«ФИЗИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ТЕПЛО- И МАССООБМЕНА ВО ВНУТРЕННЕМ КОНТУРЕ ДВИГАТЕЛЯ СТИРЛИНГА СХЕМЫ АЛЬФА ...»

Рис. 3.13. График зависимости давления рабочего тела во внутреннем контуре от угла поворота коленчатого вала, полученный в результате численного исследования течения рабочего тела во внутреннем контуре машины, работающей Рис. 3.14. Графики зависимости давления рабочего тела во внутреннем контуре от угла поворота коленчатого вала, полученные в результате аналитического расчета и экспериментального исследования [54] Обращает на себя внимание соответствие приведенных расчетных и экспериментальных данных с аналогичными данными, полученными в ходе численного исследования и приведенными на рис. 3.8.

На рисунке 3.15 приведены графики зависимости массового расхода рабочего тела через контрольные объемы внутреннего контура двигателя с внешним подводом теплоты от угла поворота коленчатого вала, полученные в результате аналитического расчета и приведенные в [54].

Рис. 3.15. Графики зависимости массового расхода рабочего тела через контрольные объемы внутреннего контура двигателя с внешним подводом теплоты от угла поворота коленчатого вала, полученные в результате численного расчета Качественное соответствие с данными, полученными в ходе данного исследования и приведенными на рис. 3.10 также наблюдается. Количественные расхождения в величине массового расхода и времени протекания процессов связаны с учитываемыми в обоих исследованиях особенностями конструкции внутреннего контура двигателя, влияющими на газодинамические процессы, протекающие в течение рабочего цикла. В частности, двигатель, исследуемый в [54], имеет существенно большие по сравнению с двигателем, исследуемым в данной работе, относительные размеры проходных сечений полостей нагревателя и охладителя при кольцевой их конфигурации, что и обуславливает различные величины массовых расходов через эти сечения.

На рисунке 3.16. приведены графики зависимости тепловых потоков между рабочим телом и теплообменными аппаратами двигателя от угла поворота коленчатого вала, полученные в результате численного исследования и приведенные в [47].

Рис. 3.16. Графики зависимости тепловых потоков между рабочим телом и теплообменными аппаратами двигателя от угла поворота коленчатого вала, полученные в результате численного исследования [47] Заметное расхождение с данными, полученными в ходе данного исследования и приведенными на рисунке 3.11, связано также с особенностями работы и степенью совершенства теплообменных аппаратов конкретных двигателей, о которых упоминалось в п. 3.2. В частности, иные конструктивные соотношения размеров нагревателя и охладителя, а также иная конструкция регенератора обуславливают иное соотношения между тепловыми нагрузками на эти теплообменные аппараты в эксперименте, описанном в [47] по отношению к настоящей работе. Вместе с тем, прослеживается качественное соответствие между зависимостями, приведенными на рисунках 3.11 и 3.16, что говорит о применимости методов расчета процессов теплообмена, используемых в данном исследовании.

Основным критерием достоверности результатов численного исследования является степень их соответствия результатам экспериментального исследования, проводимого в условиях, максимально приближенных к условиям однозначности численных расчетов. В рамках данной работы проводился ряд физических экспериментов на образцах теплообменных аппаратов и образце двигателя с внешним подводом теплоты, описанном в п. 2.1. Данные об этих экспериментах приведены в главе V настоящей работы. В рамках оценки достоверности результатов численных расчетов первостепенное значение имеют полученные экспериментально зависимости величин давления рабочего тела в полостях расширения и сжатия от времени, графики которых приведены на рисунке 3. Данные физического эксперимента на образце двигателя также качественно соответствуют данным численного расчета. Некоторое количественное несоответствие связано с точностью получения и обработки данных эксперимента.

Из приведенного выше сравнительного анализа можно сделать вывод о достаточно точном соответствии данных о теплофизических параметрах рабочего тела во внутреннем контуре двигателя с внешним подводом теплоты и изменении этих параметров в течение цикла работы двигателя с данными ряда расчетных и экспериментальных исследований. Это говорит о достаточной достоверности полученных данных и применимости используемых методов численного расчета для исследования процессов во внутреннем контуре двигателя с внешним подводом теплоты.

