CC BY
53
УДК 621.43.016
П. А. Дорохов, А. Ф. Дорохов
ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛОПЕРЕНОСА И РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ТЕПЛОТЫ В СУДОВОМ ДВИГАТЕЛЕ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Для анализа процессов распределения теплоты по элементам рабочего цилиндра было бы полезно формализовать их описание, например, следующим образом. Общее количество теплоты, воспринятое элементами рабочего цилиндра, в результате сгорания циклового количества поданного в цилиндр топлива, определяется структурой внутреннего теплового баланса: вц = в> + в™ + вг, где Qц - располагаемое количество теплоты, введенное в цилиндр с топливом; вг - теплота, преобразованная в работу расширения газов; вг-с - теплота, переданная от газов к стенкам рабочего цилиндра; вг - теплота, отведенная с отработавшими газами за пределы рабочего цилиндра. Основной задачей является увеличение значения вг.
В качестве допущения условимся считать определяющим распределение теплоты между деталями за период рабочего хода поршня. В каждый момент времени рабочего хода показатели состояния газа (в первую очередь температура и давление) будут одинаковыми по всему объёму, в соответствии с уравнением состояния газа, и, предположительно, удельная тепловая нагрузка будет одинаковой для поршня, зеркала цилиндра и днища головки цилиндра. Общее количество теплоты, воспринимаемое этими элементами, должно было бы определяться только их размерами, с учётом времени теплового контакта с газом. Однако одинаковой удельная тепловая нагрузка (в виде одинаковых по значению локальных тепловых потоков) будет, по-видимому, только на некотором расстоянии от тепловоспринимающих поверхностей. Непосредственно у этих поверхностей произойдёт перераспределение общего количества теплоты, передаваемого от рабочего тела к детали, в силу различных термических сопротивлений теплопередаче на участках: тепловоспринимающая поверхность - тело детали - теплоотдающая поверхность.
Определение количеств теплоты, воспринятых элементами рабочего цилиндра, предлагается рассмотреть в следующей форме:
ввт : вп : вдн = (^вт/Д вт ) : (^ т/Дп) : (^ т/ДдН ), (1)
где ввт, вп, вдн - суммарные количества теплоты, воспринятые за период рабочего хода, соответственно зеркалом цилиндровой втулки, донышком поршня и днищем крышки цилиндра от газов, Вт; Еп, ^дн - площади тепловоспринимающих поверхностей донышка поршня и днища крышки, м2, ^вт - суммарная «площадь - время» открытия зеркала втулки за рабочий ход, м2 • с; Двт, Дп, Ддн - полные термические сопротивления теплопередаче соответственно втулки, поршня и днища крышки, м2 • град/Вт; т - время рабочего хода поршня, с. При этом считалось, что имеют место следующие условия. Процесс теплопередачи через стенки рабочего цилиндра принят квазистационарным, с учетом того, что на установившихся режимах работы двигателя значения температуры элементов рабочего цилиндра являются неизменными, а коэффициенты теплоотдачи от газов и к воде принимаются в виде их среднеинтегральных значений по поверхностям деталей и времени. Днище крышки цилиндров и поршень воспринимают теплоту только от рабочего тела (газов). Цилиндровая втулка воспринимает суммарную теплоту от газов и от поршня. Вода, охлаждающая цилиндровые крышки, помимо теплоты от днища воспринимает и часть теплоты отработавших продуктов сгорания через стенки газовыхлопных каналов.
Аналитические расчеты и экспериментальные исследования по дизельному двигателю 4Ч 9,5/11 с камерой сгорания в поршне конусотороидального типа, проведенные в соответствии с методиками [1-3], позволили получить значения составляющих правой части уравнения (1) и, соответственно, установить значения составляющих его левой части. По данным многочисленных экспериментальных исследований [3-5] значения вг для различных типов двигателей могут быть определены с достаточно высокой точностью. Отсюда может быть установлена доля теплоты вг- Очевидно, что для увеличения доли вг необходимо стремиться к уменьшению поверхности свободной теплопередачи, т. е. к повышению суммарного термического сопротивления Д на всех направлениях теплопередачи в окружающую среду, что достаточно широко про-
пагандируется передовыми технологиями [6]. Данный путь является достаточно реальным, но требует для своего широкого использования решения ответственных теоретических, конструкторских и технологических задач. Многие исследовательские организации и производственные фирмы готовы, в ходе решения этих задач, полностью отказаться от системы охлаждения и перейти на турбокомпаундные моторные системы, включающие в себя многоступенчатые агрегаты с силовыми турбинами в их составе. Начальные этапы этих работ и ожидаемые перспективы описаны в [7, 8].
