы по SAE – 10W-40, так и разных групп, от SAE 30 до SAE 60. В расчетном эксперименте использовались методики кафедры ДВС СПбГПУ.

Расчеты велись для пяти характерных точек внешней скоростной характеристики двигателя. Параметры работы двигателя на этих режимах определены при натурном эксперименте на стендах лаборатории кафедры.

При использовании моторных масел одной группы вязкости по SAE отличие кинематической вязкости при температурах, характерных для работы поршневых колец, может составлять 7…15 %. Однако такое различие вязкостных свойств практически не сказывается на уровне температур как поршня, так и цилиндра во всех характерных зонах.

Максимальные различия расчетных температур не превысили 2…3 С, что соизмеримо с погрешностью измерения этих величин. Различия в основных технико-экономических параметрах двигателя при работе на разных маслах одной группы по SAE значительно более выражены – до 2…5 % по расходу топлива и 2…3 % по мощности. Таким образом, при подборе конкретного моторного масла заданной группы по SAE можно не учитывать его влияние на теплонапряженность двигателя.

При использовании моторных масел разных групп по SAE их влияние на уровень температурного состояния деталей ЦПГ становится сущетвенным. Так, при переходе с моторного масла группы SAE 30 на SAE 50 наблюдается повышение температуры цилиндра за счет активизации теплообмена в этой зоне на 6…10 С, однако при этом температуры поршня уменьшаются на 3…7 С. Отмеченная зависимость более выражена на режимах, близких к средним частотам вращения коленчатого вала (в зоне максимального крутящего момента), наиболее востребованных в реальном цикле эксплуатации двигателя. Зависимость основных технико-экономических параметров от вязкости моторных масел в этом случае еще более выражена.

Таким образом, при выборе оптимального по группе SAE моторного масла, обеспечивающего приемлемый уровень температур деталей ЦПГ двигателя, необходим учет его влияния на изменение интенсивности теплообмена по основным критическим сопряжениям.

УДК 621. А.А. Метелев (асп., каф. ДВС), А.Б. Зайцев, к.т.н., доц., А.Ю. Шабанов, к.т.н., доц.

РАСЧЕТНОЕ ОБОСНОВАНИЕ РЕЖИМА РАБОТЫ СТЕНДОВОГО ДВИГАТЕЛЯ ПРИ ПРОВЕДЕНИИ РЕСУРСНЫХ ИСПЫТАНИЙ ЭНЕРГОСБЕРЕГАЮЩИХ МОТОРНЫХ МАСЕЛ Наиболее распространенный двигатель в Российской Федерации – это быстроходный четырехтактный рядный четырехцилиндровый двигатель с верхним расположением распределительного вала 4Ч7,6/7,1 и его модификации производства Волжского автозавода ВАЗ 2108. Этот двигатель принят в качестве объекта исследований с точки зрения оптимального расходования средств на проведения испытаний.

С учетом ранее проведенных исследований [1, 2] необходимо определить среднестатистический стационарный режим работы двигателя, который бы соответствовал усредненному режиму работы двигателя реального автомобиля.

В результате проведенного исследования выявлено, что эксплуатация автомобиля по трассе составляет 20 %, или 3000 км общего пробега и 80 %, или 12000 км пробега в городском цикле при годовом пробеге в 15000 км, что и соответствует периоду смены масла в двигателе. Средняя скорость движения по трассе 80 км/ч, то есть 37,5 часов пробега по трассе. Средняя скорость движения в городе 30 км/ч, то есть 400 часов пробега в городе.

Средняя частота вращения вала двигателя в городском цикле 2000 об/мин, средняя частота вращения вала двигателя при движении по трассе 3000 об/мин. Средняя нагрузка на двигатель в городском цикле составляет приблизительно 30 Нм. Средняя нагрузка на двигатель в режиме движения по трассе составляет 55 Нм. Итак, усредненный режим работы (в дальнейшем – "расчетный") двигателя ВАЗ 2108 2100 об/мин при нагрузке 33 Нм. Общее время работы при данном режиме до замены масла 437,5 часов.

Рис. 1. Индикаторные диаграммы расчетного, фактического и желаемого режимов Определившись с расчетным режимом работы двигателя, необходимо выбрать фактический режим работы, а также оценить режим холостого хода, при котором расход топлива соответствует расходу топлива на расчетном режиме (в дальнейшем – "желаемый").

Принимаем режим холостого хода при частоте вращения 2500 об/мин в качестве возможного для проведения конкретного эксперимента (в дальнейшем – "фактический").

Для сравнения расчетного, фактического и желаемого режима работы двигателя необходимо произвести синтез рабочего процесса для каждого из режимов, это позволит определить расчетным методом основные показатели: индикаторную диаграмму давлений в цилиндре, индикаторный и эффективный КПД, максимальную температуру цикла, расход топлива на режимах.

В результате проведенных методом конечных элементов расчетов температурного состояния поршня исследуемого двигателя выявлено, что максимальная температура поршня отмечена при работе на желаемом режиме (210 °С). Максимальная температура поршня на фактическом режиме составила 190 °С. Наибольшие температуры цилиндра в зоне остановки поршневых колец достигаются при работе на желаемом (130 °С) и расчетном (130 °С) режимах. Температура цилиндра в зоне остановки поршневых колец на фактическом режиме самая низкая (121 °С).

Поскольку целью данного исследования является выбор наиболее подходящего режима холостого хода, который бы больше соответствовал усредненному режиму работы двигателя (n = 2100 об/мин и Me = 33 Нм), то из рассмотренных режимов холостого хода наиболее подходящим является режим при n = 2500 об/мин. Выбранный режим холостого хода несколько превышает по частоте вращения коленчатого вала усредненный режим работы ДВС, однако в результате отсутствия эффективной нагрузки является менее нагруженным. Режим холостого хода при частоте вращения коленчатого вала 3800 об/мин не подходит для проведения испытаний, поскольку результаты проведения испытаний на данном режиме будут сильно отличаться из-за возросшей скорости поршня на 90 % и его использование будет не корректным.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Метелев А.А., Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б. Разработка методики и создание установки для проведения ресурсных испытаний моторных масел. // XXXVIII Неделя науки СПбГПУ: материалы международной научной конференции. Ч.III, - СПб.: Изд-во Политехн.

ун-та, 2009. с. 5- 2. Метелев А.А., Шабанов А.Ю., Зайцев А.Б. О влиянии времени работы моторного масла в двигателе на изменение его физико-химических показателей. // XXXIХ Неделя науки СПбГПУ: Материалы международной научно-практической конференции, Ч.III. – СПб.: Изд во Политехн. ун-та, 2010. – с. 8-10.

УДК 621. А.А. Метелев (асп., каф. ДВС), А.Б. Зайцев, к.т.н., доц.

ОБ ОДНОМ ИЗ РАДИКАЛЬНЫХ ПОДХОДОВ К СНИЖЕНИЮ ТОКСИЧНЫХ ВЫБРОСОВ ДВС На первом месте в современном двигателестроении стоит задача снижения уровня экологической опасности двигателей внутреннего сгорания. В Российской Федерации действует законодательство о выпуске автомобилей не ниже уровня ЕВРО 2, в Европе – не ниже ЕВРО 5. Разрабатываются и модернизируются системы нейтрализации отработавших газов как дизельных, так и бензиновых двигателей. Очевидно, что чем совершенней система нейтрализации отработавших газов, тем меньше в ОГ двигателя будут присутствовать наиболее токсичные компоненты (CO, CH и NOх), однако тем больше на выходе будет выбросов продуктов полного сгорания – CO2. Для снижения выбросов CO2 и других токсичных составляющих отработавших газов в двигателе предлагается радикальный подход, заключающийся в снижении установленной мощности двигателей, что приведет в первую очередь к уменьшению общего расхода топлива и снижению по массе выбросов всех компонентов отработавших газов.

Для оценки рациональности пользования автомобилями различного класса с двигателями различной мощности необходимо принять во внимание, что:

– существенная доля до 80…90 % времени эксплуатации автомобиля приходится на одного человека;

– для передвижения в черте города мощность даже самых слабых двигателей используется не более чем на 50…60 %;

– при условии соблюдения ограничений по скорости движения автомобиля по трассе мощность самых слабых двигателей используется не более чем на 50…80 %;

– мощность двигателя реализуется на 90…100 % крайне редко и, как правило, связано с обгоном на трассе с нарушением ПДД;

– в городских пробках двигатель большую часть времени работает “сам на себя”.

Из данных, приведенных в таблице 1 видно, что по условию необходимости и достаточности мощности двигателя применение более мощных силовых агрегатов с точки зрения уменьшения токсичных выбросов не оправдано.

Таблица 1. Характеристики эквивалентных двигателей, устанавливаемых на различные классы автомобилей, по условию необходимой и достаточной мощности 1,6 дм, 1,8 дм, 2,0 дм, 2,5 дм, 3,0 дм 4,0 дм 77 кВт 103 кВт 110 кВт 143 кВт 170 кВт 210 кВт Легковой автомобиль 100 % 79 % 70 % - - гольф-класса Легковой автомобиль - - 100% 77 % 64 % бизнес класса Внедорожник - - - 100 % 84 % 68 % городского типа При обеспечении тенденции снижения установленной мощности двигателей автомобилей можно обеспечить снижение скорости накопления токсичных компонент отработавших газов в атмосфере. Также возможны другие благоприятные последствия, такие как снижение аварийности на дорогах, снижение трафика, снижение потребления топлива и денежных затрат на приобретение содержание автомобиля согласно действующему законодательству РФ.

