Методика теплового расчета системы подогрева транспортных средств Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

с

z

МЕХАНИЗАЦИЯ

d

УДК 629.113.015

МЕТОДИКА ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА СИСТЕМы ПОДОГРЕВА

транспортных СРЕДСТВ

A.A. ДОЛГУШИН, кандидат технических наук, зав. кафедрой

А.Ф. КУРНОСОВ, аспирант

Новосибирский государственный аграрный университет

E-mail: anton_kurnosov@mail.ru

Резюме. Вопросу эффективной эксплуатации трансмиссии посвящено много работ, однако ни одна из низ не нашла широкого применения на практике. В рамках представленной статьи авторы ставили цель разработать математическую модель функционирования системы подогрева транспортных средств. В статье приводится методика теплового расчета, которая служит неотъемлемой частью обоснования параметров системы подогрева транспортных средств на основе использования части тепла отработавших газов двигателя. Для достижения поставленной цели было составлено уравнение теплового баланса системы подогрева при неустановившемся режиме, каждое из слагаемых которого позволяет определить тепловое взаимодействие системы подогрева с определенной термодинамической системой, при этом использовали такие известные уравнения теплопередачи как уравнение Ньютона - Рихмана для нестационарных условий теплообмена, уравнения подобия для вынужденного движения теплоносителя. Результатом предложенной методики теплового расчета системы подогрева стала целевая функция - средняя температура жидкости системы подогрева, которая напрямую зависит от температуры отработавших газов двигателя, их массового расхода, потерь теплоты с поверхности системы подогрева и переданной теплоты редукторам механической трансмиссии транспортных средств. Полученное уравнение в значительной степени упрощает проектирование систем подогрева транспортных средств.

Ключевые слова: утилизация части тепла отработавших газов, подогрев агрегатов, потери теплоты.

Эксплуатация грузовых автомобилей в зимних условиях сопровождается снижением температурного режима работы агрегатов трансмиссии, что влечет за собой дополнительные потери эффективной мощности двигателя. С другой стороны, до 30...35% теплоты сгорания топлива рассеивается системой выпуска отработавших газов в окружающую среду [1]. Утилизация части этого тепла с помощью известной системы подогрева транспортных средств [2] создаст дополнительный источник энергии для поддержания теплового режима агрегатов, в частности самого энергоемкого - коробки перемены передач (КПП).

Цель наших исследований заключается в разработке математической модели работы системы подогрева транспортных средств.

Для ее достижения решали следующие задачи: составить тепловой баланс работы системы подогрева при неустановившемся режиме;

описать процесс теплообмена выпускной системы транспортного средства с элементами системы подогрева и тепловое взаимодействие системы подогрева с коробкой перемены передач и окружающей средой.

Условия, материалы и методы. В качестве объекта исследования выступали термодинамические процессы в системе подогрева транспортных средств.

При выполнении исследований использовали методы термодинамического анализа, которые базируются как на первом, так и на втором началахтермодинамики

и позволяют оценить предельно возможные энергетические показатели системы подогрева.

результаты и обсуждение. В соответствии с задачами исследований на первом этапе мы составили тепловой баланс предлагаемой системы подогрева при неустановившемся режиме в общем виде:

Qor = Qm + PS + 2Dc

(1)

где Qor - количество теплоты отработавших газов, утилизированной системой подогрева, Дж; QKn - количество теплоты, переданное маслу коробки передач системой подогрева, Дж; Q™ - количество теплоты, отведенного от системы подогрева через боковые стенки, Дж; ¿dc - суммарные потери теплоты, связанные с изменением внутренней тепловой энергии системы подогрева, Дж.

При описании процесса теплообмена выпускной системы транспортного средства с элементами системы подогрева мы исходили из того, что теплоту, переданную отработавшими газами системе подогрева через многослойную цилиндрическую стенку с граничными условиями III рода можно определить из выражения:

2л£и1сп(Т0Г —Тж)

Qnr =

1

а0Г^1 1 аж^п+1

где п - математическая константа;

(2)

(3)

- длина

цилиндрической поверхности импортирующего теплообменника, м; тСП - время работы системы подогрева, с; Тог - средняя_температура отработавших газов двигателя, К; Тж - средняя температура жидкости системы подогрева, К; Я* - общее термическое сопротивление многослойной цилиндрической стенки, м-К/Вт; - коэффициент теплопроводности i-й цилиндрической стенки, Вт/м-К; аОГ - коэффициент конвективной теплоотдачи от отработавших газов к стенкам выпускной трубы, Вт/м-К; - коэффициент конвективной теплоотдачи от стенок импортирующего теплообменника к жидкости системы подогрева, Вт/м-К; Я1 - внутренний радиус цилиндрической стенки выпускной системы, м; Я. - внутренний радиус i-й цилиндрической стенки импортирующего теплообменника, м; Я.+1 - внешний радиус i-й цилиндрической стенки импортирующего теплообменника, м; Яп+1 - внешний радиус п-й цилиндрической стенки импортирующего теплообменника, м.