3.4. Расчет интегральных характеристик рабочего цикла. Численное определение скоростных характеристик ДС С точки зрения расчетного определения эксплуатационных свойств проектируемого двигателя наибольший интерес представляют интегральные показатели рабочего цикла: индикаторная мощность и индикаторный КПД. Определение индикаторных показателей работы ДС с достаточной точностью может быть произведено с применением предлагаемой в данной работе модели.

Для определения индикаторной мощности двигателя необходимо произвести интегрирование значений работы изменения объема полостей расширения и сжатия на каждом шаге по времени в период протекания цикла.

Работа изменения объема в надпоршневой полости определяется, как:

Здесь P - осредненная по полости величина давления рабочего тела на данном шаге по времени, dV - величина изменения объема полости в течение шага по времени dt. Последняя величина при известном размере шага по времени и размерности цилиндра может быть вычислена из выражения (2.22) или (2.23).Таким образом, суммарная величина работы изменения объема за цикл равна:

где индекс соответствует полости расширения, индекс - полости сжатия.

Индикаторная мощность двигателя может быть вычислена, как:

Здесь и выше tц - общее время протекания цикла.

Индикаторный КПД цикла может быть вычислен, как отношение величины индикаторной мощности к количеству теплоты, подведенному к двигателю за цикл:

Здесь Qн - количество теплоты, подведенное к нагревателю в течение шага по времени.

Полученные в результате основного численного эксперимента значения индикаторной мощности и индикаторного КПД двигателя равны 26,274 Вт и 0, соответственно.

В рамках данной работы также было проведено определение скоростных характеристик исследуемого двигателя. Для этого проводилось численное моделирование процессов во внутреннем контуре двигателя при значениях частоты вращения коленчатого вала, равных 400, 600, 800, 1000, 1200, 1400, 1600, об/мин. Остальные условия однозначности, начальные условия, процедуры проведения расчетов были аналогичны примененным в основном численном эксперименте (см. п. 3.1).

Полученные скоростные характеристики ДС приведены на рисунке 3.17.

Ni, Вт Рис. 3.17. Скоростные характеристики ДС, полученные в результате численных расчетов На рисунках 3.18 и 3.19 показаны скоростные характеристики реальных ДС, приведенные в [21].

Рис. 3.18. Скоростная харак- Рис. 3.19. Скоростная характеристика двигателя 4-235 [21] теристика двигателя GPU-3 [21] Несмотря на значительное количественное расхождение, объясняемое большой разницей в конструкции и характеристиках двигателей, рассматриваемых в [21] и в данной работе, качественное соответствие полученных характеристик говорит о возможности получения скоростных характеристик разрабатываемого ДС с достаточной точностью с применением предлагаемой в данной работе модели.

3.5. Численное исследование влияния типа набивки регенератора на Одной из основных задач данной работы является создание численной модели, дающей возможность с достаточной точностью определять влияние различных конструктивных и режимных параметров ДС на интегральные показатели цикла и характеристики двигателя. Целью численного исследования, данные о котором приведены ниже, является проверка модели на наличие этих возможностей.

Исследование проводилось для трех типов набивки регенератора:

1. стальная сетка с ячейками квадратной формы шириной 3 мм, состоящий из проволоки толщиной 0,5 мм;

2. цельный регенератор из материала на основе бронзы с каналами квадратного сечения высотой 0,7 мм и толщинами стенок 0,5 мм;

3. набивка из стальных сфер диаметром 1 мм.

Регенератор первого типа полностью соответствует исследуемому в рамках основного численного эксперимента в данной работе. Характеристики двух последних типов набивки приведены в [50]. Общий вид их приведен на рисунке 3.20.

Рис. 3.20. Цельный регенератор с микроканалами и набивка регенератора из При проведении численных экспериментов для регенератора второго типа по данным [50] были установлены коэффициенты вязкого сопротивления 1,72973 10 7 1/м, инерционного сопротивления C 2 1320 1/м во всей зоне, соответствующей регенератору, в обоих направлениях. Пористость зоны (относительный объем каждой ячейки расчетной сетки, занятый жидкостью) задавалась равной 0,32. Величина относительной поверхности теплообмена A задавалась равной 1829. Для регенератора третьего типа по данным [50] были установм лены коэффициенты вязкого сопротивления сопротивления C 2 8370 1/м во всей зоне, соответствующей регенератору, в обоих направлениях. Пористость зоны (относительный объем каждой ячейки расчетной сетки, занятый жидкостью) задавалась равной 0,39. Величина относительной поверхности теплообмена A задавалась равной 5490. Численное моделиром вание процессов во внутреннем контуре двигателя для регенераторов второго и третьего типа проводилось при значениях частоты вращения коленчатого вала, равных 600 1000, 1400, об/мин. Остальные условия однозначности, начальные условия, процедуры проведения расчетов были аналогичны примененным в основном численном эксперименте (см. п. 3.1).

