Математическое моделирование теплообменных процессов в системе охлаждения тепловоза Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

5. Ушкалов, В. Ф. Статистическая динамика рельсовых экипажей [Текст] / В. Ф. Ушка-лов, Л. М. Резников, С. Ф. Редько. - Киев: Наукова думка, 1982. - 360 с.

6. Гарг, В. К. Динамика подвижного состава [Текст] / В. К. Гарг, Р. В. Дуккипати. - М.: Транспорт, 1988. - 391 с.

7. Нехаев, В. А. Взаимодействие экипажа с квазиинвариантной системой подвешивания и неравноупругого по протяженности пути [Текст]: дис... канд. техн. наук. - Омск, 1983. -214 с.

References

1. Gapanovich V. A. The renovation of rolling stock Russian Railways [Perspektivy ob-novleniia podvizhnogo sostava rossiiskikh zheleznykh dorog]. Transport Rossiiskoi Federatsii -Transport of the Russian Federation, 2006, no. 2, pp. 43 - 45.

2. Biriukov I.V. Mekhanicheskaia chast' tiagovogo podvizhnogo sostava (Mechanical traction rolling stock). Moskow: Transport Publ., 1992, 440 p.

3. Kamaev V. A. Optimizatcia parametrov chodovich chastei zheleznodorozhnogo podvizhnogo sostava (Optimization of parameters undercarriages of railway rolling stock). Moskow: Mas-cinostroenie Publ., 1980, 215 p.

4. Galiev I. I., Nekhaev V. A., Nikolaev V. A. Nauchnie napravlenia shkoli M.P. Pachomova za 50 let (1961 - 2011 gg.) (Research areas of the school M. P. Pakhomov for 50 years (1961 -2011)). Omsk, 2012, 175 p.

5. Uchkalov V. F., Reznikov L. M., Redko S. F. Statisticheskaya dinamika relsovyh ekipagei (Statistical dynamics of railway vehicle dynamics). Kiev: Naukova dumka, 1982, 360 p.

6. Garg V. K., Dukkipaty R. V. Dinamika podvignogo sostava (Dynamics of rolling stock). Moskow: Transport Publ., 1988, 391 p.

7. Nehaev V. A. Vzaimodeistvie ekipaga s kvaziinvariantnoi sistemoi podveshivania i neravouprugogo po protiagennosti puti (The interaction with the crew quasiinvariant suspension system and variable elastic longest path): Ph. D. thesis, Omsk, 1983, 214 p.

УДК 629.424.3:621.436

С. М. Овчаренко, О. В. Балагин, Д. В. Балагин

МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ТЕПЛООБМЕННЫХ ПРОЦЕССОВ В СИСТЕМЕ ОХЛАЖДЕНИЯ ТЕПЛОВОЗА

В статье представлена математическая модель системы охлаждения тепловоза 2ТЭ10М, позволяющая выполнять расчет параметров теплообменных аппаратов с учетом их технического состояния.

Задачи математического моделирования теплообменных процессов в системе охлаждения могут быть решены с привлечением методов численного моделирования, основных уравнений теплового баланса, теплопередачи, аэродинамики и гидравлики. Уравнения аэродинамики и гидравлики связаны с уравнениями теплообмена, поэтому их приходится решать совместно.

Моделирование работы теплообменных аппаратов тепловоза (радиаторные секции, во-домасляный теплообменник, охладитель наддувочного воздуха) необходимо начинать с гидравлического расчета системы охлаждения, так как преодолеваемое насосом сопротивление сети в контурах циркуляции определяет подачу теплоносителя, влияющую на интенсивность теплоотвода и на коэффициенты теплопередачи теплообменных аппаратов.

Методика, разработанная на кафедре «Локомотивы» ОмГУПСа [1], позволяет определить реальный расход теплоносителя, необходимый при выполнении теплового расчета си-

38 ИЗВЕСТИЯ Транссиба ^^ № 3(23) 2015

= _

стемы охлаждения тепловоза. В расчетах предполагается отсутствие расхода воды по топли-воподогревателю и межконтурному перепуску.

Напорно-расходная характеристика водяного насоса с достаточной степенью достоверности представлена в виде полинома третьей степени [1, 5, 6]:

Н = а-V3 + Ь-у2 + с V + й, (1)

где г - номер контура охлаждения тепловоза.

