CC BY
91
ного продукта.
4. Верификация расчетных моделей показала, что доводку внешних форм автомобиля и оптимизацию внутренних потоков можно выполнять на компьютерных моделях.
5. В этом случае при оптимизации формы кабины нет необходимости в изготовлении масштабной модели автомобиля для установки ее в рабочей части аэродинамической трубы или полнокомплектного опытного образца автомобиля при проведении испытаний в дорожных условиях.
Литература
1. Бирман. Течения вблизи плохообтекаемых тел, применимые к аэродинамике автомашин // Труды общества инженеров-механиков США. Теоретические основы инженерных расчетов. - 19BG. т. 1G2. № 3 - С. 85-96.
2. Евграфов А.Н., Высоцкий M.C, Титович А.И. Аэродинамика магистральных автопоездов. - M^: Наука и техника, 19BB. - 2З2 с.
3. Евграфов А.Н., Высоцкий M.C Аэродинамика колесного транспорта. - M^: НИРУП Бе-лавтотракторостроение, 2GG1. - 368 с.
4. Петрушов В.А. Автомобили и автопоезда: Новые технологии исследования сопротивлений качения и воздуха. - M.:ТОРУС ПРЕСС, 2GGB. - З52 с.: ил.
5. Петрушов В.А. Оценка аэродинамических качестви сопротивлений качению автомобиля в дорожных условиях // Автомобильная промышленность. - 1985. № 11. - С. 14-20.
6. Кюхеман Д. Аэродинамическое проектирование самолетов / Пер. с англ. Н.А. Благовещенский, Г.И. Mайкапар; Под ред. Г.И. Mайкапара. - M.: Mашиностроение, 1983. - 656 с.
7. Аэродинамика автомобиля / Под ред. В.Г. Гухо; пер. с нем. - M.: Mашиностроение, 19B7. - 424 с.
8. Аэродинамика автомобиля: сб. статей / Пер. с англ. - M.: Mашиностроение, 19B4. - З76 с.
9. TamasLojos. Drag reduction by the production of a separation bubble on the front of a bluff body // Journal of Wind Engineering and Industrial Aerodynamics. - Vol. 22 - 1986. - Р. 331338.
10. Ватолин А.К. Пути снижения лобового сопротивления большегрузных автомобилей на основе исследований моделей в аэродинамических трубах: Дис ... канд. техн. наук: - Казань, ШЗ. - 17B с.
Исследование процесса теплоотдачи в сетчатой матрице роторного
теплообменника
Алексеев Р., к.т.н. доц. Костюков А.В., Косач Л.А.
Университет машиностроения 8(495) 223-05-23 доб. 1054 [email protected]
Аннотация. Приводятся результаты экспериментальных и численных исследований тепловых процессов в сетчатой матрице роторного каркасного теплообменника. Получено близкое совпадение расчетных и экспериментально определенных значений степени регенерации и гидравлического сопротивления роторного теплообменника с сетчатой матрицей.
Ключевые слова: компактные теплообменники, моделирование теплогид-равлических процессов, теплоотдача пористых матриц.
Одним из путей повышения эффективности применяемых в настоящее время в распределенной энергетике микротурбин является установка в них теплообменников со сверхвысокой степенью регенерации (95-97%). По этому направлению идет американская компания Wilson, разрабатывающая микротурбину мощностью 300 кВт с электрическим КПД 5G% [1]. Получение степени регенерации на уровне 95-97% при приемлемых габаритах возможно в компактных роторных теплообменниках. В таких теплообменниках, как правило, используется сверхкомпактная пористая теплопередающая матрица. В частности в роторном тепло-
обменнике отечественной микротурбины мощностью 270 кВт применяется пористая матрица, образованная намоткой металлических сеток [2]. Имеющаяся информация по теплопередаче в таких сетках весьма невелика. Исследования теплогидравлических характеристик проводились в очень узком диапазоне температур матрицы и теплоносителей (в экспериментах сетчатая матрица обдувалась попеременно воздухом с температурами 500С и 300С, соответственно, в этом же диапазоне менялась температура сетчатой матрицы) и в полученной эмпирической зависимости отсутствуют элементы, учитывающие температуру сетчатой матрицы [3]. Следствием этого явилось значительное, на 3-4% (абсолютных), несовпадение экспериментально полученной на режиме с температурой матрицы, лежащей в диапазоне 230-600оС, и расчетной степени регенерации теплообменника [2, 4].
Для нахождения уточненной зависимости было выполнено математическое моделирование теплогидравлических процессов в сетчатой матрице, в результате которого были получены зависимости фактора Колборна (связанного с коэффициентом теплоотдачи матрицы) от параметров потока теплоносителя в виде [5, 6]:
Jf1? = (0.036Je нагр + 0.074) • ReX0 0063 Te нагр-0 514,
J°XR = (0.027Je охл + 0.091) • ReX"(0143Je охл +0 32).