Для определения коэффициента конвективной теплоотдачи аОГ при турбулентном течении в трубах и каналах, когда не достигается полностью развитое течение рекомендована формула [3]:

аог=~ Ыиог = -Ц- • О.ОЗбКе^8 Рф^Г". (4)

Цэг Цэг

где Nuог - критерий Нуссельта для отработавших газов; ЯеоГ - критерий Рейнольдса для отработавших газов; Рг0Г - критерий Прандтля для отработавших газов; D0Г - эквивалентный (гидравлический) диаметр выпускной трубы, м; L - длина выпускной трубы, м.

Если считать отработавшие газы многоатомными,

то есть РгоГ = 1, то:

Reor =

WOrdeH _ WOr 2Rl

(5)

'ог 'ог

где шог- скорость движения отработавших газов, м/с; dвн - внутренний диаметр выпускной трубы, м; уог -кинематическая вязкость отработавших газов, м2/с.

Величина аж при конвективном теплообмене в условиях вынужденной конвекции при внешнем обтекании жидкостью для одиночного цилиндра определяется по формуле [4]:

(6)

(7)

Л/иж0=^ = С(Ре^РгД

ж

Откуда

а" = ^ • С • (РжУж°т )" Рг/5.

Ж От ' ж

где NuжD - критерий Нуссельта для жидкости; Ст -наружный диаметр внутренней трубы импортирующего теплообменника, м; кж - коэффициент теплопроводности жидкости, Вт/(м-К); С и п - коэффициенты, значение которых зависит от числа Рейнольдса (принимаем в соответствии с [3]); рж - плотность жидкости, кг/м3;

- коэффициент динамической вязкости жидкости, Н-с/м2; ¥ж - скорость жидкости, м/с; Ргж - критерий Прандтля для жидкости.

Для набора эмпирических данных и проверки формулы 2 удобно пользоваться известным выражением:

Qor=m0rCor(T2or-T1or),

*ог

где mc зов, кг/с; cc

(8)

Qm =

2к£э1сп(Тж-Тм)

R = о + + -

(9)

(10)

где

длина цилиндрическои поверхности

Коэффициенты аж и аМ определяются аналогично выражениям 4 и 7 соответственно.

Также величину 0КП можно определить по известному выражению:

Окп^жМ^-т;3) (11)

где тЖ - массовый расход жидкости, кг/с; сЖ -средняя удельная теплоемкость жидкости в интервале температур 7"®...7"®, Дж/(кг-К); 72э и 7® - температура жидкости соответственно на входе в экспортирующий теплообменник и на выходе из него, К.

Потеря теплоты с поверхности системы подогрева представлена, в основном, конвективным теплообменом. Величина конвективного теплообмена от боковых поверхностей системы подогрева определяется из известного выражения:

QZ = К,-а

СП гг СП с СП _сп

(Тж ~ГВП),

(12)

где К°п - коэффициент ослабления конвективного потока из-за загрязнения поверхности теплоотдачи; а£п - средний по поверхности коэффициент конвективной теплопередачи системы подогрева, Дж/м2Кс; - площадь поверхности системы подогрева, участвующей в теплопередаче, м2; Твп - средняя температура воздуха, омывающего поверхности теплопередачи, К.

Осреднение величины а™ осуществляется по формуле [1]:

гд м

(13)

массовый расход отработавших га--СГ - средняя удельная теплоемкость отработавших газов в интервале температур Т°Г...Т°Г, Дж/ (кг К); Т°г и Т°г - температура отработавших газов на входе и выходе теплообменника, К.

Теоретические исследования теплового взаимодействия системы подогрева с коробкой перемены передач и окружающей средой осуществляли с учетом того, что теплота, подведенная к редуктору через теплообменный аппарат с цилиндрической стенкой с граничными условиями III рода, определяется как величина теплового потока через цилиндрическую стенку, являющуюся постоянной величиной, то есть:

где F¡ - площадь i-й поверхности системы подогрева, участвующей в теплопередаче, м2; а,°п - коэффициент конвективной теплопередачи i-й поверхности системы подогрева, участвующей в теплопередаче, Дж/(м2-К).

