CC BY
57
Зеббар Джаллел
ОБОБЩЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ТЕПЛОВОЙ НАГРУЗКИ НА ЦИЛИНДРОВУЮ ВТУЛКУ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
В зарубашечном пространстве теплообмен между стенкой и жидкостью при отсутствии фазовых переходов характеризуется выражением
Nux = A Pr" Re/, (1)
где Nu = a(x) x / l - локальное значение числа Нуссельта; Pr = v/ a - число Прандтля (v - кинематическая вязкость, a - коэффициент температуропроводности).
При исследовании теплообмена в зарубашечном пространстве [1] автор указывает на следующее экспериментально полученное выражение:
Nuj, = 1,58 Ref 0,5 Pf 033 (Prf / Prw)0,25. (2)
В этой формуле за определяющий размер принимается величина I -длина линии тока от входа до рассматриваемой точки. Обозначения f и w при критерии Прандтля означают, что они определяются при средней температуре жидкости (fluid) и стенки (wall). Отношение Pf /Prw учитывает влияние направленности теплового потока на величину коэффициента теплоотдачи.
При фазовых переходах, в частности при поверхностном кипении в зарубашечном пространстве, было также получено выражение
Nu = 0,0146 Pe’’ 0,7 [1 + 0,83 K085 (^экв) - 035 Pr 0,3 (Р/Рб)0,5], (3)
где Pe’’= q l / (g r p”a) - модифицированный критерий Пекле (q - плотности теплового потока, g - ускорение свободного падения, r - скрытая теплота парообразования, p’’ - плотность пара, I - характерный размер, пропорциональный отрывному диаметру пузырька); K = r/(cp Ats) - критерий фазового перехода (cp - теплоемкость жидкости, Ats - температура перегрева); Р, Рб - соответственно давление в контуре и барометрическое.
При вынужденном движении интенсивность теплообмена определяется взаимодействием факторов, обусловливающих интенсивность теплообмена за счет парообразования, и факторами гидродинамического воздействия, обусловленными вынужденной конвекцией [2]. В этих условиях теплоотдача может быть представлена уравнением подобия типа (2), дополненным числом Рейнольдса (Re = w4 I /v, w4 определяется по расходу жидкости), характеризующим влияние вынужденного движения жидкости. Обычно расчет производится по интерполяционной зависимости a / aw = = (4aw + aq)/ (5aw - aq) , где aw и aq - коэффициенты теплоотдачи, определяемые при конвекции и кипении соответственно.
В работах [3, 4] была получена эпюра суммарного теплового потока на зеркало цилиндра судового дизеля (рис. 1) с учетом теплопередачи от
газов (через поршень и втулку) и от сил трения. Количество тепла, прошедшее через втулку в систему охлаждения, рассчитывалось интегрированием по площади цилиндра плотности суммарного теплового потока:
Q'Z = ^’qdF = лё[ \2=І1 #(г) • ёг = Лй^дср|І1 /І1 /і(і)а&, (4)
где /і(г) = [д(ї)/дср\; дср = ; і = г/
Рис. 1. Расчетная и экспериментальная эпюры суммарного теплового потока на зеркале цилиндра судового дизеля 4 Ч9,5/11
Экспериментальные данные, приведенные в работе [5], подтверждают достоверность способа аналитического расчета тепловой нагрузки. На основании вышесказанного можно написать:
q ~ (P/P6)0,5 W/flU -0,35 (w l/ v)0,5 (Я / l). (5)
При сопоставлении двух дизелей со схожем тепловым режимом в зарубашечном пространстве можно написать:
^ср^2ср = (P1/P2) * (d1 d3m2 /d2 ^экв1) , (w 1 l1/ w2 l2) , (l2/ l1)
(Pd’’0,7/ Pe2’’0,7). (6)
С учетом (4) и (6) запишем:
Qx^lJl2 /12 fl(h)• /Qx2Jl1 /11 Ж^)• =
(Д/P2)0,5(d1dэкв2 /d2dэкв1)~°’35(w2)0,5(l1/12)"°’5(^ Ср /q2 Ср)0,7
или после преобразования и замены (Pe1’’0,7 / Pe2’’0,7) на Ф(0х 2/ Qz1) и z1 на z2 l1/ l-i-
f2(Z2) = (W1 / W2 )0,5 (P2 / P1)0,5 (dэкв2 / dэквl)-0,35 (d1/ d2)0,65 (^/ l1)0,5 (QZ2 / Qz 1)
Ф(б^2 / Qz1) f1(z2 /1/^2), (7)
где функция Ф (Qz2 / Qz1) учитывает изменение уровня теплонапряженно-сти второго двигателя при изменении его теплового режима.
Уравнения (7) и (8) позволяют строить эпюру распределения плотностей суммарного теплового потока на цилиндровую втулку любых дизелей, у которых теплообмен в зарубашечном пространстве удовлетворяет критериальным уравнениям (2) и (3), с использованием при этом данных по распределению этих же плотностей на втулке другого дизеля.
Наглядная иллюстрация примера расчета относительных плотностей тепловых потоков на цилиндровую втулку дизеля 3КУБ 24 (3 Ч 17,5/24) при заданном тепловом режиме для теплоотдачи в воду 6Х2 = 12 000 Вт представлена на рис. 2.
Рис. 2. Относительные плотности тепловых потоков на цилиндровую втулку дизелей ЗКУБ 24 [(/2(г2))]и 4ч 9,5/11 [/1 (^1)]
6x2 = П й2 Чср2 і И/2Ы й Т>2 = п 0,21 39 640 /470/2(г2) 10-3й ^2 =11 500 Вт. Изменение функции Ф (6x2 / 6и) представлено на рис. 3.
Рис. 3. Зависимость функции Ф (6Х 2 / 6Х1), учитывающей изменение теплового режима
СПИСОК ЛИТЕРА ТУРЫ
1. Петриченко Р. М. Системы жидкостного охлаждения быстроходных двигателей внутреннего сгорания. - Л.: Машиностроение, 1975. - 224 с.
2. Исаченко В. П. и др. Теплопередача: Учеб. для вузов / В. П. Исаченко, А. С. Сукомел. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Энергоиздат, 1981. - 416 с.
3. Зеббар Джаллел. Расчетно-аналитическое исследование тепловой нагрузки на зеркало цилиндровой втулки судового дизеля // Луканинские чтения. Проблемы и перспективы развития автотранспортного комплекса: Тез. докл. науч.-техн. конф. - М.: МАДИ (ГТУ), 2003. - С. 98-99.
4. Зеббар Джаллел. Расчетно-аналитическое исследование тепловой нагрузки на зеркало цилиндровой втулки судового дизеля // Проблемы динамики и прочности механизмов и мащин: Материалы науч. конф. / Астрахан. гос. техн. ун-т. -Астрахань: Изд-во АГТУ, 2002. - С. 286-287.
5. Дорохов А. Ф., Ханов Ш. М. Анализ тепловых потерь в охлаждающую воду судового вспомогательного дизеля // Экспресс-информ. Отечественный опыт, конструирование и эксплуатация оборудования / Центр. науч.-исслед. ин-т информ. и техн.-эконом. исслед. по тяжелому и транспортному машиностроению. Сер. 4, ДВС. - Вып. 10. - 1986.
