Разработка и создание высокоэффективных вентиляторных устройств систем охлаждения автотракторных ДВС

Одним из наиболее действенных и распространенных способов повышения мощностных и экономических показателей поршневых автомобильных ДВС в настоящее время является применение турбонаддува. За счет промежуточного охлаждения наддувочного воздуха удается дополнительно повысить мощность двигателя на 10−17%, снизить удельный расход топлива на 5−7% и уменьшить содержание вредных веществ в отработавших газах. В этих условиях форсированный двигатель и горячий наддувочный воздух нуждаются в интенсивном охлаждении. Несмотря на распространение применения в качестве набивки теплообменных матриц прогрессивных пластинчато-ребристых поверхностей с интенсификацией теплоотдачи / 1 /, актуальность повышения эффективности охлаждения за счет увеличения количества холодного агента, проходящего через блок теплообменников (радиатор, ОНВ, маслоохладитель и т. д.) не вызывает сомнения, особенно если учесть тепловое влияние теплообменников друг на друга при последовательном расположении по потоку охлаждающего воздуха. Повышение плотности набивки современных теплообменников и большое их количество в системе охлаждения приводят к значительному росту сопротивления движению охлаждающего воздуха. Существенную прибавку к величине аэродинамического сопротивления подкапотного пространства (сети) привносит шумоизоляционное ограждение (капсулирование) двигателя. Таким образом, для адекватного охлаждения двигателя современного автомобиля требуется вентилятор, обеспечивающий высокие показатели по производительности и напору при высоком коэффициенте полезного действия, как факторе непосредственно влияющим на топливную экономичность двигателя. Тот факт, что традиционные автомобильные вентиляторы уже не в состоянии удовлетворять вышеупомянутым повышенным требованиям обуславливает актуальность настоящей работы, цель которой — разработка высокоэффективного вентилятора для системы охлаждения турбопоршневого двигателя тяжелонагруженного транспортного средства.

В основу разрабатываемого вентилятора была положена схема диагонального течения рабочего тела. В диссертации подробно изложены причины в пользу подобного выбора. Однако в то время, когда за рубежом ведутся широкие исследования по созданию диагональных ступеней для охлаждения автомобильных ДВС, в отечественном автомобилестроении нет ни одной промышленной разработки в этой области. Научная новизна данной работы заключается в разработке математической модели диагонального вентилятора, включающей методику расчета колеса этого типа и профилирования его проточной части. Кроме того, теоретически рассмотрена и экспериментально проверена возможность существенного повышения показателей диагонального вентилятора с помощью короткого выходного диффузора, имеющего большой приведенный угол раскрытия (до 60°), что является важным обстоятельством, т.к. длина диффузора может быть решающим фактором, определяющим возможность его установки в условиях крайне плотной компоновки агрегатов в подкапотном пространстве автомобиля. I.

С практической точки зрения данная работа представляет ценность, как руководство для промышленных разработок диагональных вентиляторов, включающее в себя все этапы научного проектирования от постановки задачи до подведения итогов по результатам испытаний готового образца. Настоящее исследование может послужить также теоретической и практической базой для продолжения работ по данной теме, направленных на углубленное изучение процессов течения в диагональных колесах, с целью их дальнейшего совершенствования.

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ.

Ь — хорда профиля, [м];

В0- атмосферное давление, [Па];

ЬА — густота рабочей решетки вентиляторас — абсолютная скорость газа, [м/с];

С — ширина рабочей решетки вентилятора, [м];

Сх — коэффициент аэродинамического сопротивления профиля;

Сукоэффициент подъемной силы профиля;

О — диаметр, [м]- отношение кольцевых площадей на входе и выходе рабочего колеса- /2// - отношение площадей выходного и входного сечений диффузора;

0 в — расход воздуха, [кг/с]- *.

Нв — коэффициент статического давления на колесе вентилятораНсткоэффициент статического напора;

1 — угол атаки, [град]- /- высота лопатки, [м];

4 > 1 Г, Ьд, ¡-пол — удельная работа (эйлерова, диссипации, адиабатического и.

2 2 политропического сжатия), [м /с ]- А/п — удельная работа, затраченная на диссипацию энергии в диффузореМв — крутящий момент на валу вентилятора, [Н-м]- Муу — число Маха по относительной скорости потокап — частота вращения вентилятор, [об/мин]- Л^в — мощность, расходуемая на привод вентилятора, [Вт]- Л/в — коэффициент потребляемой мощностиЛрст — перепад статического давления, [Па]- Лрв — перепад статического давления на колесе вентилятора, [Па]- К — газовая постоянная [Дж/кг-К]- г — радиус рабочего колеса вентилятора, [м]- гт — радиус конической развертки поверхности тока, [м];

Аг — радиальный зазор между лопаткой и кожухом вентилятора, [м]- Яе — число РейнольдсаI — шаг решетки, [м];

Т — температура воздуха на входе в вентилятор, [К]- и — окружная скорость, [м/с]- о.