Принимая во внимание тот факт, что практически все детали системы подогрева имеют круглое сечение, величину а™ при конвективном теплообмене в условиях вынужденной конвекции при внешнем обтекании воздухом для одиночного цилиндра определим из известного уравнения [4]:

— а D NuBD =

= С ■(

у Рг,

Откуда

afn = ^fC(Refl)"Pr8

К

(14)

(15)

экспортирующего теплообменника, м; Тм - средняя температура масла в КПП, К; Я* - термическое сопротивление стенки экспортирующего теплообменника, м-К/Вт; ХЭ - коэффициент теплопроводности цилиндрической стенки экспортирующего теплообменника, Вт/м-К; а^ - коэффициент конвективной теплоотдачи от рабочей жидкости системы к стенкам экспортирующего теплообменника, Вт/м-К; - внутренний радиус цилиндрической стенки экспортирующего теплообменника, м; Я® - внешний радиус цилиндрической стенки экспортирующего теплообменника, м; аМ - коэффициент конвективной теплоотдачи от стенок экспортирующего теплообменника к маслу КПП, Вт/м-К.

где Л/ыво - критерий Нуссельта для воздуха; 0°п- наружный диаметр 1-й поверхности системы подогрева, м; рВ - плотность воздуха, кг/м3; РгВ - критерий Прандтля для воздуха; ReВ - критерий Рейнольдса для воздуха.

Изменение внутренней энергии системы определяется ее тепловым состоянием, тепловые потери при заданных условиях можно рассчитать по следующей формуле:

Ё°С = Мжсж(Тж -Твп)+ МД0сДС(Тж -Твп),

(16)

где М^ и Мпг, - масса теплоносителя и деталей

Ж ДС

системы подогрева соответственно, кг; сЖ и сДС -удельные теплоемкости жидкости и деталей системы подогрева соответственно, Дж/кгК.

Решая совместно выражения 1, 2, 9, 12, 16 относительно средней температуры жидкости системы Тж, получим:

Тж =

2к£их ^ 2п£э1 т =

'ог + 'м + ' впх

. 2

x(Kf4cnFacV" + Мжсж + Мдссдс) 2пелсп

2к ¿И1

(17)

/■СП—СП рСГ1„ СП

дс дс

Из этого уравнения следует, что температура жидкости в предлагаемой системе подогрева напрямую зависит от температуры отработавших газов двигателя, их массового расхода, потерь теплоты с поверхности системы подогрева и переданной теплоты редукторам

механической трансмиссии транспортных средств, которая, в конечном итоге определяет эффективность принимаемых решений.

выводы. В результате проведенных исследований составлен тепловой баланс предлагаемой системы подогрева при неустановившемся режиме, который учитывает количество переданной теплоты от отработавших газов к коробке передач с учетом всех составляющих потерь.

Математически описан процесс теплообмена выпускной системы транспортного средства с импортирующими теплообменниками системы подогрева, тепловое взаимодействие системы подогрева с коробкой перемены передач и окружающей средой.

Литература.

1. Крохта Г. М., Иванников А. Б. Эксергетический коэффициент полезного использования теплоты сгоревшего в двигателе топлива //Вестник Новосибирского государственного аграрного университета. 2013. № 26. С. 130-135.

2. Долгушин А. А., Курносов А. Ф. Подогрев транспортных средств // Сельский механизатор. 2013. № 2. С. 38-39.

3. Крейт Ф., Блэк У. Основы теплопередачи: пер. с англ. М.: Мир, 1983. 512 с.

4. Теплотехника: учеб. для вузов/ В.Н. Луканин, М.Г. Шатров, Г.М. Камфер и др.; Под ред. В.Н. Луканина. - 2-е изд., пере-раб. М.: Высш. Шк., 2000. 671 с.

methodology for the calculation of thermal heating systems of vehicles

A.A. Dolgushin, A.F. Kurnosov

summary. Efficient operation of the transmission issue in many papers , but none of the bottom not widely used in practice as a consequence of low efficiency . In this article the authors ' goal was to develop a mathematical model of the heating system of vehicles. The article provides a method of thermal calculation , which is an integral part of the rationale of the system parameters heating vehicles , which is based on the use of the waste heat of the engine. To achieve this purpose, the authors have made the heat balance equation of the heating system in a transient state , each of the summands which allows to determine the thermal interaction of the system with a certain thermodynamic heating system using heat transfer equations known as Newton's equation - Richman conditions for unsteady heat transfer equation for similarity stimulated coolant flow . The result of the methodology proposed by the authors calculate thermal heating system is the objective function - the average temperature of the fluid heating system , which depends on the temperature of the exhaust gases of the engine , their mass flow , heat loss from the surface of the heating system and the heat transferred from the gearboxes manual transmission vehicles. The resulting equation greatly simplifies the designing of heating systems of vehicles.

Keywords: recycling of the waste heat, heating units, heat loss.

вниманию соискателей ученых степеней и других заинтересованных лиц!

Редакция журнала «Достижения науки и техники АПК» издает монографии и другую книжную продукцию с редактированием и всеми выходными данными.

Цены договорные. Заявки отправлять по адресу: 101000, г Москва, Моспочтамт, а/я 166. Тел.: (495) 557-13-01, (916) 241-63-43. E-mail: agroapk@mail.ru

J