Полученные в результате численных расчетов характеристики двигателя приведены на рисунках 3.21 и 3.23. На рисунках 3.22 и 3.24 приводится сравнение полученных данных с данными исследования [24].

Ni, индикаторной мощности двигателя от индикаторной мощности двигателя от частоты вращения коленчатого вала: частоты вращения коленчатого вала:

3 – регенератор с набивкой из стальных сфер Рис. 3.23. Графики зависимости индикаторной мощности двигателя от частоты вращения коленчатого вала:

1 – сетчатый регенератор;

2 – цельный пористый регенератор;

3 – регенератор с набивкой из стальных сфер;

Значительное количественное расхождение результатов численных экспериментов с результатами исследования [24] объясняется разницей в конструкции исследуемых двигателей и регенераторов. при этом обращает на себя внимание качественное соответствие полученных характеристик с характеристиками, приведенными в [24], что, наряду с данными о достоверности и адекватности результатов численных экспериментов, приведенных выше (см. п. 3.3, п. 3.4) дает возможность сделать вывод о достаточной адекватности данных, полученных в результате численного исследования.

По результатам проведенных численных экспериментов можно сделать вывод о целесообразности применения регенеративного теплообменного аппарата с набивкой из стальной сетки с ячейками квадратной формы шириной 3 мм, состоящий из проволоки толщиной 0,5 мм, в двигателях внешнего подвода теплоты данной и схожих конструкции и размерностей. Данный тип материала насадки обеспечивает оптимальное сочетание теплофизических и гидравлических характеристик по сравнению с другими проанализированными типами, что приводит к улучшению индикаторных показателей двигателя в широком диапазоне режимов работы, в том числе на режимах максимальной мощности и максимального КПД.

Для двигателей, работающих преимущественно на низких частотах вращения коленчатого вала, целесообразно применение других типов материала насадки, таких, как цельный пористый материал на основе бронзы, набивка из металлических сфер диаметром 1 мм, обеспечивающих лучшие теплофизические характеристики.

ГЛАВА IV. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ

ПРОЦЕССОВ ТЕПЛО- И МАССООБМЕНА ВО ВНУТРЕННЕМ

КОНТУРЕ ДВИГАТЕЛЯ СТИРЛИНГА

Целью данного экспериментального исследования является экспериментальное определение зависимости давления рабочего тела от угла поворота коленчатого вала в процессе работы ДС. Полученные данные позволили определить гидравлические характеристики внутреннего контура образца двигателя и использовались для оценки достоверности и адекватности результатов численных экспериментов.

4.1.1. Экспериментальная установка и методика проведения эксперимента При проведении эксперимента использовался стенд (рисунок 4.1, 4.2) состоящий из двигателя Стирлинга, датчиков давления, размещенных в цилиндрах расширения и сжатия, источника механической энергии, рампы с баллонами заполненными воздухом под давлением от 13 до 15 МПа, редуктора понижающего давление до 0,1-1 МПа, устройства заправки двигателя рабочим телом. Для снятия сигналов датчиков давления используется АЦП и ПЭВМ со специализированным программным обеспечением (см. рисунок 4.2). Полный список оборудования, использовавшегося в ходе физических экспериментов, проведенных в рамках данной работы, приведен в приложении 3.

В целях определения степени достоверности данных, полученных с помощью датчиков давления пьезоэлектрического типа, была проведена тарировка датчиков. Для этого использовалась экспериментальная установка, принципиальная схема и общий вид которой приведены на рисунках 4.3 и 4.4 соответственно.