УДК 621. М.Н. Немчикова (асп., каф. ДВС), А.Б. Зайцев, к.т.н., доц., А.Ю. Шабанов, к.т.н., доц.

РАСЧЕТНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ ВАЗ- ПРИ ИЗМЕНЕНИИ СОДЕРЖАНИЯ КИСЛОРОДА В ВОЗДУХЕ Установки с двигателями, работающими по замкнутому циклу с добавлением кислорода к отработавшим газам, применялись на подводных лодках еще в первой половине прошлого столетия. Кислород подавался на впуск из баллонов через специальные редукционные клапаны. Такие системы являются пожароопасными и не применяются для питания двигателей транспортных машин до сих пор. В настоящее время разработаны мембранные технологии отделения кислорода из воздуха в количестве, достаточном для обеспечения обогащения кислородом подаваемого на впуск воздуха до 25…30%. Следует отметить, что проблема обеспечения требуемого для двигателя расхода воздуха, пока не решена. Однако на данный момент требуется оценить, какова степень влияния содержания кислорода в воздухе на рабочие показатели двигателя внутреннего сгорания.

Таким образом, целью данного исследования явилось изучение влияния изменения процентного содержания кислорода в воздухе на мощностные и экономические параметры двигателя. Объект исследования бензиновый впрысковый двигатель ВАЗ-2111. Вычисления проводились с помощью модернизированной программы расчета рабочего процесса, учитывающей изменение теплофизических и термохимических характеристик рабочего тела при разной степени обогащения воздуха кислородом. Наличие мембраны на впуске моделировалось с учетом потери доли парциального давления отсеянного азота и введения поправочного коэффициента к давлению на впуске. При этом аэродинамические потери на мембране не рассчитывались. По результатам расчетов анализировался характер изменения эффективной мощности и удельного эффективного расхода топлива при добавлении кислорода с учетом наличия мембраны на впуске и без нее.

На рис. 1 - 4 приведены результаты расчетов рабочих циклов при работе двигателя по внешней скоростной характеристике в условиях неизменности коэффициента избытка воздуха для заданного скоростного режима.

Рис. 2. Зависимость удельного эффективного Рис. 1. Зависимость эффективной мощности расхода топлива от частоты вращения при от частоты вращения при 100% дросселя 100% дросселя Рис. 4. Зависимость максимальной Рис. 3. Зависимость максимального температуры цикла от содержания кислорода давления сгорания от содержания кислорода в воздухе в воздухе Увеличение процентного содержания кислорода в продувочном воздухе приводит к возрастанию эффективной мощности (до 24 и 52 % при 25 и 30 % содержания кислорода соответственно) и крутящего момента во всем диапазоне частоты вращения коленчатого вала. При этом достигается и лучшая экономичность двигателя. Негативным фактором является увеличение максимальных значений давления сгорания и температуры цикла, что увеличивает тепловые и механические нагрузки на детали двигателя.

Установка мембраны приводит к снижению как мощностных, так и экономических показателей по сравнению с характеристиками стандартного двигателя. Это в первую очередь можно объяснить потерей давления на впуске. Максимальные давления и температуры цикла при этом также снижаются.

В проведенном исследовании не учитывалось изменение динамики тепловыделения и скорости сгорания при введении дополнительного кислорода. Подобного рода данные в современной литературе практически отсутствуют. Для их получения планируется проведение натурного эксперимента.

По результатам проведенных расчетов можно сказать, что целесообразно подавать в двигатель воздух, обогащенный кислородом до 25%. Это позволит улучшить показатели двигателя без заметного изменения теплонапряженности его деталей.

УДК 621.431- В.Б. Гризодубов (6 курс, каф. ДВС), А.Б. Зайцев, к.т.н., доц.

О ТЕПЛОФИЗИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИКАХ ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ СИСТЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВС В настоящее время вода практически не применяется для охлаждения автотранспортных двигателей. Её место заняли специальные низкозамерзающие жидкости – антифризы. Антифриз представляет собой смесь компонентов, обладающих неодинаковыми физическими и химическими свойствами, к примеру, смесь этиленгликоля и воды. Такие смеси имеют довольно сложные теплофизические свойства, в частности, раствор этиленгликоля с водой называется эвтектическим, так как температура застывания смеси ниже, чем у каждого компонента в отдельности. Тем не менее, об охлаждающих жидкостях известно крайне мало. Их сертификация носит добровольный характер, следовательно, встречающиеся в продаже охлаждающие жидкости могут разниться по своим свойствам.

Более того, в нашей стране отсутствуют нормативные документы для проведения испытаний охлаждающих жидкостей, также отсутствуют и данные по большинству теплофизических характеристик, необходимых для расчета систем охлаждения ДВС.

К интересующим нас теплофизическим параметрам охлаждающих жидкостей относятся: плотность, теплоёмкость, коэффициент теплопроводности, кинематическая вязкость, число Прандтля. Данная работа посвящена определению кинематической вязкости трёх антифризов. Опытная установка включает в себя: штатив, вискозиметр ВПЖ- (d=0,8 мм), литровая колба с глицерином, термометры, секундомер, плитка. Выполнены, поверочные расчёты кинематической вязкости для дистилированной воды. Результаты измерений и сравнений их с табличными данными [1, 2] представлены в таблице 1.

Таблица 1. Значения кинематической вязкости воды, сСт tводы, °С Эксперимент Табличные данные 20 1,004 1, 40 0,582 0, 60 0,452 0, 80 0,372 0, 97 0,315 0, Можно сделать вывод, что данный вискозиметр может быть применен для определения кинематической вязкости исследуемых жидкостей. Далее были исследованы вязкостно-температурные свойства антифризов трёх различных марок: Evercool, Аляsкa и X FREZE. Результаты эксперимента приведены в таблице 2.

Таблица 2. Значения кинематической вязкости исследуемых антифризов, сСт t, °С Evercool Аляsка X-FREZE 20 2,958 2,494 2, 40 1,563 1,682 1, 60 1,103 1,005 1, 80 0,741 0,807 0, 100 0,625 0,614 0, Следует отметить, что вязкостно-температурные характеристики исследуемых антифризов оказались несколько отличными друг от друга. Достаточно близкие величины кинематической вязкости на всём диапазоне температур от 20 до 100 °С получены для антифризов Evercool и X-FREZE Температуры кипения исследуемых жидкостей не превышают ~105°С. ВТХ исследованных антифризов представлены на рис. 1.

Рис. 1. Вязкостно-температурные характеристики исследуемых антифризов Полученные в проведенном исследовании данные могут быть использованы в расчетах процессов теплообмена в системах охлаждения ДВС и образом способствовать их уточнению.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Левин А.Б., Семёнов Ю.П. Теплотехнический справочник студента: учеб. пособие – 2-е изд – М., ГОУ ВПО МГУЛ, 2005. – 96 с.

2. Теоретические основы теплотехники. Теплотехнический эксперимент: Справочник / Под общ. ред. чл.-корр. АН СССР В.А. Григорьева, В.М. Зорина. – 2-е изд. – М.:

Энергоатомиздат, 1988. – 560 с.

УДК 621. С.Л. Савченко (5 курс, каф. ДВС), М.И. Куколев, д.т.н., проф., А.Б. Зайцев, к.т.н., доц.

ЗОЛОТНИКОВОЕ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ И ПЕРСПЕКТИВЫ ЕГО ПРИМЕНЕНИЯ В КОНСТРУКЦИЯХ СОВРЕМЕННЫХ ДВС Золотниковый клапан – устройство, направляющее поток газа в цилиндр путём смещения подвижной его части относительно окон поверхности скольжения.

Есть много золотниковых механизмов газораспределения (ГРМ), из которых наиболее оптимальным представляется вариант, разработанный Бертом и Мак-Колумом [1] – с золотником в виде гильзы, совершающей одновременно возвратно-поступательное и вращательное движения. Двигатели с этой схемой газораспределения устанавливались на большинстве английских самолетов в период Второй Мировой войны (в том числе двигатели Роллс-Ройс «Игл», Нэпир «Сэйбр», Бристоль «Центаурус» и д.р.). Двигатели с гильзовым газораспределением устанавливались на автомобилях Аргилл, Воуксхолл, Даймлер довоенного времени. Этот механизм показан на рис. 1.

Рис. 1. Двигатель с золотником Основной схемой газораспределения для современных автомобильных ДВС является схема с двумя верхними распределительными валами (DOHC) и четырехклапанными головками цилиндров. Преимущества предлагаемой схемы над DOHC:

– меньший, примерно в 1,5 раза, габарит двигателя по высоте, при незначительном увеличении его ширины (за счет отсутствия традиционного ГРМ);

– большая пропускная способность продувочных окон;

– вследствие того, что гильза постоянно совершает вращательно-поступательное движение, масляный клин между ней и поршнем не нарушается, что уменьшает износ гильзы в крайних мертвых точках;

– меньший шум вследствие отсутствия ударов тарелки клапана о седло;

– меньшая стоимость (меньшее количество деталей).

