Development and research of a high-performance fan for a liquid-cooling system of a truck turbo diesel

详细

On the basis of performed mathematical study of fan units the authors defined the parameters of a high-performance fan of diagonal type for a liquid-cooling system of a 397 kW turbo-diesel of a heavy-duty vehicle and estimated its fuel consumption at nominal power mode.

全文:

При доминирующей тенденции увеличения литровой мощности поршневых двигателей внутреннего сгорания (ДВС) рост эффективной мощности энергетических установок сопровождается возрастанием тепловых потоков, идущих, в частности, в систему охлаждения. Очевидно, для поддержания теплового режима двигателей и отвода возросших тепловых потоков требуется увеличение расхода охлаждающего воздуха, то есть большая производительность вентиляторов систем охлаждения ДВС. У современных автотранспортных средств высокая плотность компоновки радиаторов системы охлаждения. Вместе с тем, сопротивление воздушной сети, как известно [1], складывается из гидравлического сопротивления блока теплообменников и сопротивления воздушного тракта. Сопротивление воздушного тракта, в свою очередь, определяется потерями на трение и местными потерями, включающими потери при входе в воздушную сеть системы охлаждения (облицовка, жалюзи и т.п.), потери при поворотах воздушного потока, потери при внезапных сужениях и расширениях, потери на выходе воздуха из-под капота. При этом гидравлическое сопротивление воздушной сети даже в схемах без капсулирования двигателя выше сопротивления радиатора почти в 2 раза. Дополнительное оборудование и устройства, размещенные в подкапотном пространстве, шумовая изоляция моторного отсека (капсулирование двигателя) существенно увеличивают сопротивление воздушной сети, суммарная величина которого в ряде случаев превышает 1кПа. Таким образом, вентиляторы системы жидкостного охлаждения современных турбодизелей большегрузных транспортных средств должны сочетать высокие производительность и напор. Системы жидкостного охлаждения двигателей тяжелонагруженных транспортных средств в подавляющем большинстве выполнены по отработанной традиционной схеме: вентилятор располагается за блоком теплообменных аппаратов, работая на всасывание, и приводится от коленчатого вала двигателя. Увеличение механического КПД двигателя и улучшение расхода топлива двигателем достигаются снижением затрат мощности на привод вспомогательных агрегатов. В этой связи достижение высокой эффективности вентиляторов является актуальной технической задачей. Сказанное позволяет сформулировать следующую постановку задачи. Для турбодизеля грузовика представляется целесообразным определить тип и основные энергетические и геометрические параметры вентилятора системы жидкостного охлаждения. Целевой функцией исследования является вариант вентиляторного устройства, обеспечивающий высокую эффективность при заданных напоре и производительности охлаждающего воздуха. Исследования проводились на параметры системы охлаждения дизеля мощностью 397 кВт типа 12ЧН13/14 с турбонаддувом и охлаждением наддувочного воздуха (ОНВ); на номинальном режиме: требуемый расход охлаждающего воздуха 10кг/с, сопротивление воздушной сети двигателя 1,2 кПа, атмосферное давление 101,3 кПа, температура атмосферного воздуха 40ºС. По вопросу типа вентилятора можно отметить [1], что при значительных расходах охлаждающего воздуха центробежные вентиляторы становятся неприемлемыми по габаритам для компоновки на транспортном средстве. В проведенных исследованиях они не рассматривались. Вместе с тем можно заметить, что наиболее благоприятным для обтекания двигателя и течения в подкапотном пространстве оказывается диагональное направление потока воздуха на выходе из вентилятора, являющееся неким промежуточным вариантом между осевым направлением и радиальным. Для вентиляторов систем жидкостного охлаждения автотракторных двигателей распространен метод, предполагающий подбор вентилятора-прототипа по коэффициенту быстроходности (далее его размеры пересчитываются на заданные параметры производительности и напора при условии сохранения высокой эффективности прототипа). Для проводимых исследований такой подход оказался неприемлемым, во-первых, из-за ограниченной обобщенной информации по диагональным вентиляторам. Во-вторых, чистота сравнительного анализа предполагает сопоставление расчетных параметров, полученных по единой расчетной методике. Вопросы расчета и проектирования вентиляторов различного назначения, в том числе и для охлаждения транспортных двигателей, рассмотрены в большом количестве работ, с общими для лопаточных компрессорных машин основами теории [2], [4]. Очевидно, что между диагональным и осевым вентиляторами основное отличие заключается в наличии у диагонального колеса конусности, обусловленной углами втулочной и периферийной поверхностей колеса. Поэтому если принять в расчетах нулевое значение угла конуса по периферийной поверхности колеса, а значение угла конуса по втулочной поверхности порядка одного градуса и использовать расчетную зависимость для КПД осевой рабочей решетки, то в этом случае математическая модель становится физически верной для осевого вентилятора. В распространенных рекомендациях по проектированию систем охлаждения автотракторных двигателей указывается, что по условиям достижения оптимального процесса теплообмена, уровня шума, динамического напора и потерь размеры ометаемой колесом вентилятора площади должны быть близки размерам площади матрицы радиатора, а окружная скорость на наружном диаметре колеса должна быть меньше 110 м/с. В проведенном исследовании использовалась расчетная методика [3] со следующими допущениями математической модели вентиляторного устройства: 1. Течение перед и за рабочей решеткой вентилятора осесимметричное. 