Рис.4.1. Принципиальная схема установки для определения гидравлических характеристик внутреннего контура ДС Рис. 4.2. Общий вид установки для определения гидравлических характеристик Рис. 4.3. Схема установки, использовавшейся для тарировки датчиков давления Рис. 4.4. Общий установки, использовавшейся для тарировки датчиков давления Тарировка датчиков давления проводилась по следующей методике:

В камере высокого давления (3) экспериментальной установки с помощью заправочного вентиля (5) задавалось необходимое давление, которое контролировалось с помощью показывающего устройства (8). Далее на ПЭВМ с помощью программного обеспечения и АЦП начиналась запись показаний с датчика давления (9), после начала записи открывался перепускной вентиль (6) и давление в камере с датчиком (4) выравнивалось с давлением в камере высокого давления (3). Пик, записанный на ПЭВМ, показывал сигнал датчика давления, равный изменению давления с давления в камере высокого давления до атмосферного давления. После открывался выпускной вентиль(7), давление в устройстве выравнивалось с атмосферным, закрывались перепускной (6) и выпускной вентили (7) и проводился следующий эксперимент.

Записанные на ПЭВМ показания датчика (рисунок 4.5) представляют из себя массив данных, состоящий из следующих столбцов – номер шага времени (1), показания первого канала (2), показания второго канала (3). Так же в файле имеются пояснения – величина шага времени в миллисекундах (4), величина шага показаний каналов в милливольтах (5).

Для получения тарировочной характеристики рассчитывается изменение величины сигнала канала к которому подключен датчик, в момент открытия перепускного вентиля, Изменение величины сигнала умножается на шаг показания канала.

Полученная величина в милливольтах принимается равной изменению от давления в камере высокого давления до атмосферного давления.

В ходе тарировки проводились измерения для двух датчиков помеченных как 7108 и 7 в диапазоне от 0,1 до 1 МПа с шагом 0,1 МПа, при этом на каждом шаге проводилось по 10 измерений.

В таблице 1 приложения 4 представлены значения CH 1 полученные при тарировке датчика 7, в таблице 2 приложения 4 – датчика 7108. В таблице 3 приложения 4 представлены значения напряжения, полученные для датчика 7 и среднее значение напряжения для каждого давления, в таблице 4 приложения 4 – датчика Тарировочные кривые датчика 7 представлены на рис. 4.6., датчика 7108 – рис. 4. Тарировочные кривые датчиков аппроксимированы в прямые линии и в общем виде описываются уравнением:

где для датчика 7 A 5,69, для датчика 7108 A 8, Для оценки погрешности измерений при тарировке датчиков была определена погрешность измерения давления в тарировочном устройстве. При тарировке датчиков использовался манометр №3 классом точности 1,5 с максимальным значением измеряемого давления Pmax 1,5 МПа. Погрешность измерения давления определена по формуле [14, 19] При проведении эксперимента двигатель прокручивался от внешнего источника энергии с заданной частотой, после достижения заданной частоты открывался вентиль заправочного устройства, и, с помощью редуктора, выставлялось давление во внутреннем контуре двигателя. После заправки контура записывались показания датчиков давления и датчиков температуры. Измерения проводились на частотах от 400 до 100 об/мин в диапазоне давлений от 0.1 до 1,0 МПа.

4.1.2. Результаты эксперимента и методика их обработки В результате измерений были получены значения давления рабочего тела в цилиндрах ДС. Для обработки результатов и получения на их основе индикаторных диаграмм ДС применялась методика, описанная ниже.

Измеренные датчиками величины напряжения переводились в величины колебаний напряжения:

где U i - измеренное значение напряжения, U - среднее значение напряжения за рассматриваемый промежуток времени, в несколько раз превышающий длительность рабочего цикла ДС на данном режиме работы, определяемое, как:

Здесь n – число измерений за рассматриваемый промежуток времени.

Для уменьшения влияния наведенных сигналов применялся метод осреднения величины напряжения, представляющий собой многократную прямолинейную аппроксимацию значений между двумя соседними точками:

Здесь индекс j определяет количество проведенных интерполяций. Значения j находились в пределах от 500 до 700 при обработке измерений, полученных на различных режимах работы двигателя.

Перевод значений изменения напряжения U 'i в значения давления проводился с использованием тарировочных коэффициентов (см. п. 4.1.1.).

Полученная в результате эксперимента индикаторная диаграмма ДС при частоте вращения коленчатого вала двигателя 400 об/мин и давлении заправки контура рабочим телом 0,4 МПа приведена выше на рисунке 3.8. Индикаторные диаграммы, полученные аналогичным образом для других режимов работы и давлений заправки, приведены на рисунках 4.8-4.10 и в приложении 5.