Недостаток рассмотренной схемы - появление новой трущейся пары гильза-цилиндр, обусловливающей вопрос о стабильности зазоров в соединениях поршень-гильза и гильза цилиндр. Вызывает также сомнение работоспособность данной системы по условиям смазки гильзы и теплонапряженности при высокой форсировке двигателя. Известно, что – согласно [1] проблем со смазыванием пары гильза-цилиндр при имевшихся на то время форсировках не было;

– охлаждение зоны нагрева гильзы, перекрывающей выпускной канал, следует осуществлять за счет масла, подаваемого в зазор гильза-цилиндр;

для улучшения теплоотвода можно применить масляный радиатор, который будет охлаждать масло перед его подачей на внешнюю часть гильзы;

– стабильность зазоров можно обеспечить применением материалов с близкими коэффициентами линейного расширения. В своё время был создан двигатель с цилиндром и поршнем из алюминиевого сплава и гильзой из аустенитной стали, с отношением коэффициентов теплового расширения 1,3:1. Наружная поверхность гильзы хорошо работала по поверхности цилиндра, но был большой износ поршневых колец, приводящий к задирам.

Проблема износа в настоящее время решается применением покрытий пористым хромом или никель-кремниевым покрытием.

При использовании современных технологий такой двигатель может быть создан и он сможет занять своё место на рынке благодаря лучшим показателям по габаритной мощности.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Рикардо Г.Р. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания. – М.: Государственное научно-техническое издательство машиностроительной литературы, 1960. – 409 с.

2. http://www.volnovoidvigatel.ru/cartridge-p6.html УДК 621. П.А. Варулин (асп. каф. ДВС), А.Б. Зайцев, к.т.н., доц.

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВЫБРОСОВ ОКСИДОВ АЗОТА ДИЗЕЛЕМ ЯМЗ-238НБ Токсичность отработавших газов (ОГ) дизельного двигателя во многом определяется характеристиками работы его топливной аппаратуры. Целью проведенного эксперимента является получение исходных данных для последующего моделирования рабочих процессов и токсичности ОГ при использовании характеристик впрыска различного вида.

В эксперименте измерялись нагрузочные характеристики дизеля ЯМЗ-238НБ (8ЧН 13/14). Нагрузочные характеристики определялись для двух режимов: 1400 и 1700 об/мин.

Нагрузочная характеристика в пределах поля допустимых нагрузок позволяет проследить характер изменения таких показателей, как эффективный крутящий момент Me, часовой расход топлива GT, часовой расход воздуха GV, эффективная мощность Ne, удельный эффективный расход топлива ge, эффективный КПД e, среднее эффективное давление Pe, суммарный коэффициент избытка воздуха, механический КПД м, индикаторный КПД i, удельный индикаторный расход топлива gi, параметры токсичности CO, CH, NO, CO2.

При измерении характеристик регистрировались давление и температура воздуха в боксе;

температура охлаждающей жидкости;

тормозной момент (нагрузка на двигатель);

часовой расход топлива;

часовой расход воздуха;

избыточное давление на выходе из компрессора;

дымность отработавших газов;

концентрация токсичных компонентов в ОГ (CO, CH, NO, CO2). Экспериментальные данные представлены в таблице 1.

Таблица 1. Нагрузочные характеристики дизеля ЯМЗ-238НБ при n=1700об/мин Me, СO, CH, NO, CO2, e ч.н.м. ч.н.м. % об Gт, кг/час Gv, кг/час Ne, кВт ge, кг/кВтчас Нм % об 0 0,03 23 91,3 1,497 6,07 613,2 0 - 210,8 0,04 24 300 2,667 10,54 635,1 30,9 0,341 0, 393,6 0,03 23 484,7 3,923 15,15 645,7 57,7 0,263 0, 548,2 0,03 20 790,7 4,947 19,59 666,6 80,4 0,244 0, 632,5 0,03 20 844,3 5,453 21,45 676,8 92,7 0,231 0, На графиках (рис. 1 - 3) представлены параметры работы дизеля в зависимости от усилия на тормозе Pт Рис. 1. Выбросы оксидов Рис. 2. Эффективный КПД Рис. 3. Удельный азота NOx дизеля эффективный расход ge В результате проведенного эксперимента получены исходные данные для последующего моделирования процессов в дизеле ЯМЗ-238НБ. Измеренные параметры вязкости дизельного топлива позволяют наилучшим образом настроить программу расчета топливоподачи. Экспериментальные параметры рабочего процесса и токсичности ОГ, позволяют настроить программу расчета рабочего процесса и токсичности по параметру NO под данный дизельный двигатель. Тем самым эксперимент позволяет приблизить расчетную модель к действительным процессам в дизельном двигателе и проводить дальнейшие расчетные исследования с целью снижения токсичности ОГ и улучшением экономичности.

УДК 621. П.А. Варулин (асп., каф. ДВС), Г.В. Сергеев (5 курс, каф. ДВС), А.Б. Зайцев, к.т.н., доц.

РАСЧЕТНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРИМЕНЕНИЯ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОГО ВПРЫСКА ТОПЛИВА ДЛЯ СНИЖЕНИЯ ВЫБРОСОВ ОКСИДОВ АЗОТА ДИЗЕЛЬНЫМ ДВИГАТЕЛЕМ Приоритетом в XXI веке среди эксплуатационных характеристик дизельного двигателя является снижение токсичности отработавших газов. Поэтому целью данной работы является снижение токсичности ОГ дизеля по компоненте NOx и повышение экономичности его работы.

В расчетном исследовании использован комплекс программ, разработанных на кафедре ДВС СПбГПУ, моделирующий процессы в системе топливоподачи и в цилиндре двигателя с возможностью определения эмиссии оксидов азота. Исходные данные для проведения расчета получены в эксперименте. Кроме этого, использована документация двигателя и топливной аппаратуры ЯМЗ-238НБ.

Расчетный комплекс был настроен по результатам проведенного эксперимента.

Проведенные расчеты на двух режимах при 1400 и 1700 об/мин показали схожий характер изменения выбросов оксидов азота в ОГ с экспериментальными данными. При этом характеристика “однофазной” подачи топлива была подобрана таким образом, чтобы численные значения выбросов соответствовали экспериментальным.

Для достижения снижения токсичности отработавших газов и улучшения экономичности дизельного двигателя был применен “двухфазный” впрыск. Методом подбора угла опережения и объема подаваемого топлива в первой фазе подачи находилось оптимальное решение между снижением NOx и повышением эффективных показателей рабочего процесса. Результаты расчетов представлены в таблице 1.

Таблица 1. Оптимизация параметров двухфазного впрыска дизеля ЯМЗ-238НБ при n=1700об/мин.

e e, % ge, кг/(кВтчас) ge, % Pт, кг Впрыск NOx, ppm NOx, Одноф. 291 0,223 0, Двухф. 251 0,226 1,33 0,372 -2, Одноф. 510 0,292 0, Двухф. 420 0,300 2,67 0,281 -3, Одноф. 680 0,333 0, Двухф. 521 0,345 3,48 0,242 -4, Одноф. 810 0,338 0, Двухф. 582 0,353 4,25 0,236 -5, При использовании двухфазного впрыска с ростом нагрузки происходит значительное снижение NOx и улучшение экономических показателей двигателя. Изменение содержания NOx в ОГ в зависимости от усилия на тормозе Pт представлено на рис 1, улучшение показателей дизельного двигателя при применении двухфазного впрыска - на рис. 2 и 3.

Рис. 1. Выбросы оксидов азота NOx Рис. 3. Удельный Рис. 2. Эффективный КПД эффективный расход ge дизеля В результате оптимизационных расчетов были получены наиболее подходящий моменты начала впрыска топлива в первой и второй фазах подачи, а также и объем топлива, подаваемый в предварительной фазе.

В целом применение двухфазного впрыска позволило увеличить эффективный КПД в среднем по режимам на 4,25 %;

снизить средний удельный эффективный расход топлива на 5,6 %;

увеличить мощность двигателя на 4 % при той же цикловой подаче топлива;

уменьшить максимальную скорость тепловыделения до 25%, что приводит к снижению жесткости рабочего процесса;

Наиболее эффективный результат достигнут по снижению эмиссии оксидов азота на различных нагрузочных и скоростных режимах: от 7 до 21 % при частоте вращения вала 1400 об/мин и от 14 до 28 % при 1700 об/мин. Большие значения соответствуют максимальной нагрузке на данном скоростном режиме.

Таким образом, полученные результаты показывают целесообразность применения двухфазного впрыска для существующих дизельных двигателей с целью улучшения показателей экономичности и снижения токсичности ОГ.

УДК 621. А.А. Зверев (6 курс, каф. ДВС), Ю.В. Галышев, д.т.н., проф., А.А. Сидоров к.т.н., доц.

УСТАНОВКА С ДВИГАТЕЛЕМ ЯМЗ-238НБ ДЛЯ ИССЛЕДОВАНИЯ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ВАЛОПРОВОДА На базе стенда с двигателем ЯМЗ создана установка для измерения крутильных колебаний оптическим методом (рис. 1, 2). В качестве измерительного комплекса используется торсиограф «Скан», разработанный ЗАО «ЦНИИ Морского флота» (рис. 3).

Рис. 1. Общий вид установки: 1 – двигатель ЯМЗ;

Рис. 2. Выводное 2 – диск с наклеенной лентой;

3 – первичный оптический устройство преобразователь;

4 – стойка;

5 – компьютер с платой АЦП Комплекс состоит из портативного компьютера с встроенной платой АЦП (рис. 3 а);

первичного оптического преобразователя (рис. 3 б);

специальной отражательной ленты с темными и светлыми полосками (рис. 3 в).

а) б) в) Рис. 3. Компоненты измерительного комплекса «Скан»

Лента с тёмными и светлыми полосками была установлена на выводное устройство, состоящее из алюминиевого диска (поз. 2, рис. 1), который через стальной держатель крепится к коленчатому валу. Общий вид диска с отражательной лентой показан на рис. 2.

