CC BY
27
3. Rakov V.A. Povyshenie energeticheskoj effektivnosti gibridnyh dvigatelej s parallel'noj skhemoj raspolozheniya elementov // Al'ternativnye istochniki energii na avtomobil'nom transporte: problemy i perspektivy racional'nogo ispol'zovaniya: materialy Mezhdunar. nauchn.-prakt. konferencii. - Voronezh: FGBOU VPO VGLTA, 2014. - S. 118-123.
4. Didmanidze O.N., Ivanov S.A., Ivolgin V.A. Traktor s kombinirovannoj energoustanovkoj // Sel'skij mekhanizator. - 2008. - № 11. - S. 6-7.
5. Kellogg, E.; Smith, J. Heavy-Duty PHEV Yard Tractor: Controlled Testing and Field Results. World Electr. Veh. J. 2012, 5, 246-253.
6. Rakov V.A., Smirnov A.V. Opredelenie neobhodimoj moshchnosti DVS gibridnyh silovyh ustanovok transportnyh sredstv // Vestnik mashinostroeniya. - 2010. - №4. - S. 32-35.
7. Rakov V.A., Aleksandrov I.K. Opredelenie moshchnosti, potreblyaemoj transportnym sredstvom pri neustanovivshihsya rezhimah raboty // Avtomobil'naya promyshlennost'. - 2013. -№5. - S. 9-11.
8. Aleksandrov I.K., Nesgovorov E.V., Rakov V.A. Tyagovyj raschet transportnyh sredstv s adaptivnym privodnym dvigatelem // Vestnik mashinostroeniya. - 2010. - №2. - S. 16-18.
9. Rakov V.A. Raschet moshchnosti DVS gibridnoj silovoj ustanovki parallel'nogo tipa // Avtomatizaciya i energosberezhenie mashinostroitel'nogo i metallurgicheskogo proizvodstv, tekhnologiya i nadezhnost' mashin, priborov i oborudovaniya: materialy Mezhdunar. nauchn.-tekhnich. konferencii. - Vologda: VoGU, 2016. - S. 129-134.
10.Pistoia, G. (2010). Electric and hybrid vehicles. Power sources, models, sustainability, infrastructure and the market. / G Pistoia. - Oxford: The Netherlands Linacre House. P.670.
УДК 621.436.2 DOI 10.24411/2078-1318-2019-13151
Канд. техн. наук Р.А. ЗЕЙНЕТДИНОВ (ФГБОУ ВО СПбГАУ zra61@mail.ru) Канд. техн. наук А.А. ГЛУШЕНКО (ФГБОУ ВО УлГАУ oildel@yandex.ru) Канд. техн. наук И.Р. САЛАХУТДИНОВ (ФГБОУ ВО УлГАУ, ilmas.73@mail.ru)
ИССЛЕДОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ АВТОТРАКТОРНЫХ РАДИАТОРОВ МЕТОДОМ МИНИМИЗАЦИИ ПРОИЗВОДСТВА ЭНТРОПИИ
Система охлаждения (СО) играет особую роль в обеспечении номинальных значений технико-экономических и ресурсных показателей поршневого двигателя и позволяет получить при разных эксплуатационных режимах стабильное наивыгоднейшее тепловое состояние двигателя. Основным функциональным условием является то, что количество теплоты, переданное из надпоршневого пространства в охлаждающую жидкость в процессе тепловыделения, должно отводиться в окружающее пространство через определенные участки поверхности радиатора. Поэтому разработка рациональных конструкций CO чаще связана с решением сложных задач теплообмена, уменьшения аэродинамического сопротивления, размеров и массы элементов систем и т.д.
Решение вышеотмеченных задач зависит от выбора современной методики оценки термодинамического совершенства радиаторов, которая в настоящее время еще не имеет единого подхода. Существующий энергетический метод не характеризует степень необратимости происходящих в теплообменных аппаратах (TOA) теплотехнологических процессов.
Цель исследования. Целью данной работы является внедрение термодинамического метода анализа в процесс проектирования ТОА поршневых двигателей на основе использования принципов неравновесной термодинамики. Это вызвано тем, что оценка энергоэффективности тепломассообменных процессов в ТОА системы охлаждения на основе
энтропийного метода анализа позволяет оценить степень их необратимости и, тем самым, наметить пути модернизации радиатора. При использовании данного метода уровень совершенства ТО А при заданных суммарных тепловой нагрузке и теплообменной
поверхности (коэффициенте теплопередачи можно характеризовать производством
энтропии С7р, минимизация которого обеспечивает возможность оптимизации
конструктивных параметров ТОА.
Материалы, методы и объекты исследования. Радиатор обычно представляет собой компактный теплообменник с перекрестным током теплоносителей, используемый для рассеивания непосредственно в атмосферный воздух теплоты из системы охлаждения поршневого двигателя.