Рис. 4.8. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,8 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 600 об/мин Рис. 4.9. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 1,0 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 1000 об/мин Рис. 4.10. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,6 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 400 об/мин Согласно тарировочным данным (см. приложение 5), среднее отклонение измеряемой величины напряжения от расчетного значения составляет 0,65 мВ для датчика 7 и 1,2 мВ для датчика 7108. Таким образом, с учетом тарировочных данных, погрешность измерения давления составляет для датчика 7, и для датчика 7108.

Полученные экспериментальные данные позволяют дополнительно определить величины гидравлических потерь внутреннего контура ДС. Разница между индикаторными диаграммами полостей расширения и сжатия показывает потери давления при перетекании рабочего тела между цилиндрами (рисунок 4.11).

Для определения работы и мощности, затраченных на преодоление гидравлических потерь сопоставим индикаторные диаграммы с расчетной кривой изменения суммарного объема (рисунок 4.12) по характерным точкам максимума и минимума давления. Используя зависимость получим диаграмму работы затраченной на преодоление гидравлических сопротивлений.

На рисунке 4.13 представлена зависимость работы от угла ПКВ для случая давления заправки 0,4 МПа и частоты вращения коленчатого вала двигателя об/мин.

Рис. 4.11. Зависимость Разницы между давлениями рабочего тела в полостях расширения и сжатия от угла поворота коленчатого вала при давлении заправки 0, МПа и частоте вращения коленчатого вала 400 об/мин.

Рис. 4.12. Зависимость суммарного объема внутреннего контура от угла поворота Рис. 4.13. Зависимость работы, затраченной на преодоление гидравлических потерь, от угла поворота коленчатого вала при давлении заправки 0,4 МПа и частоте Просуммировав все точки диаграммы получим работу за цикл, умножив это значение на частоту вращения вала получим мощность затрачиваемую на преодоление гидравлических сопротивлений. На рис. 4.14 представлена кривая, показывающая зависимость мощности затраченной на преодоление гидравлических сопротивлений от давления во внутреннем контуре ДС, на рис. 4.15 – кривые, показывающие зависимость от частоты вращения.

Рис. 4.14. Зависимость мощности гидравлических потерь от давления заправки внутреннего контура при частоте вращения коленчатого вала двигателя Рис. 4.15. Зависимость мощности гидравлических потерь от частоты вращения В результате физического эксперимента на установке, содержавшей двигатель Стирлинга, были получены индикаторные диаграммы двигателя на различных режимах его работы. Выявленное расхождение между значениями давления рабочего тела в контуре, полученными в ходе численных и физических экспериментов, находится в пределах 10%. Также были выявлены зависимости мощности гидравлических потерь от частоты вращения коленчатого вала двигателя и уровня давления рабочего тела в контуре. Полученное значение мощности гидравлических потерь при давлении заправки контура рабочим телом 0,4 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 400 об/мин, то есть на режиме, соответствующем моделируемому в ходе основного численного эксперимента, равное Вт, превышает значение, полученное в ходе численного эксперимента, на 7%, что находится в пределах величины погрешности измерений, проводившихся в ходе физических экспериментов. Это позволяет сделать вывод о достаточной точности и достоверности результатов проведенных численных расчетов. Мощность гидравлических потерь во внутреннем контуре в ходе проведения экспериментов достигала 210 Вт при давлении заправки 1 МПа и частоте вращения 1400 об/мин 4.2. Экспериментальное исследование гидравлических и теплофизических свойств компонентов внутреннего контура ДС Целью проведения описанных выше экспериментов являлось определение гидравлического сопротивления и теплофизических свойств компонентов внутреннего контура ДС, в т. ч. трубчатого теплообменного аппарата и регенератора.

Результаты экспериментов применялись для уточнения параметров численной модели и проверки достоверности результатов, полученных с ее использованием.

4.2.1. Экспериментальная установка и методика проведения эксперимента Экспериментальное исследование проводилось на модельной экспериментальной установке, принципиальная схема которой показана на рисунке 4.16.

Список оборудования, применявшегося в составе экспериментальных установок, приведен в приложении 4. Общий вид установки показан на рисунке 4.17.