Следует отметить, что данный подход требует не только тщательного подбора материалов и конструирования деталей цилиндропоршневой группы, на чем акцентируется внимание в работе [9]. Он будет целесообразен при переходе на новый принцип преобразования главного движения (возвратно-поступательное движение поршня) в движение отбора мощности (вращательное движение фланца отбора мощности). Это объясняется тем, что обеспечение организованной смазки цилиндра, при том уровне значений температуры, который будет иметь место в адиабатном двигателе, невозможно. Следовательно, в раскладе сил, воздействующих на поршень, должна отсутствовать составляющая, принимающая поршень к зеркалу цилиндра, а поршень должен воспринимать только рассредоточенную нагрузку от сил давления газов и сосредоточенную нагрузку от сил инерции, равнодействующая которых будет направлена строго вдоль его оси. Для поршневых колец можно будет обеспечить необходимые условия смазки путем включения в поверхностные слои втулки и колец активных минералов или геомодификаторов трения [9]. Механизмы преобразования движения так называемого «бесшатунного» типа известны, начиная с конструкции С. С. Баландина и других авторов, и могут быть использованы не только в оппозитных, но и в рядных двигателях [10].
Процессы теплопередачи (или теплопереноса) по разным направлениям в цилиндре двигателя в каждый момент времени претерпевают постоянные изменения под воздействием постоянно изменяющихся условий теплообмена на границах «газ - твердое тело (деталь) - охлаждающая среда». Проанализируем этот вопрос с точки зрения применения к нему теории Онзагера (в изложении [11]). В основе термодинамики теплопереноса лежат фундаментальные законы природы -закон сохранения массы, закон сохранения и превращения энергии, а также принцип возрастания энтропии в рамках второго закона классической термодинамики. Поршневые двигатели внутреннего сгорания (ДВС) представляют собой термодинамические системы с происходящими в них необратимыми (и периодически повторяющимися) процессами передачи теплоты от горячего тела (газа) к холодному (охлаждающей среде). В этом случае энтропия системы будет возрастать (ДО > 0), а работоспособность уменьшаться. Это справедливо, если рассматривать только один цикл работы ДВС как системы и его базовый элемент, определяющий тепловое состояние системы в целом (при периодически повторяющихся циклах), - сгорание и расширение.
Состояние данной термодинамической системы характеризуется рядом показателей: а1, а2, ..., ап (количество теплоты, температура, давление и др.). В конце периода расширения практически вся выделившаяся в цилиндре теплота преобразуется в механическую работу, перейдет в охлаждающую среду, а также будет удалена из цилиндра вместе с отработавшими продуктами сгорания. При этом в цилиндре снизятся значения температуры и давления, тогда как значения температуры охлаждающей и внешней среды несколько возрастут и будет совершена работа. Здесь можно считать, что для системы наступит период равновесного состояния,
при котором названные показатели примут значения а°, а^, ...,аП при = тах.
Отклонения этих показателей от состояния равновесия (в начале расширения или в его ходе) можно обозначить через Фг- = аг — а0 (г = 1, 2, 3, ., п). При равновесии системы энтропия будет иметь максимальное значение, а Фг- = 0.