Целью данной работы является экспериментальная проверка этих зависимостей. Для выполнения поставленной задачи был разработан и смонтирован экспериментальный стенд (рисунок 1).
Рисунок 1. Стенд для определения теплогидравлических характеристик роторного
теплообменника
Объектом исследования служила сетчатая теплопередающая матрица (рисунок 2), применяемая в роторных каркасных теплообменниках транспортных микротурбин [2]. Основные геометрические параметры сетчатой матрицы приведены на рисунке 2.
Слои сетки укладывались в цилиндрические ячейки диска роторного теплообменника (12 ячеек). Толщина сетчатой матрицы в каждой ячейке составляла 9 мм. Диск теплообмен-
ника приводился в движение электродвигателем. Подвод тепла к воздуху перед теплообменником производился двумя электрическими нагревателями, установленными в верхней части стенда. Измерения температур воздуха производились в патрубках на входе и выходе диска теплообменника с помощью десяти тарированных хромель-копелевых и хромель-алюмелевых термопар, а также платы сбора и преобразования данных «National Instruments»
с погрешностью в рассматриваемом температурном диапазоне около 2 С.
Рисунок 2. Фрагмент сетки матрицы
Помимо температур на стенде проводились измерения перепадов давления воздуха на диске теплообменника (пьезометрами) и расход проходящего через теплообменник воздуха (с помощью диафрагмы).
По полученным значениям температуры рассчитывались значения степени регенерации
( / ; - тг )
V 1 БХ 1ЕЫХ/
а =
где:
• - осреднённая температура газа* на входе;
Тг. *
бых - осредненная температура газа* на выходе;
возвх - осреднённая температура воздуха на входе;
* воздух, прошедший через электронагреватель, позиционируется как газ. Расход воздуха рассчитывался по зависимости:
С = Р * а* « р * дР,
где: F - площадь проходного сечения, а - коэффициент расхода, р - плотность вещества, ДP - значение перепада давления на диафрагме. Испытания проводились при различных расходах воздуха через теплообменник. Частота вращения ротора теплообменника на всех режимах была равной 17,5 об/мин. Полученные экспериментальные данные приведены в таблице 1.
Таблица 1.
Параметры теплоносителя в теплообменном аппарате на выбранных режимах
Расход Параметры газа Параметры воздуха
тепло- Давление Перепад Темпера- Темпера- Перепад давле- Давление Темпера-
носите- на входе, давления на тура на тура на ния на выходе, на выходе, тура на
ля, кг/с Па входе, Па входе, К выходе, К Па Па входе, К
Реж 1 0.0052 106056 981 633.4 360.5 814 100858 294.65
Реж 2 0.00431 104095 775 652 367.77 608 100172 297.4
Реж 3 0.00334 102869 588 651.6 372.83 471 99681 300.85
Для апробации полученных уточненных зависимостей фактора Колборна [5, 6] был выполнен теплогидравлический расчет испытуемого роторного теплообменника. Математическое моделирование базировалось на решении системы уравнений, включающей уравнения Навье-Стокса, энергии, неразрывности и состояния. Сетчатый теплопередающий элемент теплообменного устройства математически описывался как пористое тело. Теплогидравли-ческие процессы в сетчатой матрице теплообменника описывались зависимостями для фактора Колборна, а также зависимостями линейного и квадратичного коэффициентов сопротивления [5, 6].
Расчетная модель задачи показана на рисунке 3. В нее вошли сектор диска с ячейкой, заполненной сетчатой матрицей, секторы верхней и нижней крышек теплообменника, а так-
же секторы участков входных и выходных патрубков (рисунок 3). На входе и выходе расчетной модели задавались расход и статическое давление соответственно, а на боковых поверхностях секторов - условия симметрии. Теплофизические свойства воздуха и стали задавались в зависимости от температуры. Расчётная модель продувалась попеременно газом и воздухом, направления течения которых, в соответствии с работой экспериментального стенда, брались противоположными. Поочередная продувка газом и воздухом матрицы теплообмен-ного устройства проводилась до выхода на установившийся режим. Такому режиму соответствовало отличие не более чем на 1% количества переданного от газа к воздуху тепла за два смежных оборота. Исходные данные для расчета принимались в соответствии с экспериментально исследованными режимами (таблица 1).
Рисунок 3. Расчетная модель экспериментального стенда
В результате расчета были определены значения степени регенерации и гидравлического сопротивления роторного теплообменника с сетчатой матрицей (таблица 2). Как видно из таблицы, использование в расчетах теплообменника полученных в [5, 6] описывающих процессы теплоотдачи зависимостей дает хорошее совпадение с экспериментом. Максимальное различие между расчетными и экспериментально определенными значениями степени регенерации теплообменника с сетчатой матрицей не превышает 0.6%.