Рис. 4.16. Принципиальная схема экспериментальной установки 1 - электромеханический пневмораспределитель с электронным контроллером; 2 – измерительный блок с подключенными манометром и датчиком температуры; 3 – теплообменный аппарат; 4 – регенератор; 5 – расходомер; 6 – источник Рис. 4.17. Общий вид экспериментальной установки При исследовании гидравлических характеристик трубчатого теплообменного аппарата из состава экспериментальной установки были исключены регенератор (4) и измерительный блок на выходе потока из регенератора. В ходе проведения эксперимента с помощью редуктора выставляется необходимое давление, далее открывается запорный вентиль, установленный перед расходомером (5), после открытия вентиля снимаются показания со всех необходимых приборов, после снятия показаний с помощью редуктора выставляется следующее значение входного давления. Эксперименты проводились в диапазоне входных давлений от 0. до 0.9 МПа с шагом 0.1 МПа. Проводились измерения в режиме холодной продувки – при выключенном источнике теплоты (6), и в режиме горячей продувки – при постоянной величине теплового потока от источника теплоты.

Определение гидравлических характеристик модельного контура, состоящего из трубчатого теплообменного аппарата и регенератора, соединенных последовательно, проводилось аналогичным образом на установке, включавшей все компоненты, показанные на рисунке 4.16, в режиме холодной продувки.

4.2.2. Результаты эксперимента. Обработка результатов. Выводы В таблице 4.1 представлены значения, полученные при холодной продувке трубчатого теплообменного аппарата. На рисунках 4.18, 4.19 представлены полученные зависимости гидравлических и теплофизических параметров трубчатого теплообменного аппарата от входного давления.

При этом объемный расход определялся при помощи тарировочных таблиц расходомеров.

Массовый расход определялся по формуле [11, 12, 13, 17]:

Плотность в теплообменном аппарате по формуле:

Скорость в теплообменном аппарате где F – площадь проходного сечения теплообменного аппарата:

Число Рейнольдса [11, 12, 13, 17] Число Нуссельта в зависимости от режима течения [14, 15, 16, 20]:

Коэффициент теплоотдачи [14, 15, 16, 20] Температура воздуха на входе и выходе из теплообменного аппарата. при проведении экспериментов составляла 23 °С.

Для оценки погрешности измерений при холодной продувке были определены погрешности прямых измерений давления на входе, давления после теплообменного аппарата и объемного расхода и косвенная погрешность коэффициента теплообмена. Для измерения давления на входе и давления после теплообменного аппарата использовались манометры классом точности 1 с максимальным значением измеряемого давления Pmax 2,5 МПа. Абсолютные погрешности измерения давлений определены по формулам [17, 22] Для измерения расхода газа использовался измеритель расхода воздуха №6, классом точности 2,5 с максимальным значением измеряемого расхода G max 6,3. Абсолютная погрешность измерения расхода определена по формуле [14] Для определения погрешности измерения коэффициента теплообмена были определены максимальные относительные погрешности [17] измерения плотности газа в теплообменном аппарате:

Скорости газа в теплообменном аппарате:

Числа Рейнольдса:

Числа Нуссельта:

Погрешность измерения коэффициента теплообмена была определена как:

Таблица 4.1. Данные, полученные при холодной продувке трубчатого теплообменного аппарата теплообменного аппарата ния Коэффициент те- 131,22 142,47 152,19 161,61 166,96 187,17 184, плоотдачи G, кг/ч Рис. 4.18. Зависимость массового расхода воздуха через трубчатый теплообменный аппарат от давления на входе в аппарат 0, P, МПа 0, 0, Рис. 4.19. Зависимость падения давления в трубчатом теплообменном аппарат от давления на входе в аппарат В таблице 4.2 представлены значения, полученные при холодной продувке трубчатого теплообменного аппарата. На рисунках 4.20, 4.21 представлены полученные зависимости гидравлических и теплофизических параметров трубчатого теплообменного аппарата от входного давления. При обработке результатов расчетные параметры определялись описанными ниже способами.

Количество подведенной теплоты определялось, как:

Коэффициент теплоотдачи:

где - среднелогарифмическая разность температур Число Нуссельта:

Погрешность проведенных измерений оценивалась при сравнении значений критерия Нуссельта, полученных в ходе холодной и горячей продувок:

Температура воздуха на входе в теплообменный аппарат составляла 23 градуса Цельсия. Температура стенки теплообменного аппарата – 490 градусов Цельсия Для оценки погрешности измерения при горячей продувке были определены максимальные относительные погрешности:

- количества подведенной теплоты - коэффициента теплоотдачи - числа Нуссельта Таблица 4.2. Данные, полученные при горячей продувке трубчатого теплообменного аппарата выходе Количество под- Вт 166,77 195,51 220,24 231,34 238,11 245,75 246, веденной теплоты плоотдачи мерения Q, Вт Рис. 4.20. Зависимость количества теплоты, подведенного к рабочему телу в трубчатом теплообменном аппарат от давления на входе в аппарат Q, Вт Рис. 4.21. Зависимость количества теплоты, подведенного к рабочему телу в трубчатом теплообменном аппарат от давления на входе в аппарат В таблице 4.3 представлены значения полученные при эксперименте на установке, включавшей регенератор. На рисунках 4.22, 4.23 представлены полученные зависимости гидравлических и теплофизических параметров трубчатого теплообменного аппарата от входного давления.

