Особенности эксергетических потерь в охлаждающей системе поршневых двигателей Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Рис.2. Зависимость сопротивления прямой последовательности асинхронного двигателя от коэффициента загрузки при К2и = 0, 4, 8%

Литература

1. Косоухов Ф.Д., Наумов И.В. Несимметрия напряжений и токов в сельских распределительных сетях.- Иркутск, 2003.- 257 с.

2. Косоухов Ф.Д., Васильев Н.В., Криштопа Н.Ю. Метод расчёта потерь мощности от несимметрии токов в электрических сетях 0,38 кВ. // Известия Санкт-Петербургского государственного аграрного университета.- 2014.- №36. - С.220-225.

3. Теремецкий М.Ю. Снижение потерь и повышение качества электроэнергии в сельских распределительных сетях 0,38 кВ при несимметричной нагрузке с помощью трансформатора «звезда - звезда с нулем с симметрирующим устройством»: Дис...канд. техн. наук:05.20.02. -СПб., 2012. - 175с.

УДК 621.436.2 Канд. техн. наук Р.А. ЗЕЙНЕТДИНОВ

(СПбГАУ, zra61@mail.ru)

ОСОБЕННОСТИ ЭКСЕРГЕТИЧЕСКИХ ПОТЕРЬ В ОХЛАЖДАЮЩЕЙ СИСТЕМЕ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Эксергетические потери, теплота, паровые пузырьки, система охлаждения, теплоноситель, радиатор

Улучшение показателей поршневых двигателей непосредственно связано с интенсификацией рабочих процессов в цилиндре, что приводит к росту температуры деталей и увеличению в них термических напряжений. По этой причине создание высокофорсированных и надежных двигателей внутреннего сгорания во многом определяется рациональным охлаждением деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ). Поэтому вопрос об оптимальном тепловом режиме деталей ЦПГ в настоящее время крайне актуален для двигателестроителей.

Система жидкостного охлаждения (СЖО) поршневого двигателя внутреннего сгорания является сложной технической системой, в которой происходят неравновесные процессы различной физико-химической природы - механические, тепловые, гидравлические. Общая картина теплоотдачи от рабочих газов в стенки цилиндра и головки двигателя достаточно сложна. Это обусловлено зависимостью теплоты, передаваемой

системе охлаждения от температуры рабочих газов, коэффициентов теплопередачи и параметров, характеризующих энерготехнологический процесс в СЖО, что определяется сложными гидродинамическими и тепловыми процессами, связанными с движением теплоносителя, омывающего поверхности теплообмена, и его фазовым поведением [1, 2].

Подвод теплоты в СЖО осуществляется из стенки цилиндров, и далее система обменивается теплотой с окружающей средой через определенные участки поверхности радиатора. При этом систему охлаждения можно разделить условно на внутренние подсистемы, где происходит отвод теплоты от деталей двигателя в охлаждающую жидкость (гидравлический контур), и на внешние - для рассеивания отведенной жидкостью теплоты в окружающую среду (воздушный контур). Для первого контура основными режимными параметрами являются скорость движения теплоносителя и тепловой поток, отводимый в охлаждающую среду, для второго - это затраты мощности на перемещение теплоносителей и величина поверхности охлаждения радиатора.

В связи с этим достаточно актуальным для системы охлаждения является оценка эффективности происходящих в ней энерготехнологических процессов, степени термодинамического совершенства радиаторов и установление оптимальных закономерностей изменений температуры теплоносителя и расхода воздушного потока, а в целом - это установление оптимального теплового состояния двигателя на различных режимах его работы. Успешное решение данной проблемы связано с разработкой методики анализа энергоэффективности тепломассообменных и гидравлических процессов в системе охлаждения с учетом их неравновесности.