Коэффициенты регрессии при переменной величине расхода воды V в уравнении (1) приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Результаты аппроксимации характеристики водяных насосов

Характеристика насоса Коэффициенты регрессии

первый контур второй контур

a Ь c d a Ь c d

По ТУ 764,57 -279,79 7,433 0,422 87,54 -270,01 5,863 0,380

По экспериментальным данным -912,20 -143,73 4,740 0,453 2484,80 -424,29 8,087 0,357

В общем виде характеристики сети контуров охлаждения можно представить следующим образом [1, 5, 6]:

яи = у2 + V;2). (2)

В результате получаем систему уравнений, определяющую условие совместной работы «насос - гидравлическая сеть» [1, 5, 6]:

Н = +¿/Чс1 -Г2); (3)

Н = а-V? + Ь-У? + с V + й. (4)

Относительный коэффициент гидравлического сопротивления секции определяем по выражению [1, 5, 6]:

Со1 =С1л- ®П"1,78 , (5)

где - относительный коэффициент гидравлического сопротивления при скорости воды 1 м/с.

Значения относительных коэффициентов сопротивления для секций с различной степенью загрязнения ее водяной полости приведены в таблице 2.

Таблица 2 - Значения относительных коэффициентов сопротивления для секций с различным техническим состоянием водяной полости

8 20 30 40 50 60 70 75

1и 0,858 0,933 1,024 1,14 1,302 1,573 1,941

Связь между показателем степени и относительным коэффициентом сопротивления аппроксимирована выражением [4]:

п = 1,812 + 0,1649 - 1пС1л - 6,119 -10-2 - (1п)2. (6)

Порядок расчета следующий. Задаются начальные значения расхода воды по контурам и относительный коэффициент гидравлического сопротивления из таблицы 2 для заданной степени загрязнения. По выражению (6) определяется значение показателя степени п, а по

№.?(253) ИЗВЕСТИЯ Транссиба 39

заданному и рассчитанному п рассчитывается по уравнению (5) относительный коэффициент гидравлического сопротивления . Далее решается система уравнений (3), (4) относительно заданного расхода. Полученное значение VII сравнивается с заданным на начальном этапе, при расхождении значений больше заданной точности расчет повторяется при новых значениях расхода.

В качестве объективной оценки степени загрязнения теплопередающих поверхностей секции как с воздушной, так и с водяной стороны выступает интенсивность теплопередачи, т. е. величина коэффициента теплопередачи при заданных режимных условиях.

Как известно, в процессе эксплуатации при действии эксплуатационных факторов наблюдается значительное уменьшение коэффициента теплопередачи. Такое снижение происходит по двум причинам. Первая - увеличение термического сопротивления теплоотдаче от стенок трубок и охлаждающих пластин к воздуху, обусловленное загрязняющими отложениями и нарушением контакта трубок и пластин. Вторая - снижение скорости воды в трубках (уменьшение коэффициента теплоотдачи от воды к стенке трубки) и воздуха в межтрубном пространстве (уменьшение коэффициента теплоотдачи от стенок трубок и охлаждающих пластин к воздуху).

Общее термическое сопротивление загрязняющих отложений определяется соотношением Керна [2]:

^ = ^зтах [1" ехр("&з ■*)] , (7)

где ^тах - асимптотическое (при максимальной толщине отложений) термическое сопротивление загрязнений, м К/Вт;

Ь3 - экспериментальный коэффициент, зависящий от скорости, температуры теплоносителя, материала и геометрии теплопередающей поверхности;

X - время, ч.

Следующим этапом моделирования является решение системы линеаризованных алгебраических уравнений [3]. При составлении систем уравнений необходимо соблюдение основного правила: ни одно из содержащихся в системе уравнений не должно быть получено из комбинации любых других.

Приняв за основу основные уравнения теплового баланса, теплопередачи и проведя ряд преобразований, получили следующие системы уравнений:

для первого контура:

^11 112

вР1 , 1

ев . (8)

Жв!