При перекрестном потоке теплоносителей расчет средней разности температур ^лт-Гл.-- теплоносителей производится по формуле [1]:
ПЕРЕКР СР
= Л С
ПРОТ СР
(1)
где Жср0Т— средний температурный напор при противотоке; Ем — поправочный коэффициент, учитывающий влияние на Д^ схемы движения сред, отличной от противотока.
Рис. 1. Схема перекрестного тока теплоносителей Величину при противотоке можно рассчитать по формуле:
где Лt-:. И Лty — наибольшее и наименьшее из t-_ — Г2 и Г: — значения; t-_ и
температуры теплоносителей при входе в радиатор; и Г: - температуры теплоносителей при выходе из радиатора (рис. 1).
Поправочный коэффициент £м определяется графическим путем в зависимости от
вспомогательных параметров Р и И [ 1 ]:
Здесь величина Р характеризует отношение степени нагрева холодной среды к максимально возможному перепаду температур, величина Н — отношение степени охлаждения горячей среды к степени нагрева холодной среды.
В охлаждающей системе при отводе определенного количества теплоты от горячего теплоносителя (жидкости) необходимо строго фиксированный расход холодного теплоносителя (воздуха). Количество теплоты 0сист_ахл-, передаваемое охлаждающей среде в единицу времени, зависит от широкого ряда различных параметров, и для приблизительных расчетов четырехтактных двигателей фсист ви1 можно посчитать по следующей формуле [2]:
= (4)
где с = 0,41 - 0,47 - коэффициент пропорциональности; количество цилиндров; Б -диаметр цилиндра, см; п - частота вращения коленчатого вала, мин"1; а - коэффициент избытка воздуха; т=0,6-0,7 - показатель степени.
Массовый расход холодного теплоносителя можно определить из выражения:
п ^СИСТ.ОХЛ, ГГ-Ч
Ст3 = "С^Г' (5)
где СР2 ~ удельная теплоемкость холодного теплоносителя; Л12 — разность температур воздуха после и до радиатора, °С.
Расход горячего теплоносителя с учетом тепловых потерь в радиаторе можно определить из соотношения:
п±) = ст2сР2(^ - фа + п2), (6)
где П, - величина тепловых потерь, обычно составляет не более 5%.
Из уравнения (6) следует, что расход горячего теплоносителя равен:
С2СР2{г''-г'2) (1 + п2)
т1 СР1 ад - - по ■ 10
Система охлаждения является технической системой, в которой происходят необратимые термомеханические и теплообменные процессы, которые обуславливают возможность возникновения энтропии. В связи с этим для более глубокой оценки энергетических потерь в необратимых термодинамических процессах СО необходимо использовать методологию энтропийного анализа.
Суммарное изменение энтропии в радиаторе можно представить в виде:
= ■"'тер. ^мех.'
где Б тер. - производство энтропии, связанное теплообменом при конечной разности температур между теплоносителем и окружающей средой; Б мех. - производство энтропии, обусловленное гидравлическим сопротивлением при перетекании охлаждающей жидкости через трубки сердцевины радиатора.
Термическая составляющая производства энтропии охлаждающей жидкости в трубках радиатора можно определить из соотношения [4]:
__^СИСТ.ОХЛ.
^терм. — . ГСР . г ' ^
"1 1 ПО Б. ОХЛ.
Где Осист.охл. - количество отводимой теплоты системой охлаждения в единицу времени; <х1 - коэффициент теплоотдачи; Б пов.охл. - площадь поверхности охлаждения радиатора.
Площадь поверхности охлаждения радиатора F пов.охл. можно наити из выражения:
а
:сист.окл.
ЛОБ.ОХЛ.
k(t?-t?y
где к - коэффициент теплопередачи. Величину к можно определить из уравнения:
1
к =
1
5 1 '
Лг~ ССп
(И)
а1 ■ 0 лст ы,2
где ^ - коэффициент оребрения; для трубчато-пластинчатых радиаторов у= 7,5 - 10; а1 - коэффициент теплоотдачи от жидкости к стенке трубки радиатора; а 2 - коэффициент теплоотдачи от внешней стенки трубки радиатора к потоку воздуха; 5ст, Хст -толщина и теплопроводность стенки радиатора соответственно.
Коэффициент теплоотдачи от охлаждающей жидкости к внутренней стенке радиатора можно определить по формуле Крауссольда:
Я
= 0,024 -—^—Ке^Рг^, (12)
"1 экз.
где X1 - теплопроводность охлаждающей жидкости; ё экв • - эквивалентный диаметр трубки радиатора; Яе1, Рг - число Рейнольдса и число Прандтля для потока охлаждающей жидкости в трубках радиатора соответственно.