В выборе метода оценки термодинамической эффективности термодинамических процессов в технических системах в настоящее время не установилось единого мнения. Простейшим методом термодинамического анализа энергоэффективности процессов, установок, технических систем является энергетический, основанный на первом законе термодинамики, и выражающийся через коэффициент полезного действия (КПД), который представляет собой отношение полезной (целевой) энергии /пол к затраченной Узатр:

Существенным недостатком этого метода является то, что при этом не учитывается необратимость и ценность различных видов энергии, т.е. их практическая пригодность, что неверно с точки зрения второго закона термодинамики.

В силу вышесказанного при оценке энергоэффективности системы охлаждения среди существующих подходов весьма перспективным является использование эксергетического метода анализа, который позволяет оценить потери работоспособности (эксергетические потери) и степень совершенства теплообменных аппаратов и наметить пути их улучшения. Перспективность использования эксергетической функции заключается в ее универсальности: в терминах эксергии могут быть выражены не только потоки энергии различного качества (механической, тепловой, гидравлической и т.д.), но и потоки теплоносителей, а в силу аддитивности эксергии производительность рассматриваемой системы по различным видам определяется простым суммированием эксергий всех потоков.

По второму закону термодинамики несовершенство любой технической системы и аппарата обусловливается наличием термодинамической необратимости протекающих процессов, сопровождающихся возрастанием энтропии и вызывающих безвозвратную потерю располагаемой эксергии из-за понижения ее качества. Благодаря этому эксергетический анализ позволяет сказать, в каких элементах системы, на каких стадиях технологического процесса происходят наибольшие потери эксергии, что указывает на необходимость совершенствования этих стадий.

С введением понятия эксергии появилась возможность оценивать энергоэффективность объектов и технических систем не только величиной энергетического КПД, но также величиной эксергетического КПД, равного:

(1)

Лех — Епол!Езатр ' (2)

При эксергетическом анализе энергоэнтропийных процессов в СЖО поток горячего теплоносителя можно рассмотреть как непрерывную однокомпонентную или двухкомпонентную открытую термодинамическую систему. В общем случае приращение мольной эксергии теплоносителя при изменении температуры, давления и состава имеет вид

[3]:

¿ем —

"м

удТ у

¿Г +

р, х1,...,хп

п

ёГйГ + р + ^ . ¡-1

^ Р УГ, хх...хп

¿Р + ^

п С де Л

дем

г—1

дх

V г ур,г,х1,...хп

¿х —

(3)

После интегрирования:

Т Р п хг

ем — | еТ¿Г + | ер¿Р + Х I— еГ + ер + ех — еЧ +

е.

(4)

г—1 х,.

То Ро .,„

где еТ, ер, ех ^ - соответственно приращения эксергии системы при изменении ее

температуры, давления и числа молей компонента теплоносителя.

При тепловыделении в систему охлаждения величина эксергия теплового потока

равна:

е9 — Iте — ^ — ЪГаМг - <2„т,

(5)

где Те — 1 — То / Ттн — температурная эксергетическая функция; Ттн - температура

потока теплоносителя; - количество теплоты, переданной теплоносителю со стенок цилиндров.

Характерной особенностью процессов передачи теплоты в систему охлаждения поршневых двигателей является наличие на охлаждаемых поверхностях цилиндров участков, температура которых выше температуры насыщения теплоносителя, и где происходит фазовое превращение охлаждающей жидкости в пар путем образования паровых пузырьков. Для зарождения и начала роста парового пузырька необходимо и достаточно, чтобы на поверхности цилиндра были несмачиваемые впадины, заполненные газом или паром, существовали температурный перегрев поверхности нагрева и достаточный подвод теплоты к паровому зародышу. При этом паровые пузырьки будут зарождаться лишь в том случае, если система сможет преодолеть некоторый характерный энергетический барьер. Чем ниже этот барьер, тем выше вероятность возникновения паровых зародышей на обогреваемом участке внешней поверхности цилиндра.