2. Плотность воздуха в ступени постоянна. 3. Закрутка потока перед рабочим колесом и спрямление потока за колесом отсутствуют. 4. Поверхности тока в рабочих колесах и непосредственно за ними круговые конические; образующие всех конусов пересекаются в окружности, лежащей в плоскости вращения колеса. 5. Распределение скорости на входе в решетку равномерное. 6. Динамический напор на входе в блок теплообменных аппаратов и на выходе из него по сравнению со статическими давлениями незначительный и им можно пренебречь. В расчетах варьировались следующие входные параметры: частота вращения вентилятора ; коэффициент осевой скорости потока на входе в рабочее колесо; наружный диаметр рабочего колеса и ширина его лопатки ; для диагонального вентилятора дополнительно рассматривались несколько значений углов конуса по втулочной и наружной поверхности; вентиляторные устройства без диффузора за рабочим колесом. Расчет вентиляторов проводился по струйкам тока воздуха в рабочем колесе вентилятора, ряд расчетных величин определялся итерационным методом с последующим уточнением конечного результата. Для оценки эффективности определялось среднеинтегральное значение КПД вентиляторного устройства , (1) где на среднем сечении -ой струйки тока (количество струек тока , шт.): – меридиональная составляющая абсолютной скорости воздуха на входе в рабочее колесо (очевидно, что при малых втулочном и наружном углах рабочее колесо – осевое, – ), м/с; и – относительные скорости потока на входе и выходе из рабочего колеса, м/с; и – окружные скорости потока на входе и выходе из рабочего колеса, м/с; – массовый расход воздуха на -ой струйке тока, кг/с; – мощность вентилятора, Вт; – КПД рабочей решетки на -ой струйке тока, значения для осевого и диагонального вентиляторов определялись по зависимостям, соответствующим рассматриваемому типу вентилятора. На основе анализа многочисленных вариантов осевых (рисунок 1) и диагональных вентиляторов, полученных с учетом вышеуказанных рекомендаций и варьирования входными параметрами, построен сводный график для вентиляторов максимальной эффективности (рисунок 2). Для этого были отобраны варианты вентиляторов с наибольшими значениями КПД с указанием коэффициента осевой скорости и наружного диаметра вентилятора, по полученным точкам были построены графические зависимости, удобные для анализа. Рисунок 1. Результаты вариантных расчетов вентиляторных устройств с осевыми вентиляторами Так установлено (рисунок 2), что в области коэффициентов осевой скорости меньших 0,31 отсутствуют физически оправданные расчетные варианты осевых вентиляторов, также зафиксирован максимальный КПД почти 46,5% при наружном диаметре осевого вентилятора равном 0,72 м. Касательно диагональных вентиляторов, у которых значения существенно меньше, чем у осевых, в диапазоне значений = отмечен экстремум КПД, составляющий почти 55,7% при равном 0,17. Установлено, что диагональный вентилятор с большим, чем у осевого вентилятора диаметром превышает осевой по эффективности почти в 1,2 раза. Рисунок 2. Сводный график вариантов осевых и диагональных вентиляторов максимальной эффективности Сказанное позволяет выбрать для системы охлаждения двигателя диагональный вентилятор с наружным диаметром рабочего колеса равным 0,86 м, что хорошо согласуется с размерами фронтальной поверхности штатного радиатора системы жидкостного охлаждения, ширина и высота которого почти один метр. Частота вращения вентилятора 2500 об/мин, втулочный и наружный углы рабочего колеса равны соответственно 35 и 0 градусов. Мощность вентилятора 19,3 кВт. Представляется целесообразным оценить выигрыш в расходе топлива двигателем с данным диагональным вентилятором по сравнению с указанным осевым вентилятором, уступающим диагональному по эффективности. Математическая модель двигателя, позволившая оценить, в частности, насосные потери, величины механического и эффективного КПД двигателя, реализовала известную и хорошо себя зарекомендовавшую методику расчета параметров турбодизеля с ОНВ на номинальном режиме, суть которой и основные зависимости приводятся в [3]. Было установлено, что выигрыш в часовом расходе топлива двигателем с диагональным вентилятором составит на номинальном режиме 0,52 кг/час по сравнению с использованием осевого вентилятора. Данное обстоятельство можно считать положительным аспектом в пользу диагонального вентилятора. Завершение этапов исследования позволяет сформулировать следующие основные выводы и рекомендации. Выполненные вариантные расчеты вентиляторных устройств осевого и диагонального типов на параметры системы охлаждения турбодизеля типа с ОНВ показали, что при данных условиях работы диагональные вентиляторы по своим параметрам оказываются предпочтительнее осевых. Использование диагонального вентилятора, имеющего по сравнению с осевым в 1,2 раза большую эффективность, способствует уменьшению механических потерь и экономии топлива двигателем. В заключение хотелось бы отметить, что исследованный вентилятор рекомендуется к использованию в первую очередь на тяжелонагруженных транспортных средствах: на тяжелых и сверхтяжелых карьерных самосвалах, грузовиках-трейлерах, средних и мощных промышленных тракторах; также представляется целесообразным его применение на стационарных энергетических установках, приводящих электрогенераторы, различные технические насосы, нагнетатели и т.д.