Оптический датчик (рис. 3б) предназначен для излучения светового потока и приёма отраженного потока от ленты (рис. 3в), наклеенной на диск. Измерение и регистрация угловых перемещений коленчатого вала дизеля производится при постоянной частоте вращения до 1500 об/мин.

Результаты измерений крутильных колебаний выводятся в графическом виде на дисплее компьютера (торсиограмма угловых перемещений и спектр угловых перемещений), а также в виде таблицы, в которой представлены амплитуды угловых перемещений до 12-й гармоники включительно с номерами измерения и номером сечения.

Обработка результатов измерений производится программой Скан-торсиограф, разработанной ЗАО «ЦНИИМФ» для работы в среде Windows XP. Полученные суммарные амплитуды выводятся в виде графика для исследуемого сечения вала в зависимости от частоты вращения. Дальнейшая обработка данных с помощью специализированных программ позволяет вычислить значения амплитуд крутильных колебаний в любом сечении вала.

В процессе опытной эксплуатации после переустановок выводного диска обнаружились расхождения в измерениях, вызванные рядом погрешностей, основными источниками которых являются: изменение конструкции валопровода в связи с установкой диска, несоосность диска и вала двигателя, дисбаланс самого диска.

Пути снижения погрешности измерений: обработка поверхности диска, установленного на коленчатый вал двигателя, специальным приспособлением, уменьшение массы диска, разработка специализированной программы, учитывающей дополнительную массу диска при расчете амплитуд колебаний исследуемых сечений.

Созданная установка позволяет без разборки с помощью выводного диска, устанавливаемого на свободном конце коленчатого вала двигателя, измерять абсолютные амплитуды крутильных колебаний.

УДК 621. А.А. Дятел (5 курс, каф. ДВС), А.А. Сидоров к.т.н., доц.

РАСЧЕТНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРИМЕНЕНИЯ ЦИКЛА МИЛЛЕРА ДЛЯ СНИЖЕНИЯ МАКСИМАЛЬНОЙ ТЕМПЕРАТУРЫ В ЦИЛИНДРЕ К основным тенденциям развития современного двигателестроения относятся повышение мощности, улучшение топливной экономичности и снижение эмиссии вредных веществ. Последняя проблема особенно актуальна в связи с предстоящим введением более жестких нормативов для двигателей всех назначений. Одним из эффективных средств снижения эмиссии, в том числе и окислов азота, является использование цикла Миллера [1], предложеного в 1947 году для внутреннего охлаждения воздуха, поступившего в цилиндр поршневого двигателя на такте наполнения, вследствие его расширения при продолжающемся движения поршня к н.м.т. после закрытия впускных клапанов до прихода поршня в н.м.т.

Благодаря этому давление и температура в начале и в конце сжатия будут пониженными, что при неизменной цикловой подаче топлива снизит среднюю температуру цикла и максимальное давление сгорания pz. При сохранении на прежнем уровне тепловой нагрузки и давления pz имеется возможность увеличить цикловую подачу и осуществить форсировку двигателя по pi.

Чтобы компенсировать уменьшение количества воздуха, поступившего в цилиндр из за раннего закрытия впускных клапанов, необходимо увеличивать давление и понижать температуру воздуха во впускном ресивере. Поэтому двигатели с внутренним охлаждением отличаются более высокими давлениями наддува и обязательно включают в себя рекуперативный охладитель надувочного воздуха. Переход к внутреннему охлаждению ужесточает требования к турбокомпрессору: повышение его производительности, общего к.п.д. и снижения инерционности.

На основе моделирования рабочего процесса поршневого двигателя с использованием программного комплекса “PROCESS 2000”, разработанного на кафедре ДВС СПбГПУ, была выполнена оценка возможностей, предоставленных использованием данного цикла.

Исследования проводились для типичного высокооборотного дизеля (6ЧН 13/14), при этом коэффициент избытка воздуха и температура отработавших газов сохранялись постоянными, а углы закрытия впускного клапана и начала впрыска топлива изменялись. В ходе эксперимента были установлены зависимости параметров двигателя (мощности, момента, удельного расхода, средней и максимальной температуры цикла) от степени повышения давления в компрессоре и угла закрытия впускного клапана.

Результаты эксперимента показали, что при смещении угла закрытия впускного клапана в сторону его увеличения (при отсчете от н.м.т.), происходит ожидаемое снижение максимальной температуры цикла (на 90..100 К) и мощности, а удельный расход топлива имеет четкий минимум, соответствующий a = –40…45 п.к.в. от н.м.т. (рис. 1, 2).

Следовательно данный угол закрытия может считаться оптимальным для всех степеней повышения давления, так как достигается эффект от применения цикла Миллера, а характеристики мощности, максимального давления и удельного расхода соответствуют требуемым.

ge, г/(кВт*ч) Ne, кВт 240 450, 230 350, 220 250, 210 150, 200 50, -100 -80 -60 -40 -20 0 ge к=2 ge к=3 ge к=4 ge a, град.

к= п.к.в.

Ne к=2 Ne к=3 Ne к=4 Ne к= Рис. 1. Зависимость удельного эффективного расхода топлива ge и эффективной мощности Ne от угла закрытия впускного клапана (при отсчете от н.м.т.) Применение цикла Миллера имеет ряд особенностей, обобщенных на основе уже упомянутых данных и данных эксперимента:

– цикл Миллера позволяет снизить температуру надувочного воздуха в начале такта сжатия в результате расширения воздуха от давления, создаваемого системой наддува, до давления в цилиндре при нахождении поршня в н.м.т.;

– для оптимального наполнения и охлаждения при расширении надувочного воздуха в исследуемом двигателе требуются высокие давления наддува достигающие к=45, которые могут быть получены, например, с помощью двухступенчатого наддува с промежуточным охлаждением наддувочного воздуха, при этом турбокомпрессоры должны обладать высокой производительностью, малой инерционностью и высоким общим КПД;

– для высокой эффективности работа двигателя по циклу Миллера должна осуществляться на режимах, близких к максимальным нагрузкам, а работа на режимах холостых оборотов и малой нагрузки должна производиться по стандартному дизельному циклу, что требует использовать механизмы изменения фаз газораспределения и газотурбинный наддув с регулируемой степенью повышения давления;

Тmax, К 1 1 1 1 -100 -80 -60 -40 -20 0 a, град. п.к.в.

к=2 к=3 к=4 к= Рис. 2. Зависимость Тmax от угла закрытия впускного клапана (при отсчете от н.м.т.) – из-за более раннего закрытия впускных клапанов ухудшается наполнение цилиндра, поэтому привод клапана должен обеспечить быстрый подъем клапана за короткое время;

– дополнительное охлаждение наддувочного воздуха при наполнении снижает потери тепла через стенки цилиндра и способствует росту КПД цикла;

– снижение максимальной температуры рабочего цикла на 100 К и более позволяет прогнозировать значительное снижение содержания окислов азота в отработавших газах.

Таким образом, применение цикла Миллера является перспективным средством повышения эксплуатационных показателей ДВС.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Г.Е. Ципленкин, В.И. Иовлев, А.Н. Сухарев. Двухступенчатый наддув – атрибут двигателя будущего // Двигателестроение. – 2011. – № 2. – с. 25-32.

УДК 621. Г.А. Ноздрин (асп., каф. ДВС), М.И. Куколев, д.т.н., проф.

РЕАЛИЗАЦИЯ РАСЧЕТНОЙ МОДЕЛИ ДВПТ В СРЕДЕ BORLAND C++ BUILDER Для реализации созданной расчетной модели выбран язык С++ с компилятором фирмы Borland. Расчетная модель предлагается как инструмент для расчета и уточнения параметров рабочего цикла двигателя Стирлинга (ДС). Модель позволяет рассчитать:

температуру рабочего тела в различных частях двигателя на каждом расчетном шаге, давление рабочего тела на каждом шаге, количество подведенной и отведенной теплоты, работу за цикл, мощность и к.п.д. ДС. В качестве исходных данных используются результаты расчета по циклу Шмидта и геометрические параметры двигателя.

В основе модели лежит принцип разбиения двигателя на объемы, в каждом из которых происходит подвод или отвод теплоты при одинаковых на текущем расчетном шаге коэффициентах теплоотдачи через определенную площадь, за время одного расчетного шага, то-есть одинаковых скоростях течения рабочего тела, определяющих размерах и прочих параметрах, характеризующих теплообмен.

Рис. 1. Структурная схема программы Программа написана на языке С++ в среде Borland C++ Builder объектно ориентированным методом с использованием библиотек визуальных компонентов и состоит из 5 модулей, каждый из которых выполняет часть расчета или реализует интерфейс пользователя. Такая структура упрощает процесс внесения изменений в программу, связанных как с изменением методов расчета и реализации модели, так и с внесением изменений и дополнений в саму расчетную модель. В общем виде структурная схема программы представлена на рис. 1, алгоритм работы программы – на рис. 2.

Рис. 2. Алгоритм работы программы В представленной работе описана реализация расчетной модели в виде программного продукта. Без этого этапа невозможно дальнейшее развитие расчетной модели – проведение вычислительного эксперимента, результаты которого дают возможность оценить достоверность модели и определить дальнейший путь ее развития. Данный программный продукт дает возможность практического применения созданной модели для проведения инженерных расчетов.

ЛИТЕРАТУРА:

1. А.Я. Архангельский. Программирование в C++Builder. 7-е изд. – М.: ООО «Бином-Пресс», 2010 г. 896 с.