тр
V////////////////////////M
со
TZZZZZZZZZZZZZZZZL
-тр
Рис. 2. Разрез охлаждающей трубки радиатора Эквивалентный диаметр ¿1 Экв- трубки радиатора можно найти по выражению:
ЭКБ. _
45.
труб,
(13)
р
1 труб.
где S труб. - площадь сечения трубки; P труб. - внутренний периметр трубки (рис.2). Чтобы определить число Рейнольдса, необходимо рассчитать скорость движения жидкости в трубке TOA. Число Рейнольдса для потока охлаждающей жидкости в трубках:
Re± =l9ldl3KB, (14)
Vi
где - скорость охлаждающей жидкости в трубках; vi - кинематическая вязкость охлаждающей жидкости.
Величину параметра можно определить из соотношения:
1" А '
(15)
где — общая площадь «живого» сечения радиатора, Д — ТЦр," кс11 т/ 4, 71^ общее количество трубок радиатора.
Д
тр
-н
Ни
I
Ц
Рис. 3. Схема расположения решеток сердцевины радиатора
Число Прандтля для потока охлаждающей жидкости в трубках:
= —г-.
Л1
Число Рейнольдса для потока воздуха в ячейках сердцевины радиатора:
Ке2 =
эке.
>
V?
(16)
(17)
где $2 -скорость воздушного потока в радиаторе; ё2 экв. -эквивалентный диаметр ячейки, образуемой трубками и охлаждающими пластинами радиатора (рис.3). Эквивалентный диаметр ячейки сЬ жв можно найти формуле [5]:
2
а
2 ЭКЕ.
1
+
+
1
(18)
'пл 1 "пл. ¿В + ^тр
где Ьпл. - шаг охлаждающих пластин; 5пл. - толщина пластины; Ьв - шаг трубок в сердцевине по фронту; Бтр. - наружный диаметр трубки (рис. 3).
Коэффициент теплоотдачи от внешней стенки трубки радиатора к потоку воздуха можно определить по формуле Н.Б. Марьямова:
а2 = 0,0556
Я,
а
Ке
0.75
1
1'
(19)
2 ЭКЕ,
1 - 0,522/?^ 3
где Х2 - теплопроводность теплоносителя; ё 2 экв. - эквивалентный диаметр; Яе2 - число Рейнольдса.
-¿терм, мех. ¿5
Зи м/с
Рис. 4. Зависимость производства энтропии в трубке радиатора от скорости потока охлаждающей
жидкости
? И
70
60
50
40
30
20
10
■5 терм »5 мы.
Е5
1 ч. гч , гч гч
г ГП г
т т
<4. ^г
Рис. 5. Зависимость производства энтропии в трубке радиатора от ее радиуса
Механическую составляющую производства энтропии жидкости можно найти из выражения [4]:
А _ ^ Струён. ' ^ст ' GV1
^мех. -CP . л 1
^ 1 Усист.охл.
где Тст - температура стенки трубки; Gvi - объемный расход горячего теплоносителя; APj трубн.. - потеря давления в трубках радиатора.
Определим потерю давления по воде в трубках радиатора [6]:
/ пх ■ I \ -&\ рх
труби. = ^MECTjCOD.J ("21)
Где / - длина трубок; пх - число ходов по трубному пространству; р\ - плотность охлаждающей жидкости; ^ = 1 - коэффициент местного сопротивления на входе и выходе
трубки; К1 = 352 - суммарное количество входов и выходов трубок, принимаем = 0 [6]; 2^месг,соп, ~~ суммарный коэффициент местного сопротивления,
^МЕСГХОП. =
Результаты исследований. Результаты расчета изменения энтропии в радиаторе двигателя Д-245 на номинальном режиме работы двигателя приведены на рис. 4, 5, из которых видно, что повышение скорости потока охлаждающей жидкости в трубках радиатора не дает нужного результата по снижению производства энтропии, так как с увеличением скорости потока растет и производство энтропии (рис. 4). Однако анализ результатов при различных радиусах трубок радиатора показал, что увеличение внутреннего радиуса трубок г с 1,5 мм до 3 мм обеспечивает уменьшение производства энтропии на 68,97% (рис. 5). Стоит отметить, что коэффициент теплопередачи через трубки радиатора при этом уменьшается на незначительную величину, точнее, менее чем на 0,4%.
Выводы. Таким образом, наиболее эффективным способом анализа и оптимизации теплообменных аппаратов является энтропийный метод по причине того, что учитывает не только общие и явные данные, а также неравновесность тепломассообменных процессов и механические потери в радиаторе.
На частном примере водяного радиатора показано, что использование принципа минимизации энтропии позволяет, исключая сложные и непроизводительные расчеты, оптимизировать основные геометрические размеры ТОА автотракторных радиаторов.