При зарождении парового пузырька объемом и и полной площадью поверхности Г при площади контакта со стенкой ¥Т затрачиваемая энергия равна [4]:

Ег ——Ар + • ^[1 — (Ет/Г)(1 — соб6>)1 (6)

где Ар - разность давлений при зарождении парового пузырька; и - объем парового пузырька; оу- - коэффициент поверхностного натяжения жидкости; Г- площадь поверхности парового пузырька; — площадь поверхности контакта парового пузырька с теплообменной поверхности.

Для парового пузырька сферической формы разность давлений Др определяется уравнением Лапласа из условия равновесия сил:

2

Г

А р = , (7)

где — минимальный критический радиус парового пузырька.

Объем V и площадь поверхности Е парового пузырька составляют (4/3) л"^ и соответственно, а значение критического радиуса пузырька можно определить из выражения [4]:

Як = 2т- ТБ1\р".г(Т„ - Т)], (8)

где г - теплота парообразования.

Подставляя выражения для перепада давления Ар из (7), критического радиуса Як из (8), объема и и площади поверхности Е в зависимость (6), можно получить формулу для энергии, затрачиваемой при рождении пузырька критического размера на пристенной поверхности:

" г V

8

V

3

2

а

Т

р" г Т - Т)

5/У

£ т

V £ у

(1 - ооб^)- 1

(9)

Если паровой пузырек зарождается в свободном объеме СЖО, то площадь поверхности контакта его с теплообменной поверхностью равна нулю, и энергия будет равна:

3 г \2

та у ( Т Л

Е

I

8ат 16

1 + —■

2

т - Т

V ст 5 у

(10)

3 3 (р")2

Анализ равенства (10) показывает, что с увеличением перегрева жидкости и ее давления уменьшается энергия, затрачиваемая на рождение пузырьков пара, и возрастает вероятность начала вскипания жидкости в объеме. Энергия, затрачиваемая на рождение пузырька на поверхности цилиндра, зависит от соотношения площади поверхности контакта парового пузырька со стенкой и полной площади его поверхности , а также от краевого угла смачивания 0. С увеличением и 0 уменьшается энергия, затрачиваемая на

зарождение пузырька на теплообменной поверхности.

Величина характеризует геометрическую форму шероховатостей поверхности цилиндра. Из (6) видно, что в общем случае при > 0 и 0 > 0 энергия, затрачиваемая на рождение пузырька пара критических размеров на поверхности, всегда меньше £у. Поэтому вероятность вскипания жидкости на поверхности цилиндра всегда выше вероятности вскипания жидкости в объеме при прочих равных условиях: одинаковых степенях перегрева и равных давлениях.

В целом образование новой паровой фазы при кипении связано с разрежением молекул и носит характер флуктуации, число центров парообразования зависит от вероятности возникновения зародыша пара. Чем больше вероятность возникновения, тем больше количество действующих центров, и наоборот. Так, вероятность образования зародыша в случае кипения однокомпонентной жидкости имеет следующий вид [5]:

w « ехр

16та }и2Т

3г 2 к (АТ)

2

(11)

где а - поверхностное натяжение на границах жидкость - пар; Т - температура кипения жидкости; и - мольный удельный объем; АТ - температура перегрева жидкости; г -теплота парообразования жидкости.

Возникающий на пристенных участках паровой пузырек, окруженный перегретой жидкостью, сопровождается образованием слоя определённой толщины, к которому примыкает область сплошной среды теплоносителя, образуя поверхность раздела фаз.

Величина толщины паровой пленки ё на поверхности цилиндра зависит от тепловой нагрузки и физических свойств жидкости и пара в пленке, и может быть определена уравнением [6]:

8 = 26

i

q (12)

r ■ g ■ Рп (Рж — Рп У

T

h =—TmH-

q

T — T

ст тн

(13)

где q - плотность теплового потока; ц - динамическая вязкость жидкости; r - скрытая теплота парообразования жидкости; рж, рп - плотности жидкости и пара.