2. Уокер Г. Двигатели Стирлинга / Г. Уокер;

сокр. пер. с англ. Б.В. Сутугина и Н.В.

Сутугина. — М.: Машиностроение, 1985.

УДК 621. А.Ю. Абакшин (асп., каф. ДВС), М.И. Куколев, д.т.н., проф.

ЧИСЛЕННОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ ТЕПЛО И МАССООБМЕНА ВО ВНУТРЕННЕМ КОНТУРЕ ДВПТ В СРЕДЕ FLUENT Перспективным направлением в области энергосбережения и использования нетрадиционных источников энергии в настоящее время является разработка, производство и применение двигателей с внешним подводом теплоты (ДВПТ), в том числе двигателей Стирлинга (ДС). При этом необходимо исследовать процессы тепло- и массообмена во внутреннем контуре ДВПТ.

В данной работе рассматриваются задачи численного моделирования указанных процессов на примере расчетов процессов во внутреннем контуре ДС компоновочной модификации в осесимметричной нестационарной постановке.

Задача моделирования процессов во внутреннем контуре ДВПТ предполагает учет воздействия на рабочее положение поршней двигателя – изменение геометрии расчетной области в процессе численного расчета нестационарных процессов тепломассообмена. При этом применяется как встроенный алгоритм задания закона движения поршня Fluent, так и специально составленный алгоритм, применяющийся для моделирования движения вытеснительного поршня. Для дискретизации расчетной области в рабочих объемах цилиндров применялся метод наращивания слоев ячеек постоянной толщины. На рис. представлен вид расчетной сетки в зоне холодного (слева) и горячего цилиндров в различные моменты протекания рабочего цикла двигателя.

= 240° = 0° = 120° Рис. 1. Вид расчетной сетки в зоне холодного (слева) и горячего цилиндров Для численного исследования процессов перетекания рабочего тела через регенератор и теплообмена с материалом регенератора использовались два подхода. Первый связан с представлением регенератора как пористой зоны с заданными параметрами проницаемости.

Во втором случае регенератор представляется в виде массива твердых тел заданной формы и размера, с возможностью описания теплообмена через задание температуры стенок или ее зависимости от температуры рабочего тела. Первый подход, очевидно, более универсален, однако второй позволяет получить результаты приемлемой точности даже при менее точном задании граничных условий теплообмена. На рис. 2 представлен вид расчетной сетки в зоне регенератора при применении первого (слева) и второго подходов.

Рис. 2. Вид расчетной сетки в зоне регенератора В случае представления регенератора в виде пористой зоны максимальная расчетная сетки составляла 4900 прямоугольных ячеек, в случае представления в виде массива твердых тел – 22416 ячеек, треугольных в зоне регенератора и прямоугольных в остальном объеме.

При расчетах с использованием первого подхода в зоне регенератора по материалам о характеристиках современных проволочных регенераторов задавался коэффициент пористости, равный 0,7. Для расчета теплообмена между рабочим телом и материалом регенератора в каждой ячейке применялась зависимость Q (TГ Tр ) F, где коэффициент теплопроводности определялся по данным [5]:

wn C nг 1n.

г d В случае представления регенератора в виде массива твердых тел задавалась температура их стенок(381 К). В обоих случаях на стенке горячего цилиндра была задана температура 500 К, на стенке холодного – температура 300 К. На поверхностях поршней и стенок перепускного канала задавались условия теплоизоляции. Движение поршней и температуры стенок цилиндров и регенератора заданы в соответствии с предварительными расчетами, проведенными по методу Шмидта [2, 3, 4].

В результате расчета получены поля скоростей, давлений, температур во внутреннем контуре ДВПТ, данные об их изменениях в течение всего цикла работы двигателя.

Полученные данные о характеристиках работы ДВПТ в значительной мере расходятся с данными как аналитических расчетов [2, 3, 4], так и численного моделирования с использованием иных методик и расчетной сетки [1], что может быть связано с большей точностью описания процессов с помощью численного расчета по сравнению с аналитическим с одной стороны, а также с меньшей точностью примененного метода численного расчета и меньшей размерностью расчетной сетки – с другой. При этом характер полученных полей термодинамических параметров в значительной мере схож с данными численных расчетов [1], что позволяет сделать вывод о допустимости описания процессов во внутреннем контуре ДВПТ при помощи примененной методики.

Один из результатов проведенных расчетов приведен на рис. Рис. 3. Векторное поле скоростей рабочего тепа в области регенератора в период холодного дутья Проведенные расчеты позволяют сделать выводы о характере течения рабочего тела во внутреннем контуре ДВПТ и влиянии конструкции и частоты рабочих циклов двигателя на процессы тепломассообмена в контуре. Важнейшим результатом является возможность оценки влияния работы регенератора на характеристики течения в контуре. Основными задачами по улучшению методики численного моделирования процессов тепломассообмена во внутреннем контуре ДВПТ являются повышения точности моделирования работы регенератора и процессов теплообмена.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Dyson R., Wilson S., Tew R., Demko R. Fast Whole-Engine Stirling Analysis // Third International Energy Conversion Engineering Conference, 2005 – 35 с.

2. Уокер Г. Двигатели Стирлинга. – М.: Машиностроение, 1985 – 401 с.

3. Ридер Г., Хупер Ч. Двигатели Стирлинга. – М.: Мир, 1986.

4. Бреусов В. П. Двигатель внешнего подвода тепла (вчера, сегодня, завтра). – СПб.: Нестор, 2007. – 156 с.

5. Евенко В.И. Определение основных параметров регенератора двигателя Стирлинга // Двигателестроение № 2, 1983 – с 17 – 19.

УДК 621. Д.С. Мюганен (студ. ЛИФ ПетрГУ), О.Н. Галактионов, к.т.н., доц. каф. ТОЛК ЛИФ ПетрГУ ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТОПЛИВА В ЛЕСНОЙ ТЕХНИКЕ С ПОМОЩЬЮ ДВИГАТЕЛЯ СТИРЛИНГА В настоящее время в лесной технике в составе энергосиловых установок используются преимущественно дизельные двигатели, передающие механическую энергию гидравлическому насосу, который в свою очередь обеспечивает большие рабочие давления (до 450 атм.) для работы манипулятора и гидромеханической трансмиссии, что позволяет отказаться от неудобной в лесу механической трансмиссии. От двигателя идёт отбор мощности электрогенератором, вентилятором охлаждения, что заставляет двигатель работать в режиме, близком к режиму максимальной мощности, и фактически при постоянной частоте вращения.

Средняя мощность дизельного двигателя в лесозаготовительной технике (харвестер, форвардер) импортного производства составляет около 125-180 кВт. Средний КПД дизельного двигателя составляет 40…50 %. Больше половины энергии топлива рассеивается в виде тепловых потерь – до 30 % через корпус и систему охлаждения двигателя и до 25 % энергии выбрасывается с отработавшими газами.

Часть тепловой энергии отработавших газов можно вернуть, используя двигатели на основе цикла Стирлинга или устройства, использующие низкокипящие жидкости. Для лесной промышленности целесообразнее использовать двигатель Стирлинга.


Выбор определяется более высокой концентрацией энергии отработавших газов по сравнению с энергией охлаждающей жидкости;

использованием отработавших газов для увеличения перепада температур на входе и выходе двигателя;

упрощением конструкции при размещении дополнительного двигателя в системе выхлопного коллектора.

В данном исследовании предполагается, что топливо сгорает в камере полностью.

Теплота, выделяющаяся при работе машины Q g e N исп 735,5 qд, где gв=230 г/(кВт·ч) – удельный расход топлива харвестера/форвардера;

Nисп=200 л.с. – средняя используемая мощность;

qд= 42 МДж/кг – теплоёмкость дизельного топлива.

Соответственно Q = 1421 МДж / час, из них 25% в виде тепловой энергии выходит вместе с отработавшими газами. Необходимо создать условия для полезного использования части этой энергии.

Решать эту задачу предлагается путем преобразования тепловой энергии отработавших газов в электрическую при помощи стирлинг-генератора (СГ), работающего по циклу Стирлинга (ДС), разработанного коллективом под руководством проф.

Бреусова В.П.

Задача данной работы - расчёт и оценка возможности монтажа и размещения ДС в лезаготовительных машинах (ЛМ).

Для стабильного электроснабжения лесозаготовительной машины достаточно использовать всего лишь 20 % (15…20 кВт) энергии отработавших газов, что позволит получить 5 кВт электрической энергии. Для получения необходимого количества энергии необходимо изменить конструкцию теплообменников (теплоприёмника и теплообменника холодильника) уже существующего двигателя.

Теплообменник горячей камеры СГ реконструируется так, чтобы появилась возможность включить его в состав выхлопного тракта дизельного ДВС, пересмотреть конструкцию теплообменника холодильника для его охлаждения воздушным потоком от радиатора ДВС, демонтировать штатный электрогенератор, сконструировать систему крепления ДС в моторном отсеке. При этом КПД СГ 40 %, т.е. 60 % остаются в виде тепловой энергии теплоносителя;

расчетная температура холодильника вместо 320 К должна быть 373 К;

температура выхлопных газов ДВС харвестера (форвардера) около 1073 К.

Площадь контактной поверхности, необходимой для снятия требуемой мощности, по оценке составляет 0,4 м2.

Площадь существующих теплообменных трубок холодильника составляет 0,204 м2.