__1—/ =х . (9)

;

вр;_ I12 ер;_ I11

в*__1

11112 в*1-1112 ;

1' =Т . (10)

мо «

X, _—+ =х; (11)

01 —' —' 0

" 01 " 01

—" Ж"

т" " 4-—BLt =Т (12) Х01 —''12 + —"112 т°;

— 01 — 01

для второго контура:

40 ИЗВЕСТИЯ Транссиба ^^ № 3(23) 2015

= _

^ _ ^ _ QHB ^ QM .

t21 t22 =

Ж.,

e1

Р2 л

1

f__-— t =т •

R" i 23 R; ! '21 Lo •

eР2Л -1 еp"Л -1

,Р2л 1

er

tt^

-t" =T ^

eР2л -1 23 ep- -1 23 ' ?Р2п 1

e

e

ep2- -1 '22 eр2п -1 '21 T°;

?Р2п i

1 t' =T •

tt^

e Кп - 1 22 e Pin - 1 22 0:

W' W"

" _ "в2лу , в2л ft .

Т°2л W' 121 + W' 123 T° ;

" 02л " °2л

W" W 2

" _ " в2л f" , __в2л_ ^ .

102л t23 ^ t23 L0 ;

"02 л ''02л

W' W'

T" "в2п^ I в2п f" .

L02n '21 ^ wr 22 L0 ;

" 02п " 02п

W" W"

" _ в2п f" , в2п t .

l02H j^ff 122 ^ j^ff 122 L0 ; W 02п W 02п

t2B t22

(13)

(14)

(15)

(16)

(17)

(18)

(19)

(20) (21) (22)

WJ 1 7 • кJ • FJ

где pj = W0in-(1 - h), h = —, ш = 7 к'" P ;

n WJ em WJ

W Bin e W°in

Wjn, Win - водяные эквиваленты по воздуху и воде;

i - номер контура охлаждения;

j - группа секций (' - верхняя группа секций, "- нижняя группа);

n - группа секций для второго контура (л - на левой стороне шахты, п - на правой стороне шахт);

т0 - температура окружающего воздуха, С;

j ~ ог^

TJoin - температура воздуха после прохождения группы секций, С;

tl - температура воды, оС;

kj - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2^К).

Уравнения (8), (13), (22) представляют баланс тепла по воде; (11), (12), (18) - (21) - баланс тепла по воздуху. Зависимости (9), (10), (14) - (17) составлены на основе баланса передачи тепла от воды к воздуху через поверхности охлаждения в группах секций.

Полученные системы уравнений нелинейные из-за зависимости от неизвестных значений температуры: теплофизических характеристик теплоносителей и коэффициента теплопередачи секций. Нелинейности по указанным параметрам при расчете корректируются по фактически полученной в предыдущем итерационном цикле температуре теплоносителей.

Цель следующего этапа моделирования - проверка достоверности выбора массовой скорости воздушного потока ивз при том или ином состоянии воздушной стороны секции и,

№ 3(23) 2015

ИЗВЕСТИЯ Транссиба

следовательно, соответствия результатов гидравлического и теплового расчетов совместной работы дизеля и системы охлаждения [4, 5]. При выполнении аэродинамического расчета охлаждающего устройства прежде всего необходимо учитывать внешнее загрязнение поверхности теплообмена, которому подвержены все без исключения радиаторные секции тепловоза.

В качестве объективного показателя степени загрязненности внешней теплопередающей поверхности секции, характеризующего степень уменьшения скорости воздуха в межтрубном пространстве, принят относительный коэффициент аэродинамического сопротивления секции при массовой скорости воздуха 1 кг/(м2х), значения которого для водовоздуш-ных секций с различной степенью загрязненности ее воздушной стороны приведены в таблице 3.

Первым этапом аэродинамического расчета является определение окружной скорости концов лопастей вентилятора по известной частоте вращения вентиляторного колеса и весового расхода воздуха по его заданной массовой скорости перед фронтом холодильника и геометрическим характеристикам секций.

Аэродинамическое сопротивление секций вычисляем по принятому значению относительного коэффициента аэродинамического сопротивления исследуемого эксплуатационного состояния секции и массовой скорости воздуха.