Для неравновесного состояния системы отклонение энтропии ДО от ее значения в равновесии записаны в виде ряда соотношений [12-14], в результате чего вводятся понятия о потоках энергии I (I = dJ^/dт), где т - время неравновесного состояния системы, и термодинамических движущих силах (ТДС) Хг = Э(Л8)/ЭФг-. На основании сформулированных положений констатируется, что скорость возрастания энтропии равна сумме из произведений потоков на соответствующие ТДС, т. е. сМШ = "Х. Термодинамические движущие силы являются неньютоновскими силами и вызывают такие необратимые явления, как перенос энергии (в том числе и теплоты) и массы. Тогда, если рассматривать двухкомпонентную систему «рабочее тело (газ) - охла-
ждающая среда (жидкость)», разделенную стенкой, через которую идет процесс теплопереноса (посредством теплопередачи) какого-то количества энергии U. Тогда изменение энтропии в одной из подсистем можно получить, если воспользоваться уравнением Гиббса - Т dS = dU+pdV. Тогда ТДС переноса энергии U будет иметь вид Хи = -(1/Т) A^ где AT - температурный градиент между рабочим телом и средой охлаждения, а Т - значение абсолютной температуры в подсистеме. Перенос теплоты, равно как и других видов энергии, определяется действием не одной соответствующей ТДС (работающей в данном направлении), а их совместным действием на всех направлениях теплопередачи:
п
I. = ZL,kXk , i = i, 2, 3, ..., n. (2)
k=i
Ссоотношение (2) известно как система линейных уравнений Онзагера [12], где величины Li,k являются кинематическими коэффициентами. Уравнение Гиббса, совместно с теоремой Он-загера, является основой для выбора потоков и ТДС. Уравнение Гиббса, отображающее второй закон термодинамики, можно представить для удельных величин энтропии, внутренней энергии, объема (s = S/M, u = U/M, v = V/M), Tds = du + pdv. Тогда и основное соотношение Онзагера целесообразно написать в аналогичном виде, т. е. Tds/d'Z = Z YiXi.
В качестве примера рассмотрим перенос теплоты от рабочего тела в охлаждающую среду через стенки рабочего цилиндра ДВС. Здесь теплопередача через стенки определяется действием ТДС теплопереноса, осуществляющегося потоками в 3-х направлениях: I1 «газ - охлаждающая среда (через днище крышки)»; I2 «газ - охлаждающая среда (через стенку цилиндровой втулки)»; I3 «газ - охлаждающая среда (через поршень и втулку цилиндров)» (рис.).
Перенос теплоты от рабочего тела в охлаждающую среду через стенки рабочего цилиндра ДВС
Тогда можно записать следующее выражение для потока: I = 11 + 12 + 13, слагаемые которого представим в виде
11 = ад,12 = ад, 13 = ад, (3)
где Ь11, Ь21, Ь31 - коэффициенты, пропорциональные обобщенным коэффициентам теплопередачи по соответствующим направлениям теплопереноса: газ - днище крышки - вода; газ - стенка втулки - вода; газ - поршень - стенка втулки - вода. Запись (3) можно представить следующим образом 11 = -Ьп (Л777), 12 = -Х21(ЛТ/Т), 13 = -Х31(ЛТ/Т).
Из данной формы записи можно сделать парадоксальный, на первый взгляд, вывод о том, что ТДС теплопереноса является единой и равной для всех трех направлений потока, а абсолютные температурные градиенты ЛТ, для любого направления теплопереноса, идентичны [13]. При этом полагаем, что Т представляет собой абсолютную температуру газа в цилиндре в каждый момент времени в течение рабочего цикла.
Парадоксальность заключается в том, что теоретические основы теплопередачи и теплообмена в тепловых двигателях построены приоритетно на методах определения температур, тепловых потоков, температурных напряжений, коэффициентов теплопередачи, тогда как значения температурных напоров получались в конечном итоге, как получались. Однако и догмой принципиальная невозможность равенства температурных напоров на всех направлениях теплопередачи не считалась, поскольку вопросы теплопередачи и теплообмена в такой постановке просто не рассматривались. Гипотетически равенство температурных напоров по всем направлениям теплопередачи может быть формализовано в виде ряда qR^i = q2Rz2 = — = qR^n = idem, где qi - тепловой поток по i-му направлению теплопередачи; - суммарное термическое со-
противление теплопередаче по i-му направлению.
Следует отметить, что авторы работы [14], представляющей собой фундаментальное исследование по вопросам теплоты и термодинамики теплопереноса, не затрагивая основных положений теории Онзагера, высказывают некоторые сомнения в отношении принципа взаимности кинетических коэффициентов (принципа симметрии кинетических коэффициентов, Lik = Lk).