Ув — объемный расход воздуха, [м/с];

V — коэффициент расхода (производительности) вентилятора;

— относительная скорость газа, [м/с]- м^оосредняя геометрическая скорость натекания на решетку, [м/с]- X, У, 2- координаты в радиальном, окружном и осевом направленияхХп, V, 2П — оси координат, повернутые вокруг оси У на угол уп — хр, ур — координаты средней линии профиля в разверткеX/ - относительная координата максимального прогиба профиля- ^ - число лопаток вентиляторау? — угол между вектором относительной скорости и фронтом рабочей решетки, [град]- /?к — конструктивные (лопаточные) углы решетки, [град]- До — средний угол натекания на решетку, [град]- у — угол установки профиля, [град]- упугол поворота осей, [град]- д — угол отставания потока, [град]- цв — КПД колеса вентилятораг}д — энергетический КПД диффузораг]ст — статический КПД вентиляторав — кривизна профиля, [град]- Я — относительная (безразмерная) скорость потока- ¡-л — обратное качество профиля- - угол между вектором скорости потока и меридиональным направлением, [град]- р — плотность воздуха, [кг/м ]- сгд — коэффициент восстановления статического давления в диффузоре- <7д*- коэффициент восстановления полного давления в диффузореи — угол между вектором относительной скорости и меридиональным направлением, [град]- ср — угол изгиба профиля (между установочной линией и конструктивным углом профиля), [град]- (ра — коэффициент осевой скоростир — безразмерный параметр, характеризующий соотношение углов изгиба профиля и (?92 на входе и выходе решеткиц/ - угол образующей конической поверхности тока, [град]- со — угловая скорость вращения, [с-1].

Сокращения и индексы.

1 — входное сечение рабочего колеса;

2 — выходное сечение рабочего колесаа — осевая составляющая скорости- - номер расчетной струйкит — меридиональная составляющая скороститах — максимальное значениеmin — минимальное значениеи — окружная составляющая скоростив — вентилятор;

В — воздухвх — входное сечение диффузоравьгх — выходное сечение диффузораВУ — вентиляторное устройствод — диффузорК — колесо (вентилятора) — ном — номинальное значениеопт — оптимальное значение;

ОНВ — охладитель наддувочного воздухаприв — приведенный параметрр — рабочая решетка;

РК — рабочее колесо;

СА — сопловой аппарат- - корневое сечение;

— периферийное сечение.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ.

1. Разработана математическая модель колеса диагонального вентилятора, на основании которой создана программа вариантного расчета такого колеса на ЭВМ. Определены критерии выбора наиболее рационального варианта вентилятора, обеспечивающего заданные параметры при высокой эффективности и приемлемых конструктивных параметрах.

2. Разработана методика и компьютерная программа профилирования лопаток диагонального вентилятора. Освоена технология изготовления лопаток и опытных образцов вентиляторов, включая разработку приспособлений.

3.На основании разработанных методик создана серия диагональных вентиляторов для охлаждения двигателей различной категории мощности.

4. Проведен расчетный анализ течения в межлопаточных каналах диагонального вентилятора и в объеме выходного кольцевого конического диффузора, в результате чего определена картина распределения скоростей в расчетной области, включающей цилиндрический входной участок, собственно колесо и выходной диффузор.

5. Во время испытаний диагональных вентиляторов были получены следующие результаты:

— ДВМК-3: коэффициент статического напора Яст= 0,41 при статическом КПД г}ст = 0,45 и коэффициенте расхода V = 0,185 ;

— ДВ-5: Яст= 0,32 при г}^ = 0,51 и ?= 0,185 — -ДВ-7': Яст ~ 0,26 при гт = 0,53 и V = 0,175.

6. Сравнительные испытания опытных диагональных колес и выпускаемых осевых автомобильных вентиляторов показали преимущество первых как по напору, так и КПД. Высокие напор и производительность диагональных вентиляторов позволят обеспечить эффективное охлаждение форсированных двигателей. Затраты мощности на привод разработанных вентиляторов, требуемые для создания определенного перепада давления, меньше по сравнению с осевыми в 1,3 — 1,6 раза, что является предпосылкой для снижения расхода топлива на 1,5 — 2%. I.

7. Для обеспечения создаваемых штатным осевым вентилятором системы охлаждения двигателя автомобиля ГАЗ-3302 «Газель» расхода воздуха и напора, частоту вращения диагонального вентилятора ДВ-7 можно снизить на 300 об/мин по сравнению с номинальной для данного двигателя («ном = 4500 об/мин).

8. Испытания диагонального вентилятора ДВ-5 с короткими выходными диффузорами показали, что установка последних позволяет значительно улучшить основные показатели вентиляторной установки (увеличить напор на 11%, а КПД в 1,2 раза). Высокую эффективность двух из трех испытанных * диффузоров определяет практическое отсутствие срывов потока газа при работе с диагональными вентиляторами, несмотря на весьма значительные эквивалентные углы их раскрытия (до 63°).