Следует также отметить весьма близкое совпадение расчетных и экспериментальных значений гидравлического сопротивления теплообменника с сетчатой матрицей и соответственно апробации применяемых в расчете зависимостей [5, 6].
Таблица 2.
Значения степени регенерации и потерь давления теплообменного устройства
Эксперимент Расчет
Перепад давле- Перепад давле- Степень ре- Перепад давле- Перепад давле- Степень ре-
ния на «воз- ния на «газовой» генерации, % ния на «воздуш- ния на «газовой» генерации, %
душной» сто- стороне тепло- ной» стороне стороне тепло-
роне теплооб- обменника, Па теплообменника, обменника, Па
менника Па Па
Режим 1 981 814 80.56 1029 841 80.09
Режим 2 775 608 80.26 803 628 79.87
Режим 3 588 471 79.47 603 489 79.12
Выводы
1. Получены экспериментальные значения степени регенерации и гидравлического сопротивления теплообменника с сетчатой матрицей.
2. Выполнено численное моделирование теплогидравлических характеристик теплообменника с сетчатой матрицей с использованием полученных уточненных зависимостей [5, 6].
3. Получено близкое совпадение расчетных и экспериментально определенных значений степени регенерации и гидравлического сопротивления теплообменника с сетчатой матрицей.
Литература
1. Dr. David Gordon Wilson, MIT Chief Scientist, «The basis for the prediction of high thermal efficiency in WTPI gas-turbine engines», Wilson TurboPower Inc., 2002.
2. Плотников Д.А. Разработка и исследование дисковых секционных регенераторов автотракторных ГТД // Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук, 1981. с. 22-26.
3. Лебедь Н. Исследование гидравлических и теплообменных характеристик теплопереда-ющих поверхностей для вращающегося регенератора секционного типа, Научно-технический отчет, 1971. - С. 44-45.
4. Алексеев Р.А., Костюков А.В. Повышение эффективности роторного теплообменника малоразмерного газотурбинного двигателя. -М.: Известия МГТУ "МАМИ" № 1(13) 2012 т. 1. - с. 52.
5. RONALD Alexeev, ANDREI Kostyukov Research of thermal and hydraulic processes in the structured rotary regenerator. International Automotive Conference «Science and Motor Vehicles 2013» materials, pp. 395 - 491.
6. Алексеев Р.А., Костюков А.В. Исследование теплогидравлических процессов в пористой матрице роторного теплообменника. Материалы конференции «XIX Школа-семинар молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева».
Влияние углов установки управляемых колес на безопасность АТС при
криволинейном движении
к.т.н. доц. Красавин П.А., к.т.н. доц. Надеждин В.С.
Университет машиностроения (495) 223-05-23 (доб. 1457), [email protected]
Аннотация. В настоящей статье рассматривается возможность снижения числа дорожно-транспортных происшествий (ДТП), происходящих при криволинейном движении, путем выбора оптимальных параметров угловой ориентации управляемых колес и повышения критической скорости прохождения поворота.
Ключевые слова: активная безопасность, углы установки управляемых колес.
Конструктивные отказы и поломки, в качестве причины, составляют лишь 4...5% от общего числа причин ДТП. Поэтому необходимо искать решение проблемы повышения безопасности не только в повышении прочностных параметров элементов и деталей АТС по критериям надежности, долговечности и безотказности [1].
Одной из основных причин ДТП в Российской Федерации, по данным ГИБДД, является несоблюдение водителями скоростного режима (более 25% от общего числа ДТП) [2], что особенно опасно при криволинейном движении, т.к. непосредственно связано с вероятностью потери устойчивости и управляемости АТС. При криволинейном движении происходит более 65% от числа всех ДТП. Основные причины ДТП следующие: выезд на полосу встречного движения, что вызвано потерей управляемости, опрокидывание и занос, что характеризует устойчивость АТС. Каждая из указанных причин связана с превышением предельной скорости выполнения маневра по критерию устойчивости или управляемости. Повышение предельных значений автоматически повышает безопасность движения ввиду повышения максимальной скорости при криволинейном движении, а, следовательно, и безопасности АТС.
Повышение предельных скоростей прохождения поворота возможно конструктивным методом путем выбора рациональных параметров угловой ориентации управляемых колес. Ряд исследований [1, 3, 4, 5] показал, что наклон плоскости качения колес к центру поворота не только не ухудшает, но напротив оказывает положительное влияние на основные эксплуатационные свойства, такие как поворачиваемость, устойчивость грузового автомобиля против опрокидывания и бокового скольжения, что в комплексе способствует повышению безопасности современного транспортного средства без наступления излишней поворачиваемо-сти автомобиля.