Поскольку планируется получать 15…20 кВт, то согласно первому допущению необходимо рассеять 60 % от этой мощности. Суммарной площади трубок холодильника недостаточно для воздушного охлаждения. Проведенные расчёты показали целесообразность замены их воздушным оребренным радиатором с суммарной площадью около 0,4 м2. Это обеспечит рассеивание порядка 10 кВт, что как раз и составляет 60% от энергии выхлопных газов.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Попык К.Г., Сидорин К.И., Костров А.В. Автомобильные и тракторные двигатели. Часть II. Конструкция и расчёт двигателей: Учебник для втузов. изд. 2-е, доп. и перераб. М.:

«Высшая школа», 1976. – 280 с.;

2. Вихер М.М., Дорогаев Р.П., Ляхов М.И. и др. под ред. Степанова Ю.А. Конструкция и расчёт автотракторных двигателей, М.: «Машгиз», 1957. – СЕКЦИЯ «ГИДРОМАШИНОСТРОЕНИЕ»

УДК 621.224. Д.С. Коновалов, С.А. Рузин (6 курс, каф. ГМ), Г.И. Топаж, д.т.н., проф.

РЕКОНСТРУКЦИЯ ГИДРОТУРБИН УСТЬ-ХАНТАЙСКОЙ ГЭС В настоящее время на Усть-Хантайской ГЭС установлено семь поворотно-лопастных гидротурбин типа ПЛ60/5а, которые при расчетном напоре Н=46 м развивают максимальную мощность N=65 Мвт. В данной работе предлагается при реконструкции Усть-Хантайской ГЭС заменить на этой ГЭС старые поворотно-лопастные гидротурбины на быстроходные радиально-осевые гидротурбины.

Учитывая фактические режимы работы гидроагрегатов Усть-Хантайской ГЭС, работающих, в основном, при небольших колебаниях напора и мощности, предлагаемая замена позволит повысить эксплуатационную надежность и безопасность гидроэнергетического оборудования, снизить затраты на эксплуатацию ГЭС, повысить КПД и выработку мощности гидроагрегатов.

По нашему мнению, сохранение при реконструкции Усть-Хантайской ГЭС старого генератора является нецелесообразным, поскольку в этом случае имеются ограничения по частоте вращения рабочего колеса (n=187,5 об/мин) и по максимальной мощности (Nмах70…72 Мвт). Применение нового генератора позволит отказаться от этих ограничений и выбрать для условий Усть-Хантайской ГЭС современную радиально-осевую гидротурбину, работающую при оптимальной частоте вращения рабочего колеса с более высокими значениями КПД и обеспечивающую большую максимальную мощность гидроагрегата. Это оправдает затраты, связанные с установкой нового гидрогенератора.

В данной работе предлагается установить при реконструкции Усть-Хантайской ГЭС номенклатурную гидротурбину РО45/820 с рабочим колесом D1=4,1 м и частотой вращения n=150 об/мин. В этом случае при напоре Н=50 м максимальная мощность гидротурбины равна Nмах=75 Мвт. На рис.1 показана рабочая характеристика гидротурбины Усть Хантайской ГЭС с рабочим колесом РО45/820 (при D1=4,1 м, частоте вращения n= об/мин и напоре Н=50 м). Для сравнения на рис.1 показана рабочая характеристика гидротурбины Усть-Хантайской ГЭС со старым рабочим колесом ПЛ60/5а (при D1=4,1 м, частоте вращения n=187,5 об/мин и напоре Н=50 м). Видно, что в диапазоне изменения мощности гидротурбины N=65…75 Мвт КПД гидротурбины РО45/820 больше гидротурбины ПЛ60/5а на =3…5%.

Установка на Усть-Хантайской ГЭС рабочего колеса РО45/820 с диаметром D1=4,1 м потребует изменения контуров проточной части в области рабочего колеса, а также в зоне входного конуса отсасывающей трубы (рис.2). Затраты, связанные с выполнением работ по указанному изменению контуров проточной части гидротурбины, будут оправданными за счет получения дополнительной выработки электроэнергии на Усть-Хантайской ГЭС при установке на ней гидротурбины РО45/820.

КПД, % ПЛ60/5а РО45/ 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 Мощность турбины, Мвт Рис.1. Рабочие характеристики гидротурбин РО45/820 и ПЛ60/5а (напор Н=50 м и D1=4,1 м).

Рис.2. Изменение контуров проточной части гидротурбины (в заштрихованной зоне) при реконструкции Усть-Хантайской ГЭС (сплошная линия - существующие контуры проточной части, штриховая линия – контуры проточной части при установке рабочего колеса РО45/820).

УДК 621.83.062. А.П. Горбачев (асп., каф. ГМ), Ю.М. Исаев, к.т.н., проф.

СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ДИНАМИКИ ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРИВОДА ПРИ РАСЧЕТЕ ПРОЦЕСОВ В ПРОГРАМНЫХ ПАКЕТАХ FLUIDSIM И MATHCAD Объект исследования - электрогидравлическая следящая система дроссельного регулирования (рисунок 1).

Рис. 1. Функциональная схема.

Для построения переходного процесса в пакет Mathcad вводится заранее вычисленная передаточная функция исследуемой системы. В результате на выходе получен график переходного процесса (рис. 2). При этом интерфейс Mathcad позволяет с помощью простых операций исследовать нужный участок и получить точные расчетные значения в любой точке графика.

Рис. 2. MathСad, переходный процесс.

С помощью пакета FluidSim смоделирована электрогидравлическая следящая система по заданным параметрам (рис.3.). Здесь воссоздана гидравлическая и электрическая части системы. Всем устройствам присвоены необходимые параметры через панель свойств.

Интересующие входные и выходные величины выведены на диаграмму. Однако сама диаграмма, ввиду недостаточного количества настроек, позволяет оценить работы системы только качественно.

Рис. 3. FluidSim, рабочий процесс смоделированной следящей системы.

Таким образом, что программный продукт FluidSim можно применять для проектирования следящей электрогидравлической системы на начальных стадиях, где этот пакет особо удобен ввиду возможности оперативно реализовать заданную систему виртуально и отследить каждый шаг её работы. Для детальных исследований систем гидропривода преимущества остаются за более сложными математическими приложениями, например такими, как MathСad.

ЛИТЕРАТУРА:

1. Сайт компании «Festo» [электронный ресурс]/- http://www.festo.com/cms/ru_ru/index.htm.

2. Учебное пособие «Festo»:Гидравлика. Основной курс ТР-601. Авторы: Меркле Д., Шрадер Б., Томес М. Перевод с немецкого: Гнатюк Ю.И., Четверкин А. А. Издатель: ДП «Фесто», 2002 г. 202 с.

3. Степаков А.И. Моделирование гидросистем на FluidSIM. Учебное пособие. Москва 2010г.112 с.

4. Максфилд Б. MathСad в инженерных расчетах: Пер. с англ. – К.: «МК-Пресс», Спб.:

«КРОНА-ВЕК», 2010. 368 с.

УДК 621.224. Е.С. Мясникова (6 курс, каф. ГМ), Г.И. Топаж, д.т.н., проф.

ОЦЕНКА КАВИТАЦИОННЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ГИДРОТУРБИНЫ НА ЭНЕРГОКАВИТАЦИОННОМ СТЕНДЕ «НПО ЦКТИ»

В середине 80-х годов был создан испытательный стенд для исследования обратимых гидромашин. По своим основным техническим характеристикам он соответствует требованиям МЭК. Проведение испытаний может осуществляться с высокой точностью, например, средняя квадратичная погрешность при определении абсолютного значения к.п.д.

гидромашины не превосходит 0,25…0,30%. Диаметр рабочих колес испытываемых моделей 500…600 мм. При этом мощность балансирной электромашины постоянного тока соответствует значениям до 200 кВт. Диапазон изменения основных параметров в рабочей зоне составляет: по расходу 0,2…0,85 м3/с;

по напору 20…40 м;

по мощности 120…200 кВт.

При кавитационных испытаниях модели гидротурбины главной задачей является определение значения критического числа кавитации кр, характеризующего падение к.п.д.

гидротурбины на 1% за счет кавитации.

Кавитационный стенд представляет собой замкнутую установку, в которой с помощью вакуумного насоса можно менять барометрическое давление В в установке и, как следствие, можно в широких пределах менять кавитационный коэффициент установки, который равен, где В – барометрическое давление в установке, рпар – давление парообразования, – плотность жидкости, Hs – высота отсасывания, Н – напор.


На стенде НПО «ЦКТИ» проведены тестовые кавитационные испытания тихоходной радиально-осевой гидротурбины типа РО 310. На рис.1 представлена срывная характеристика испытанной гидротурбины на режиме ее работы, близком к оптимальному (приведенная частота n1= 62 мин-1, приведенный расход Q= 380 л/с). По результатам данных испытаний на указанном режиме =0,035. Кавитационные испытания гидротурбины РО310/1107 близкой быстроходности на кавитационном стенде ЛМЗ показали, что на указанном режиме =0,04.

Выполненные кавитационные испытания показали, что стенд ЦКТИ позволяет с достаточной точностью определять кавитационные показатели гидротурбин.

Рис. 1. Относительная срывная характеристика РО гидротурбины (результаты испытаний на энергокавитационном стенде НПО «ЦКТИ»).

УДК 621.398- А. М. Нурмагомедов (4 курс., каф. ГМ), И. Е. Кузнецов (асп., каф. ГМ), А. А. Жарковский, д.т.н., проф.