В пределах данного слоя давление постоянно и равно давлению пара вблизи поверхности, а конденсированная фаза находится под тем же давлением, что и пар. Кинетический характер процессов испарения и конденсации сопровождается потоками вещества j и теплоты q, пересекающими единичную площадку поверхности раздела фаз. На поверхности раздела фаз существуют также скачок температур, пропорциональный потоку вещества j, что позволяет констатировать о наличии неравновесных эффектов при фазовых переходах.

Интегральную теплоту фазового превращения теплоносителя в СЖО с учетом необратимости данного процесса можно определить из уравнения [7]:

" 2

Z gij (Тст Asij— AHij ) + Тст Cs J=2

где Ahij = Hq j — hij, Aj = Sq j — Sj, (i= 1, 2); h0y, h¿y, s0y, s¿y - мольные энтальпии и

энтропии в поступающем теплоносителе и соответствующих потоках; д¿у - мольные расходы жидкой и паровой фаз воды и жидкой фазы нелетучего компонента; os - производство энтропии вследствие неравновесности процессов, происходящих внутри самой системы.

Первое слагаемое в квадратной скобке зависит только от параметров входных и выходных потоков теплоносителя в охлаждающую систему и представляет собой обратимые тепловые затраты на тепломассообменные процессы в единицу времени, а второе - отражает кинетику процесса и связанную с ней диссипацию энергии. Из данного уравнения видно, что затраты теплоты на тепломассообменные процессы с повышением степени необратимости

монотонно увеличиваются, что обусловлено ростом производства энтропии Cs. В результате количество теплоты, отводимое теплоносителем через радиатор, будет меньше количества теплоты, подведенного к охлаждающей жидкости от стенок цилиндров. Следовательно, часть теплоты, связанная с необратимостью тепломассообменных процессов при фазовых превращениях теплоносителя может не найти отражения в статьях внешнего теплового баланса.

Для обратимых процессов поверхностная энтропия межфазной энтропии определяется соотношением [8]:

dcf

SF = —F—L. (14)

F dT

Величина о имеет смысл удельной свободной энергии поверхности раздела фаз, зависит от природы фаз, образующих поверхность, и температуры жидкости. Так, для однокомпонентной жидкости ее можно приближенно оценить по формуле [8]:

CL = ВТкр

г Л

1—Т

Т

V ±кР У

V М у

(15)

где В = 2 • 10 Дж/£; р - плотность жидкости, кг/м ; М - молекулярная масса. Для многокомпонентных теплоносителей при расчетах можно использовать аддитивную функцию

а

Л

=1

а

Л

хг.

г=1

где — поверхностное натяжение чистых г-х компонентов; х^ — молярная доля /-го компонента.

Производство энтропии вследствие неравновесности процессов, происходящих внутри самой системы охлаждения при фазовых превращениях, примет вид [1]:

н

а

=1

2

Е (У)

г =1

М ХПТ\) А 2 (хг 2,Т2)

Т

1

с

+ ч( У)

1 1

V Т2

Т

1

дк„

(17)

■1 1 2

где ^¡(у) и ц\ - потоки массообмена и химические потенциалы /-ого компонента охлаждающей жидкости; д(у) - потоки тепловой энергии.

Поток массопереноса легколетучего компонента в каждом сечении цилиндра можно определить приближенно по формуле Герца - Кнудсена с учетом конденсации пара [1]:

Г „ Л

(У) =

1

Р5 Рп (Тпл )

лТ уТп.

(18)

V V 5 V пл у

где Тпл и рпл - температура и давление пара в тонкой пленке соответственно; х коэффициент конденсации, значение которого определяется по формуле:

х- 35/ Р0'56

(19)

На основании вышесказанного изменение эксергии при фазовых превращениях теплоносителя во внутреннем контуре СЖО можно записать в виде:

е

КсТ'е + Е/ • * + (Рг I Р0 Л (20)

где Р1 — давление насыщенного пара при температуре Т; Иисп - интегральная теплота

фазового превращения.