Литература
1. Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи. - изд. 2-ое. - М.: Энергия, 1977. - 344 с.
2. Николаенко А.В., Шкрабак В.С. Энергетические машины и установки. Двигатели внутреннего сгорания. - СПб.: СПбГАУ, 2005. - 438 с.
3. Зейнетдинов Р.А. Энергодинамика поршневых двигателей: монография. - СПб.: СПбГАУ, 2018. - 272 с.
4. Морозюк Л.И. Оптимизация теплообменных аппаратов холодильных машин методом минимизации производства энтропии // Восточно-Европейский журнал передовых технологий. - Харьков: Технологический центр, 2015. - С. 42-47.
5. Якубович А.И. Системы охлаждения тракторных и автомобильных двигателей. - Минск: Новое знание; М.: ИНРА- М, 2014. - 473 с.
6. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов химической технологии. - М.: Альянс, 2006. - 575 с.
L ^^^^
1. Mikheev M.A., Mikheeva 08поуу 1ер1орегеёасЫ. - 2-ое. - М.: Eneгgiya, 1977. - 344 s.
2. Nikolaenko A.V., Shkrabak V.S. Eneгgeticheskie mashiny i ustanovki• Dvigate1i vnutгennego sgoгaniya• - 8РЬ.: SPbGAU, 2005. - 438 s.
3. Zeynetdinov R.A. Energodinamika poгshnevykh dvigate1ey: monografíya. - SPb.: SPbGAU, 2018. - 272 s.
4. Morozyuk L.I. 0ptimizatsiya tep1ooЬmennykh appaгatov kho1odi1'nykh mashin metodom minimizatsii pгoizvodstva entгopii // Vostochno-Evгopeyskiy zhurna1 peгedovykh tekhno1ogiy• -Khaг'kov: Tekhno1ogicheskiy tsentг, 2015. - 8. 42-47.
5. Yakubovich A.I. Sístemy okЫazhdeшya traktornykh í avtomoЫГnykh dvígateley. - М^к: Novoe znanie; М.: ШИЛ- М, 2014. - 473 s.
6. Pavlov K.F., Romankov P.G., Noskov A.A. Pгimeгy i zadachi po kuгsu pгotsessov i apparatov khimicheskoy tekhno1ogii• - М.: А1'УЯШ, 2006. - 575 s.
УДК: 637.112.5; 637.115 D0I 10.24411/2078-1318-2019-13158
Канд. техн. наук Н.В. МУХАНОВ (ФГБОУ ВО ИГСХА, nikem81@гamыeг•гu) Доктор техн. наук В.А. СМЕЛИК (ФГБОУ ВО СПбГАУ, smelik_va@mail.ru) Аспирант Д.В. БАРАБАНОВ (ФГБОУ ВО ИГСХА, ЬaraЬanov_dmitry@mai1•Гu) Канд. ветеринар. наук Л.В. ГУРКИНА (ФГБОУ ВО ИГСХА, gurkinalv@yandex.ru)
ИССЛЕДОВАНИЕ РЕЖИМОВ РАБОТЫ МАНИПУЛЯТОРА РОБОТИЗИРОВАННОЙ УСТАНОВКИ ПРЕДДОИЛЬНОЙ ПОДГОТОВКИ ВЫМЕНИ
Доильные робототехнические системы выполняют все необходимые операции при доении коров. Но обслуживание стада с большим поголовьем КРС при помощи роботов требует их большого количества, что связано не только со значительными затратами на их приобретение, а также с проблемой их размещения и обслуживания [1, 2, 3]
Поэтому в настоящее время обозначился тренд на роботизацию традиционных доильных систем, где роботы-манипуляторы в сочетании с доильной установкой, по сути, становятся единой роботизированной системой, способной обслужить большое количество животных [3, 4, 5].
Вопрос роботизации доильных залов изучается не только в странах Западной Европы. Следует отметить, что и в России учёные ФГБНУ ФНАЦ ВИМ занимаются исследованиями по данному направлению [4].
Сократить отставание в области роботизации доения позволит концепция, которая заключается в поэтапной роботизации отдельных операций, выполняемых при доении коров на доильной установке типа «Карусель». Выбор в пользу этой установки сделан ввиду того, что в станки, расположенные на вращающейся платформе, животные входят по одному с одинаковым временным интервалом, что очень удобно для последовательного обслуживания каждого животного [3, 5, 6].
На первом этапе предполагается разработать установку преддоильной подготовки вымени, осуществляющей подмыв и массаж вымени, основу которой составляет станок с входной и выходной дверцей и система позиционирования рабочего органа, которую образуют манипулятор и система машинного зрения [3, 5, 6].
Создание такой установки в первую очередь требует разработки манипулятора. Так, некоторые компании, выпускающие доильные роботы, пошли по пути разработки