УЧЕБНО-НАУЧНЫЙ КОМПЛЕКС ДЛЯ ИСПЫТАНИЙ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ В рамках программы развития национального исследовательского университета (НИУ) на кафедре гидромашиностроения СПбГПУ проведена реконструкция лабораторного стенда для испытаний центробежных насосов. Стенд позволяет проводить в автоматизированном режиме экспериментальные исследования питательного насоса с различной проточной частью, а также позволяет подключать готовые насосные агрегаты при помощи гибких рукавов.

В состав установки входят современные высокоточные измерительные приборы фирмы DANFOSS, позволяющие осуществить автоматизированный сбор данных, а также хранение и визуализацию собранных данных при помощи персонального компьютера (ПК).

Управление установкой производится оператором испытаний выбором необходимого действия на сенсорном экране пульта управления. Измерения проводятся с помощью приборов, имеющих выходы для системы автоматизированного сбора данных, которая в свою очередь подключается к ПК. Полученные данные анализируются специальной программой, которая выдает необходимые характеристики (энергетическую, кавитационную и др.).

Испытательная установка обеспечивает стандартные условия испытаний насосов в соответствии с ГОСТ 6134-2007 на чистой холодной воде при отсутствии колебаний и вихрей в потоке и позволяет проводить энергетические, кавитационные и другие виды испытаний.

Установка включает (рис 1):

- модельный блок 1;

- электродвигатель 2 асинхронного типа мощностью 30 кВт, n=2985 об/мин, U=380 В;

- преобразователь частоты 3 DANFOSS VLT Automation Drive FC-302 для задания частоты вращения, определения момента и мощности двигателя;

- горизонтальный напорный бак 4 объемом 4,4 м3, размещенный под монтажной площадкой;

- вертикальный всасывающий бак 5 объемом 2,8 м3;

-ультразвуковой расходомер 6 DANFOSS SONO1500, установленный в трубопровод, соединяющий напорный и всасывающий баки;

- преобразователи давления 7 DANFOSS MBS 5100, которые могут быть подключены к разным точкам отбора давления в зависимости от вида испытаний.

Модельный блок спроектирован по схеме исследования промежуточной ступени, состоит из двух секций, размещенных между двумя дисками, которые с помощью стяжных шпилек связывают его с опорой стенда. В первой секции размещен направляющий аппарат без рабочего колеса, а во второй секции установлена полная ступень с рабочим колесом и исследуемым направляющим аппаратом. Ротор состоит из рабочего колеса и вала, опорами которого служит выносной узел с подшипниками качения. Уплотнение по валу со стороны давления сальниковое. Передача крутящего момента от вала электродвигателя к валу насоса выполнено с помощью втулочно-пальцевой муфты.

Рис 1. Схема стенда.

Для испытаний используется частотно-регулируемый электродвигатель (0…3000 об/мин), расходомеры с разным диаметром (Ду=40, 65, 80, 100), датчики давления с разными диапазонами измерений (1…4, 0…4, 0…6, 0…10, 0…16 бар) что позволяет получить всю характеристику исследуемого насоса с малой погрешностью.

Все измерительные приборы имеют выходы для соединения с модулем сбора данных для автоматизированного контроля, а также свидетельства тарировки (калибровки).

Стенд выполнен закрытым, т.е. без сообщения с атмосферой, где давление над поверхностью перекачиваемой жидкости может поддерживаться как равным, так и выше и ниже атмосферного.

При кавитационных испытаниях по определению или контролю кавитационного запаса вакуум на входе в насос создается вакуум-насосом. При этом исключена возможность попадания воздуха в гидравлический тракт испытательного стенда.

Испытания проводятся по программе, составленной в соответствии с ГОСТ 6134-2007.

В соответствии с программой НИУ ведется подготовка стенда к установке современных вибрационных и акустических приборов фирмы Bruel & Kjaer, которые позволят проводить вибрационные и акустические испытания насосов.

УДК 621.224. С.С.Семенов (5 курс, каф. ГМ), Г.И.Топаж, д.т.н., проф.

РАСЧЕТНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ОСЕВОГО НАСОСА В данной работе с помощью программного комплекса «ГРаНиТ» были выполнены исследования энергетических и кавитационных показателей осевого насоса. Основные прикладные задачи, решаемые АПК “ГРаНиТ”.

Подготовка, контроль, тестирование и визуализация данных о геометрии лопастных систем (различных типов рабочих колес и направляющих аппаратов) и проточного тракта.

Решение сопряженных геометрических задач (поворот лопастных систем НА или РК на заданный угол, вписание их в контуры проточной части, определение необходимых геометрических характеристик).

Решение прямой квазитрехмерной задачи расчета кинематики потока в проточной части гидромашины. Определение полей скоростей и давлений в результате расчета обтекания лопастных систем.

Нахождение энергетических характеристик и расчет баланса потерь энергии в гидромашине. Альтернативные методики построения универсальных и рабочих характеристик.

Расчет кавитационных показателей гидромашины.

Определение гидродинамических, центробежных сил и моментов, действующих на лопастные системы. Расчет массы лопастных систем.

Расчетный осевой насос состоит из поворотно-лопастного рабочего колеса диаметром D=0,872 м с четырьмя лопастями и выправляющего аппарата с девятью лопатками. Расчет проводился для угла установки лопастей рабочего колеса =00 и шести режимов, которые задавались значениями подачи Q и частоты вращения рабочего колеса n=585 об/мин. В результате расчета для каждого режима определялись значения напора Н, гидравлического КПД, кавитационного коэффициента (при падении КПД насоса на 2%) и мощности N.

Результаты расчета приведены в табл.1. На рис.1 для сравнения показаны расчетная и экспериментальная зависимости напора и КПД от подачи насоса.

Табл.1. Гидравлические показатели осевого насоса (D=0,872 м, =0, n=585 об/мин) Кавитационный Подача, м3 /с Напор, м КПД,% Мощность, кВт коэффициент 2,76 13,2 86,16 308,5 0, 2,93 12,27 87,8 309,9 0, 3,0 11,82 88,1 307,3 0, 3,07 11,36 88,13 302 0, 3,30 9,6 85,92 266,8 0, 3,46 8,09 81,36 223,4 1, Рис.1. Расчетная и экспериментальная характеристики осевого насоса.

Из рис.1 видно, что с помощью АПК «ГРаНиТ» можно эффективно и с погрешностью до 10% оценить гидравлические показатели осевых насосов.

УДК 621.398- Н.Г.Першаков (асп., каф.ГМ), А.А.Жарковский, д.т.н., проф.

ЧИСЛЕННОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ И МОДЕРНИЗАЦИЯ НАСОСА С МАГНИТНЫМ ПРИВОДОМ Насос БГ-59 с электродвигателем мощностью 4 кВт подаёт теплоноситель через контур системы охлаждения устройств электронной аппаратуры с расходом 110 л/мин. при напоре 95±5 м вод.ст. Передача вращающего момента от электродвигателя на ротор насоса осуществляется переменно - полюсной цилиндрической магнитной муфтой.

Предварительные испытания показали, что КПД насоса низкий. Это приводит к тому, что выбранный без достаточного запаса по мощности двигатель работает с перегрузкой.

Кроме того, в процессе испытаний обнаружен сильный износ корпуса насоса в месте расположения торцевого подшипника покрывающего диска рабочего колеса.

Существенные потери при работе насоса и быстрый выход его из строя, из-за гидравлических потерь в проточной части насоса, а также значительной осевой силы, действующей на рабочее колесо, которая воспринимается торцевым подшипником у покрывающего диска.

Потери в исходном варианте насоса вычислены расчетом течения в трехмерной постановке с помощью гидродинамического пакета Ansys CFX. Сравнение расчетной напорной характеристики с экспериментальной на номинальном режиме показало расхождение в 8%, что было учтено в дальнейшем. Расчетом в межлопастных каналах колеса обнаружено наличие низкоэнергетических зон, что ведет к повышенным потерям в рабочем колеса и снижению теоретического напора.

Исходное рабочее колесо: D2 = 91 мм, число лопастей z = 5. Для повышения напорности насоса спроектированы новые рабочие колеса с увеличенным диаметром D2 = мм и одноярусной решеткой лопастей z = 10, а также с двухъярусной решеткой с z1/z2=5/10.

Форма длинных лопастей первого яруса была оставлена без изменений, толщина промежуточных лопастей 2-го яруса была уменьшена. Входная кромка коротких лопастей сдвинута по шагу в направлении вращения рабочего колеса.

Для устранения осевой силы использованы разгрузочные отверстия в основном диске рабочего колеса с одновременной установкой цилиндрического уплотнения (рис.1), что способствует выравниванию эпюры давления по обе стороны рабочего колеса. Осевая сила снизилась до 230 Н (в исходном варианте 1420 Н). Соответственно уменьшились механические потери на трение в торцевом подшипнике и суммарные механические потери, вызывавшие перегрузку электродвигателя.

Рис. Из-за увеличения диаметра рабочего колеса возросли внутренние потери на дисковое трение. Для уменьшения этих потерь была уменьшена осевая длина магнитной полумуфты при обеспечении минимально необходимого момента срыва.

Рис. Проведенные мероприятия позволили обеспечить работу насоса с требуемыми параметрами (рис. 2) и электродвигателем мощностью 4 кВт.

УДК 621.224. К.В. Филюрин (6 курс, каф.ГМ), Э.А. Шулумба, асп., В.А. Умов, к.т.н., проф.

ВЛИЯНИЕ ОТВОДОВ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ НА РАДИАЛЬНЫЕ СИЛЫ НА ИХ РОТОРАХ Нагрузки на рабочее колесо (РК) складываются из осевых и радиальных сил, а также крутящих моментов. Радиальные силы (РС) в гидравлических машинах могут быть вызваны причинами как механического, так и гидравлического характера. Нами рассмотрены установившиеся режимы работы центробежных насосов и вторая из указанных категорий РС.