Основной задачей системы охлаждения является снижение затрат мощности двигателя на привод агрегатов охлаждения при поддержании соответствующего теплового режима двигателя. Обычно уменьшение энергетических потерь на привод агрегатов системы обусловлено увеличением поверхности теплоотдачи радиатора. Оптимизационная задача сводится к установлению соотношения расходов горячих и холодных теплоносителей, при которых затраты мощности на привод агрегатов СЖО будут минимальны.

Так как в охлаждающей системе двигателя диссипация теплоты в энерготехнологических процессах аддитивно зависит от диссипации в каждом из элементарных процессов, то важным этапом процесса оптимизации является выявление условий минимальной диссипации при согласовании друг с другом агрегатов системы охлаждения и процесса тепловыделения в систему охлаждения.

С учетом вышесказанного решение данной задачи можно рассмотреть на основе эксергетического баланса, который имеет следующий вид:

+ Е

+

1 е ^

ЯТ0!п (рг/рг0)

охл + а Т = бр-тр , (21)

где Ьохл - подведенная к водяному насосу энергия на прокачку холодного и горячего теплоносителя в системе охлаждения двигателя; Ьохл = Ьн + Ьв; Ьн - работа на прокачку горячего теплоносителя через водяную рубашку и радиатор; Ьв - работа, затрачиваемая на привод вентилятора; Qр - количество теплоты, отведенной из радиатора; - суммарные потери эксергии в охлаждающей системе с учетом необратимости процесса теплопередачи в радиаторе [1].

Относительные потери эксергии непосредственно связаны с общим эксергетическим КПД процесса охлаждения в радиаторе, который равен:

со

Ле =

Qp

£охл ^ Qw '

w

=1 -

I О

к

Lохл ^ Qw ' ^

w

(22)

Эксергетический КПД реальных процессов в системе охлаждения всегда меньше единицы. Абсолютная величина потерь и эксергетические КПД (или относительные потери) представляют собой дополнение к общему феноменологическому подходу исследования системы охлаждения и дают возможность вводить оценочные критерии эффективности и выбрать оптимальные варианты компоновки целевой системы преобразования энергии.

Затраты мощности на прокачку холодного и горячего теплоносителя в системе охлаждения двигателя определяются затратами мощности на привод жидкостного насоса и вентилятора и зависят от характеристик агрегатов, параметров охлаждаемой жидкости, сопротивлений гидравлического и воздушного трактов, а также от параметров окружающей среды. Эксергетические потери на привод агрегатов в СЖО можно определить из соотношения:

I

I

АЕохл ~ &тн (1 Лм.н ) + &воз (1 Лм.в),

(23)

Лн

Лв

где - относительные КПД насоса и вентилятора; 1н - удельная работа,

необходимая для прокачки горячего теплоносителя через водяную рубашку и радиатор; Лм, Лв - КПД приводов насоса и вентилятора; 1в - удельная работа, необходимая для прокачки холодного теплоносителя.

Работа против сил трения в трубке радиатора равна:

к

АРэ

Рэ

Ь , 1 Ьм

а

pw

(24)

Потери давления Држ жидкости в гидравлическом тракте системы охлаждения, складываются из потерь давления в блоке с термостатом Арбл, трубопроводах ДрТр и охладителе Дррж. При этом сопротивление радиатора составляет 20 - 25% от общего сопротивления жидкостного тракта Држ [9], тогда:

АРж = !АР1 = к -^Ррж , (25)

где k=4 - 5 для автотракторных дизелей.

Потери давления на трение и местные сопротивления в радиаторе можно определить по формуле [10]:

Ар

рж

pw 2

(26)

( Т \ —2

£ £ + £ Ь 7 1 Ъм

V а )

где Ь, ё - размеры трубки радиатора; ^ - коэффициент трения трубки для турбулентного режима течения, обычно реализуемого в трубках радиаторов; -коэффициент местного сопротивления, зависящий от конструктивных особенностей радиаторов.