Расчет гидравлических параметров регенератора проводится аналогично расчету параметров трубчатого теплообменного аппарата по формулам 4.10-4.13.

Для оценки погрешности измерений при холодной продувке регенератора были определены погрешности прямых измерений давления на входе, давления после теплообменного аппарата и объемного расхода и косвенная погрешность плотности газа. Для измерения давления на входе и давления после теплообменного аппарата использовались манометры классом точности 1 с максимальным значением измеряемого давления Pmax 2,5 МПа. Абсолютные погрешности измерения давлений определены по формулам [17] Для измерения расхода газа использовался измеритель расхода воздуха №6, классом точности 2,5 с максимальным значением измеряемого расхода Gmax 6,3. Абсолютная погрешность измерения расхода определена по формуле [17] Погрешность [17] измерения плотности газа в теплообменном аппарате была определена как:

Таблица 4.3. Данные, полученные при горячей продувке регенератора плообменного аппарата Рис. 4.22. Зависимость массового расхода воздуха через регенератор от давления на входе в регенератор P, МПа Рис. 4.23. Зависимость падения давления в регенераторе от давления на Полученные в результате эксперимента данные о падении давления в регенераторе использовались для расчета коэффициентов вязкого и инерционного сопротивления регенератора, заданных в ходе численного эксперимента (см. п. 3.1).

Полученные данные о падении давления в трубчатом теплообменном аппарате, значения критериев подобия применялись для оценки достоверности и адекватности результатов численного эксперимента. Расхождение между данными численного и физического экспериментов по этим параметрам находится в пределах 6 %, что говорит о достаточной достоверности результатов численного эксперимента.

Полученные данные о теплофизических характеристиках трубчатого теплообменного аппарата позволяют сделать вывод об интенсификации теплообмена при возрастании входного давления и увеличении массового расходе через аппарат лишь до определенных пределов. После достижения предельных значений дальнейшее увеличение расхода приводит лишь к нежелательному возрастанию гидравлических потерь в контуре.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По результатам работы были сделаны следующие выводы:

1. Проведенный анализ работ в области исследований рабочих процессов ДС выявил актуальность исследования и необходимость проведения дальнейшего моделирования процессов в их внутреннем контуре.

2. Предложенная расчетная модель внутреннего контура ДС позволяет с достаточной точностью производить моделирование и оптимизационные расчеты процессов тепло- и массобмена во внутреннем контуре. Проведенная оценка результатов численного эксперимента подтвердила достоверность полученных данных и применимости используемых методов для исследования процессов во внутреннем контуре ДС.

3. По результатам численного эксперимента установлено, что мощность гидравлических потерь во внутреннем контуре на моделируемом режиме работы находится в пределах 30 Вт, что обуславливает расхождение между давлениями РТ в различных полостях контура на одном шаге по времени в пределах 0, МПа. Выявлено, что различие между температурами материала набивки регенератора в различных его точках на одном шаге по времени не превышает 3 К. Численный эксперимент подтвердил возможность использования модели для проведения расчетов с целью оптимизации внутреннего контура ДС.

4. Параметрическое исследование показало целесообразность применения регенеративного теплообменного аппарата с набивкой из стальной сетки с ячейками квадратной формы шириной 3 мм, из проволоки толщиной 1 мм, в ДС данной и схожих конструкций и размерностей. Данный тип материала насадки обеспечивает оптимальное сочетание теплофизических и гидравлических характеристик по сравнению с другими доступными для анализа типами, что приводит к улучшению индикаторных показателей двигателя в широком диапазоне режимов работы, в том числе на режимах максимальной мощности и максимального КПД.

Для двигателей, работающих преимущественно на низких частотах вращения коленчатого вала, целесообразно применение других типов материала насадки, таких, как цельный пористый материал на основе бронзы, обеспечивающих лучшие теплофизические характеристики.