Проведенный нами анализ показал, что в затронутой проблеме еще достаточно вопросов, требующих своего теоретического, аналитического, экспериментального, а то и комплексного разрешения. Основные направления, которые могут способствовать более полному раскрытию данной проблемы, следующие:
— получение действительных индикаторных диаграмм рабочего цикла и расчёт мгновенных значений температур рабочего тела за период рабочего хода;
— расчёт суммарных термических сопротивлений по всем направлениям теплопередачи;
— экспериментальное получение значений количества теплоты, отведённой от цилиндровой втулки и головки цилиндров, а также значений температур и температурных градиентов;
— проверка, на основании полученных данных, справедливости сделанных предположений по равенству АТ по всем направлениям теплопередачи в каждый момент времени.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Розенблит Г. Б. Теплопередача в дизелях. - М.: Машиностроение, 1977. - 216 с.
2. Костин А. К., Ларионов В. В., Михайлов Л. И. Теплонапряжённость двигателей внутреннего сгора-
ния. Справочное пособие. - Л.: Машиностроение, 1979. - 222 с.
3. Дорохов А. Ф., Ханов Ш. М. Анализ тепловых потерь в охлаждающую воду судового вспомогательного дизеля // Двигатели внутреннего сгорания. ЦНИТЭИтяжмаш. - Сер. 4. - Вып. 10. - 1986. - С. 6-9.
4. Петриченко Р. М. Системы жидкостного охлаждения быстроходных двигателей внутреннего сгора-
ния. - Л.: Машиностроение, 1975. - 222 с.
5. Семёнов Б. Н., Кудрявцев В. А., Берман А. А. Анализ тепловых и механических потерь серийных дизелей // Совершенствование и создание форсированных двигателей. - Л.: ЦНИДИ, 1982. - 190 с.
6. Хокинг М., Васантасри В., Сидки П. Металлические и керамические покрытия. Получение, свойства и применение. - М.: Мир, 2000. - 518 с.
7. An Update on Turbocompound and Adiabatic Engine Programs // Diesel Progress North American. - 1981. -Vol. 47, N 7. - P. 52-57.
8. Михайлов Л. И. На пути к созданию адиабатного двигателя // Двигателестроение. - 1982. - № 5. - С. 52.
9. Половинкин В. Н. Новые высокие технологии - на пути к внедрению в судостроении // Четвертая Междунар. конф. и выставка по морским интеллектуальным технологиям «М0РИНТЕХ-2001»; материалы конф. - СПб.: Моринтех, 2001. - 350 с.
10. Пат. на изобретение RU 2008478 С1, Кл. F02B 75/32. Двигатель внутреннего сгорания / Копцев В. П., Артемьев Б. В., Терёшин Е. П. и др.; опубл. 28.02.94, Бюл. № 4.
11. Лыков А. В., Михайлов Ю. А. Теория тепло- и массопереноса. - М.; Л.: Госэнергоиздат, 1963. - 536 с.
12. OnsagerL. // Physic. Pev. - 1953. - Vol. 91. - P. 1505.
13. Дорохов А. Ф. Применение термодинамики явлений теплопереноса к исследованию процессов распределения теплоты в двигателе внутреннего сгорания // Проблемы машиностроения и надёжность машин. - 1999. - № 4. - С. 97-100.
14. Беккер Р. Теория теплоты. - М.: Энергия, 1974. - 504 с.
Статья поступила в редакцию 17.02.2011
THEORETICAL SURVEY OF HEAT TRANSMISSION AND HEAT DISTRIBUTION IN SHIP INTERNAL COMBUSTION ENGINE
P. A. Dorokhov, A. F. Dorokhov
The paper analyzes the distribution of heat in piston internal combustion engines based on the theoretical foundations of heat transmission thermodynamics. The investigation results enabled to suggest a hypothesis about the fundamental sameness of temperature pressures in all areas of heat transfer. Main directions of experimental and computational and analytical studies are offered in order to confirm the hypothesis.
Key words: thermodynamics, heat transfer, heat transmission, temperature pressure, thermal resistance, internal combustion engine, amount of heat.