Тогда эксергетические потери от гидравлического сопротивления радиатора имеют

вид:

( Ь

V а )

где /т - площадь поперечного сечения одной трубки радиатора; п - количество трубок радиатора.

2

fт

(27)

Работа, затрачиваемая для прокачки холодного воздуха, необходимого для отвода теплоты, равна:

В = APi ч , (28)

Рв 2

где Дрв — напор вентилятора, равный сопротивлению воздушного тракта; £р — коэффициент потерь давления, принимается обычно равным 2 - 3; Wb — средняя скорость воздуха в межрёберных каналах радиатора.

Общие потери эксергии в СЖО включают потери эксергии не только при фазовых превращениях во внутреннем контуре, но и потери эксергии во внешнем контуре в процессах, связанных теплообменом при конечной разности температур между теплоносителем и окружающей средой и гидравлическими сопротивлениями при перетекании теплоносителя через трубки сердцевины радиатора. При этом суммарные потери эксергии во внешнем контуре можно представить в виде [7]:

АЕ = AEq + AE^ ^ min, (29)

где AEq - потери эксергии вследствие теплообмена при конечной разности температур теплоносителя и окружающего воздуха; ДЕ^ - потери эксергии вследствие гидравлического сопротивления радиатора.

Таким образом, установление функциональной взаимосвязи между процессами тепловыделения в цилиндре двигателя и теплопередачи через внешний контур СЖО по характеру убывания эксергетических потерь в необратимых ее энерготехнологических процессах позволяет оценить через эксергетический КПД их энергоэффективность. При этом минимизацию потерь эксергии во внешнем контуре системы охлаждения может обеспечить подбор рациональных значений технологических параметров теплообменных процессов в радиаторе и определение оптимальных его конструктивных размеров.

Л и т е р а т у р а

1. Зейнетдинов Р.А. Оптимальная организация процессов необратимого тепломассообмена в системах охлаждения двигателей внутреннего сгорания //Известия Санкт- Петербургского государственного аграрного университета. - 2010. - №21. - С. 260-268.

2. Зейнетдинов Р.А. Системный анализ теплоиспользования в поршневых двигателях: Монография. - СПб.: СПбГУСЭ, 2012. - 171 с.

3. Абиев Р.Ш. Теоретические основы энерго- и ресурсосбережения в химической технологии: Учеб. пособие. - СПб.: Изд-во ВВМ, 2006. - 188 с.

4. Федоров Л.Ф., Рассохин Н.Г. Процессы генерации пара на атомных электростанциях. -М.: Энергоатомиздат, 1985. - 288 с.

5. Левич В.Г. Введение в статистическую физику. - М.: Гос. изд-во техн.-теорет. лит., 1950. -424 с.

6. Борищанский В.М. Некоторые данные о механизме пленочного кипения в большом объеме жидкости. //Тепломассоперенос, т. 2. - Минск: АН БССР, 1962.

7. Зейнетдинов Р.А. Эксергетические потери в охлаждающей системе поршневых энергоустановок при необратимых процессах//Известия Санкт- Петербургского государственного аграрного университета. - 2015 - №39. - С. 367-374.

8. Лабунцов Д.А. Механика двухфазных систем.- М.: Издательский дом МЭИ, 2007. - 348 с.

9. Бажан П.И. Расчет и конструирование охладителей дизелей. - М.: Машиностроение, 1981. -168 с.

10. Тепловые и атомные электрические станции: Под ред. В.А. Григоръева и В.М. Зорина. Справочник. Кн. 3. - М.: Энергоатомиздат, 1989. - 608 с.

УДК 621.822

Доктор техн. наук Л.В. ТИШКИН (СПбГАУ, tilevl@mail.ru)