Р = 12,852^и20Д51ЬГ -11764. (23)

Таблица 3 - Значения относительного коэффициента сопротивления секции и формулы для определения аэродинамического сопротивления секций с различным техническим состоянием воздушной стороны

Условный номер Коэффициент <^2л Формула для определения ДРс2 Характеристика состояния и метода за-

состояния секции грязнения воздушной стороны секции

1 0,92 11,833и16 Исходное (чистое) состояние воздушой

стороны новой секции

2 1,00 12,852^1'6 Ограничительное сопротивление сек-

ции по ГОСТ 20556-75

3 1,001 12,865и163 Первая степень загрязнения новой сек-

ции (замасливание воздушной стороны)

4 1,010 12,981и166 Вторая степень загрязнения новой сек-

ции (напыление 0,5 кг песка)

1 3, 1 20и1 '70 Третья степень загрязнения новой сек-

5 1,021 ции (дополнительное напыление 0,5 кг песка)

6 1,029 13,231^1'85 Третья степень загрязнения новой сек-

ции и смятие 30 % пластин

7 1,558 20,024^1'90 Секция в эксплуатационном состоянии

после промывки воздушной стороны

Далее вычисляем статический напор вентилятора, плотность воздуха в шахте, объемный расход и осевую скорость воздуха на выходе из вентилятора, динамический и полный напор вентилятора. С использованием рассчитанных значений коэффициентов расхода и напора вычисляем значения безразмерных величин подачи и напора:

Н в = -Н, (24)

Рш -и

жВеПе /

где и = ——--окружная скорость внешних кромок лопаток вентиляторного колеса, м/с;

42 ИЗВЕСТИЯ Транссиба ^^ № 3(23) 2015

= _

V = . V-

F -и

(25)

где F =

Tr-D^ 4

площадь вентиляторного колеса по внешнему диаметру,

м

При расхождении значений больше заданной точности расчет повторяется при новом значении массовой скорости воздуха.

Итогом приведенного аэродинамического расчета является определение мощности, затрачиваемой на привод вентилятора при различном уровне загрязнения водовоздушных секций. Мощность, потребляемую вентилятором холодильника, определяем по формуле:

V • Н

N = ^ Н п в Лв

(26)

Таким образом, моделируя эксплуатационные состояния радиаторных секций, можно определить увеличение мощности на привод вентилятора. Алгоритм моделирования содержит основные этапы вычисления: гидравлический расчет, теплотехнический расчет, аэродинамический расчет [6].

Разработанная математическая модель позволяет выполнять расчет теплотехнических характеристик радиаторных секций и системы охлаждения тепловоза в целом при различных значениях показателей загрязненности [1].

Достоверность результатов моделирования подтверждена экспериментальными данными, полученными в эксплуатационном локомотивном депо Карасук при испытании пяти тепловозов серии 2ТЭ10М при различных начальных условиях.

С-исок литературы

1. Володин, А. И. Математическая модель процесса охлаждения воды в радиаторе тепловоза с учетом его среднеэксплуатационного состояния [Текст] / А. И. Володин, А. С. Аниси-мов // Методы и алгоритмы прикладной математики в технике, медицине и экономике: Материалы междунар. науч.-практ. конф. / Южно-Российский гос. техн. ун-т. - Новочеркасск, 2005. 127 с.

2. Бажан, П. И. Тепловые модели унифицированных охладителей дизелей [Текст] / П. И. Бажан // Двигателестроение. - Санкт-Петербург, 1982. - № 4. - С. 36, 37.

3. Балагин, О. В. Определение максимально допустимого количества загрязненных радиаторных секций в системе охлаждения тепловоза [Текст] / О. В. Балагин // Молодежь наука, творчество-2005: Материалы науч.-практ. конф. / Омский гос. ин-т сервиса. - Омск, 2005. - 174 с.

4. Анисимов, А. С. Постановка задачи нестационарной теплопроводности для оценки технического состояния теплообменных аппаратов тепловозов в эксплуатации [Текст] / А. С. Анисимов // Повышение надежности, экономичности и экологичности дизельного подвижного состава: Межвуз. темат. сб. науч. тр. / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск, 2004. - С. 76, 77.

5. Володин, А. И. Моделирование внешних нестационарных температурных полей технических объектов сложной конфигурации [Текст] / А. И. Володин, В. К. Фоменко // Приоритетные направления развития науки и технологий: Доклады всерос. науч.-техн. конф. / Тульский гос. ун-т. - Тула, 2008. - С. 42, 43.

6. Балагин, О. В. Разработка технологии тепловизионного контроля технического состояния секций холодильников тепловозных дизелей: дис... канд. техн. наук. - Омск, 2005. -165 с.