В общем случае возникновение гидродинамической составляющей РС вызывается отсутствием осевой симметрии параметров потока на всасывающей и напорной сторонах РК.

Отечественный и зарубежный опыт насосостроения показал очень слабое влияние условий на всасывании на РС.

Теоретически нулевую гидродинамическую радиальную силу (ГРС) Pr.гд = 0 можно получить, если избежать окружной неравномерности распределения скоростей и давлений на напорной стороне РК. Такой идеальный случай подвода жидкости к гидротурбине называют открытой турбинной камерой.

По аналогии в центробежных насосах (ЦБН) отвод жидкости должен был бы идти в бесконечный объём, а все линии тока должны быть логарифмическими спиралями. Реально даже в простейшем случае отвод жидкости от РК принимает форму спирали, внутренний контур которой является одной из линий тока. В ЦБН согласование потока, выходящего из РК, с потоком в спиральном отводе (СО) удается обеспечить только на расчетном (оптимальном) режиме. РС при этом будет минимальной. При подачах, меньших расчётной (Q Qрасч), сечения спирального СО оказываются перерасширенными, отвод работает как диффузор. Давление по длине спирального отвода возрастает, становясь максимальным к выходу из спиральной части. Это нарушает осевую симметрию потока и вызывает возникновение радиальной силы, направленной в сторону малых сечений СО. На режимах перегрузки, т.е. при подачах, больших расчётной (Q Qрасч), сечения становятся зауженными (конфузорными), давление по длине СО падает, и сила будет направлена в сторону больших сечений спирального отвода.

На практике в ЦБН в зависимости от их назначения и параметров используют несколько видов отводов: от упомянутого выше обычного спирального (и его модификаций) до кольцевых и сферических. В многоступенчатых ЦБН на всех ступенях, кроме последней, за РК в качестве отвода используют сочетание направляющего аппарата и обратного канала.

Суммарные РС и динамическая устойчивость роторов ЦБН зависят от целого ряда факторов: быстроходности насоса, режима его работы, параметров боковых пазух РК, его радиальных уплотнений и др.

Тип отвода и геометрия его элементов также оказывают значительное влияние на значение и направление действия РС. Выбор типа отвода определяется в основном стоимостными, технологическими соображениями и особенностями работы насоса.

Например, при примерно равных значениях РС более технологичными являются СО с трапециевидной формой поперечных сечений. Наибольшие РС характерны для самого простого СО. Единственный вариант исполнения отвода ЦБН, позволяющий теоретически полностью уравновесить ГРС, – двухпоточный (двухотводный) спиральный. Он состоит из двух одинаковых полуспиралей, имеющих угол охвата, равный 180о, и смещённых по окружности на тот же угол. Конструктивные и технологические трудности ограничивают его применение.

Используются другие конструктивные решения, позволяющие снизить РС за счёт выравнивания параметров потока жидкости на напорной стороне РК. Незначительно увеличивая РС на оптимальном режиме (вследствие дополнительных гидравлических потерь и технологических отклонений), они заметно уменьшают РС в остальной зоне работы.

Наибольший эффект соответствует двухзаходному СО, когда внутри отвода по линии тока (в вертикальной плоскости) помещается ребро с углом охвата, равным 180о. Промежуточные результаты дают комбинированный СО (с установкой между РК и отводом неподвижного лопаточного направляющего аппарата) или введение в тот же промежуток безлопаточного диффузора значительной радиальной протяжённости (с соотношением внешнего и внутреннего диаметров диффузора, равным 1,3…1,4).

Размер и форма зуба СО также оказывают значительное влияние на РС. Это показали опытные исследования статической и динамической составляющих радиальной силы с различными вариантами исполнения зуба СО. Кроме того, менялась расходно-напорная характеристика насоса. Для всех модификаций исполнений зуба минимум статической РС соответствовал оптимальной подаче, а динамической - подаче Q = 0,8Qопт.

Кольцевые (цилиндрической формы) и особенно сферические отводы чаще всего применяются в главных циркуляционных насосах (ГЦН) АЭС, а также в мощных высокооборотных одноступенчатых питательных электро- и турбонасосах.. В практике насосостроения первый из указанных типов отводов используется в двух исполнениях: чисто кольцевом или комбинированном. Статическая составляющая РС от неравномерности давлений по наружной окружности РК может достигать 60% от общей РС. Снижения РС в них можно добиться увеличением размеров камеры и выходного отверстия. Второй тип отводов всегда комбинированный. Он обладает лучшими прочностными качествами (по сравнению с кольцевыми отводами) и в последнее время стал основным типом отводов ГЦН АЭС.

УДК 621.671-001. Н.В. Косенок (асп., каф. ГМ), А.А. Жарковский, д.т.н., проф.

ИССЛЕДОВАНИЕ ПОТЕРЬ В ТРУБЧАТЫХ НАПРАВЛЯЮЩИХ АППАРАТАХ Объект исследования - ступень питательного электронасосного агрегата ПЭНА 70–90.

Быстроходность проточной части nS=67,5, подача Q=70 м3/ч, напор ступени Hi=63 м, частота вращения n=2985 об/мин. Рабочее колесо (РК) лопастная система насоса ПН 1135– (nS=87). Трубчатый направляющий аппарат (ТНА) состоит из расположенных в радиальной плоскости симметричных отверстий, осевые линии которых являются касательными к внутреннему диаметру направляющего аппарата (НА). Рассмотрены варианты ТНА с количеством отверстий Z0=9…12. Значение диаметра проходного отверстия рассчитано в зависимости от их количества.

Для проведения расчётов гидравлических параметров проточной части построены 3D модели, соответствующие форме потока жидкости в РК, направляющем аппарате и обратном направляющем аппарате (ОНА). Расчетные сетки, применяемые для данных моделей, неструктурированные, состоят примерно из 6,0·105 элементов и 2,2·105 узлов, ячейки в ядре потока - тетраэдры. Вблизи твердых стенок созданы слои призматических ячеек для достижения равномерной точности расчета в местах быстрого изменения параметров течения.

Расчет трехмерного вязкого течения проведен на основе решения уравнений Рейнольдса, для замыкания которых использована k– модель турбулентности. В качестве граничных условий на входе задавалось полное давление (1 атм), на выходе – массовый расход.

Моделирование кавитационных явлений не производилось. Во всей расчётной области задавалась постоянная плотность среды.

Вычисленные характеристики относительных потерь в ТНА (рис. 1) показывают, что потери уменьшаются с увеличением числа каналов, гидравлический КПД ступени при этом возрастает, а кривая напора приобретает более пологий характер.

Рис 1. Потери в отводе с различными ТНА Сопоставление 12-ти канального ТНА с лопаточным направляющим аппаратом (ЛНА), используемым в данной ступени, показывает, что на малых подачах ТНА имеет меньшие потери (рис. 2), что может быть обусловлено меньшей площадью омываемой поверхности круглого сечения при равной пропускной способности.

Рис 2. Относительные потери в отводах с лопаточным и трубчатым направляющими аппаратами Конструктивные особенности ТНА определяют их более высокую экономичность по сравнению с лопаточными, а также преимущества в акустическом отношении. Благодаря эллиптической форме передней кромки аппарата и скошенной форме лопаток происходит сглаживание возмущений гидродинамических сил, возникающих при натекании на кромки потока с неоднородным полем скоростей за рабочим колесом, и, следовательно, снижение интенсивности лопастной вибрации.

УДК 621.226(0755.8) В.В. Модин (4 курс, каф. ГМ), В.П. Коренев, к.т.н., доц.

КОНСТРУКЦИЯ ГИДРОТУРБИННОГО ПОДШИПНИКА НА ГИДРОАГРЕГАТАХ ВЕРХНЕ-ТУЛОМСКОЙ ГЭС Верхне-Туломская ГЭС является одной из гидростанций каскада Туломских ГЭС, построенных на Кольском полуострове. Помимо Верхне-Туломской ГЭС в каскад входит также Нижне-Туломская ГЭС. Особенностью Верхне-Туломской ГЭС является подземное (на глубине 70 м) расположение машинного зала, а особенностью Нижне-Туломской ГЭС – то, что уровнем нижнего бьефа является уровень Ледовитого океана. Из-за присущих океану приливов и отливов напор на гидроагрегатах не бывает постоянным. Поэтому система регулирования мощности гидроагрегатов постоянно выходила из строя и было принято решение заменить установленные первоначально гидротурбины поворотно-лопастного типа на более простые пропеллерные гидротурбины.

Другой особенностью гидростанций является их расположение за Полярным Кругом, что создаёт дополнительные сложности их обслуживания в зимнее время.

Резиновые.подшипники успешно применяются в тех.случаях, когда узел трения должен находиться в воде или другой жидкой среде. Наряду с выполнением своих непосредственных функций резиновые подшипники могут гасить вибрацию, шум и некоторые перекосы валов.

Одним из основных условий нормальной работы резинового подшипника, наряду с правильным определением действующих нагрузок, является обеспечение беспрепятственного доступа смазочной жидкости.

Конструктивно резиновые подшипники обычно представляют собой резиновую цилиндрическую втулку, прикрепленную к наружной обойме путем вулканизации или механическим способом. Внутренняя поверхность резиновой втулки снабжается продольными канавками для прохода смазки.



Pages:   || 2 | 3 | 4 | 5 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.