References

1. Volodin A. I., Anisimov A. S. Mathematics model of process of cooling of water in a locomotive radiator taking into account its sredneekspluatatsionny state [Matematicheskaia model'

№ 3(23) 2015

ИЗВЕСТИЯ Транссиба

protsessa okhlazhdeniia vody v radiatore teplovoza s uchetom ego sredneekspluatatsionnogo sosto-ianiia]. Metody i algoritmy prikladnoi matematiki v tekhnike, meditsine i ekonomike: Materialy mezhdunarodnoi nauchno-prakticheskoi konferentsii (Methods and algorithms of applied mathematics in equipment, medicine and economy). Novocherkassk, 2005, 127 p.

2. Bazhan P. I. Thermal models of the unified coolers of diesels [Teplovye modeli unifitsiro-vannykh okhladitelei dizelei]. Dvigatelestroenie - Engine-building, 1982, no. 4, pp. 36 - 37.

3. Balagin O. V. Definition of the most admissible quantity of the polluted radiator sections in the cooling system of a locomotive [Opredelenie maksimal'no dopustimogo kolichestva zagriaznennykh radiatornykh sektsii v sisteme okhlazhdeniia teplovoza]. Molodezh' nauka, tvor-chestvo - 2005: Materialy nauchno-prakticheskoi konferentsii (Youth science, creativity). Omsk, 2005, 174 p.

4. Anisimov A. S. A problem definition of non-stationary heat conductivity for an assessment of technical condition of heatexchange devices of locomotives in operation [Postanovka zadachi nestatsionarnoi teploprovodnosti dlia otsenki tekhnicheskogo sostoianiia teploobmennykh appa-ratov teplovozov v ekspluatatsii]. Povyshenie nadezhnosti, ekonomichnosti i ekologichnosti dizel'nogo podvizhnogo sostava: Mezhvuzovskii tematicheskii sbornik nauchnykh trudov (Increase of reliability, profitability and environmental friendliness of a diesel rolling stock). Omsk, 2004, pp. 76 - 77.

5. Volodin A. I., Fomenko V. K. Modeling of external non-stationary temperature fields of technical objects of a difficult configuration [Modelirovanie vneshnikh nestatsionarnykh tempera-turnykh polei tekhnicheskikh ob"ektov slozhnoi konfiguratsii]. Prioritetnye napravleniia razvitiia nauki i tekhnologii: Doklady vserossiiskoi nauchnno-tekhnichekoi konferentsii (Priority directions of development of science and technologies). Tula, 2008, pp. 42 - 43.

6. Balagin O. V. Razrabotka tekhnologii teplovizionnogo kontrolia tekhnicheskogo sostoianiia sektsii kholodil'nikov teplovoznykh dizelei (Development technology of thermovision control technical condition of diesel engines sections refrigerators). Phd's thesis, Omsk, OSTU, 2005, 165 p.

УДК 629.45.048

О. С. Томилова, В. В. Томилов

ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МОДЕРНИЗИРОВАННОЙ СИСТЕМЫ ВОДОСНАБЖЕНИЯ ПАССАЖИРСКОГО ВАГОНА ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА

В статье приведена методика расчета потерь напора воды в системе водоснабжения пассажирского вагона, оснащенного системой очистки в виде последовательно установленных двух фильтров и проточного ультрафиолетового стерилизатора шнековой конструкции. Представлены результаты расчета потерь в различных системах водоснабжения вагонов с учетом максимальных и минимальных времени заправки и напоров воды в станционной системе водоснабжения. Определены рациональные геометрические параметры камеры обеззараживания проточного ультрафиолетового стерилизатора из условий обеспечения полного заполнения бака вагона за минимальное время стоянки с минимальным напором станционной системы водоснабжения. Величина потерь напора не превышает паспортных значений типовых конструкций. Геометрия стерилизатора позволяет интегрировать устройство в вагон. Ее расчетные значения взяты для разработки макетного образца УФ-стерилизатора, успешно прошедшего испытания. Для возможности определения потерь напора воды камера обеззараживания стерилизатора шнековой конструкции представлена змеевиком с прямоугольным сечением, «намотанным» на цилиндр. Местные потери одного витка рассчитаны с использованием справочной формулы, предложенной Г. Н. Абрамовичем.

В 2015 г. АО «Федеральная пассажирская компания» (Западно-Сибирский филиал) представила следующие проблемные вопросы о состоянии системы водоснабжения в пассажирских вагонах. Качество воды при заправке вагонов в пути следования на дорогах не отвечает требованиям из-за плохого качества очистки. Имеются жалобы от потребителей на ряде

44 ИЗВЕСТИЯ Транссиба ^^ № 3(23) 2015