5. Физический эксперимент по определению гидравлических потерь внутреннего контура ДС выявил зависимости мощности гидравлических потерь от частоты вращения коленчатого вала двигателя и уровня давления РТ в контуре.

Мощность гидравлических потерь достигала 210 Вт при давлении РТ 1 МПа и частоте вращения 1400 об/мин для двигателя мощностью 1 кВт. Получены индикаторные диаграммы двигателя на различных режимах его работы. Расхождение между значениями давления РТ в контуре, полученными в ходе численных и физических экспериментов, находится в пределах 10%.

6. Физические эксперименты на модельных установках позволили изучить гидравлические характеристики основных элементов внутреннего контура ДС, а именно трубчатого и набивного теплообменных аппаратов. Значение падения давления в трубчатом теплообменном аппарате при входном давлении 0, МПа, равное 0,01 МПа, позволило определить коэффициенты сопротивления набивки регенератора, использовавшихся при проведении численного эксперимента. Результаты экспериментов использовались также для проверки достоверности и адекватности результатов численного расчета.

7. Задачами дальнейших исследований являются: расширение возможностей модели для математического описания работы двигателей других компоновочных модификаций, свободнопоршневых ДС и ДС с жидкими поршнями; составление модели процессов тепло- и массобмена в ДС, полностью описывающей процессы во внутреннем контуре двигателей как с прямым, так и с непрямым подводом теплоты; проведение экспериментальных работ для получения данных, дающих возможность дальнейшего повышения точности моделирования.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ СОКРАЩЕНИЙ И ОБОЗНАЧЕНИЙ

ДС – Двигатель Стирлинга;

ДВПТ – Двигатель с внешним подводом теплоты;

ПКВ – Поворот коленчатого вала;

КШМ – Кривошипно-шатунный механизм.

ПЭВМ – Персональная электронная вычислительная машина АЦП – Аналого-цифровой преобразователь ВМТ – верхняя мертвая точка НМТ – Нижняя мертвая точка A - площадь, м C - теплоемкость, Дж/К CH - величина сигнала АЦП l - длинна, м M - молярная масса m - масса, кг Nu – критерий нуссельта p - давление, Па Pr - критерий Прандтля q - плотность теплового потока, Вт/м Re - критерий Рейнольдса T - температура, К t - время, с V - объем, м v - скорость, м/c - теплопроводность, – погрешность измерения - коэффициент теплопроводности вещества, - динамическая вязкость, Па с - кинематическая вязкость, м 2 / с - плотность, кг/м - напряжение, Па

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Абакшин А. Ю. Численное моделирование элементов систем ДС/ А. Ю.

Абакшин, Г.А. Ноздрин С.Н. Вильдяева // Материалы IX молодежной науч.- тех.

конф. «Взгляд в будущее — 2011». — СПб: ОАО «ЦКБ МТ «Рубин», 2011. — с.377 – 382.

2. Абакшин А. Ю. Моделирование элементов ДС в среде Fluent / А. Ю. Абакшин, Г.А. Ноздрин, С.Н. Вильдяева // Материалы ХХХ отраслевой науч.-тех.

конф. молодых специалистов «Морское подводное оружие. Морские подводные роботы – вопросы проектирования, конструирования и технологий. МПО-МССПб. : ОАО «Концерн «Морское подводное оружие – Гидроприбор», 2011. — с.43-50.

3. Абакшин А. Ю. Разработка стенда для испытаний двигателя с внешним подводом теплоты / А. Ю. Абакшин, Г.А. Ноздрин, В.С. Дворцов // Материалы ХХХI отраслевой науч.-тех. конф. молодых специалистов «Морское подводное оружие. Морские подводные роботы – вопросы проектирования, конструирования и технологий. МПО-МС-2011»; — СПб. : ОАО «Концерн «Морское подводное оружие – Гидроприбор», 2011. – с.59-62. Абакшин А. Ю. Численное моделирование процессов тепло- и массобмена в цилиндрах двигателя с внешним подводом теплоты / А. Ю. Абакшин, Г.А. Ноздрин, М.И. Куколев // Научно-технические ведомости СПбГПУ, 2012. — №2-2(1477). — с.164-167.

4. Абакшин А.Ю. Некоторые способы решения проблем уплотнения поршневого зазора двигателя с внешним подводом теплоты / А.Ю. Абакшин, Г.А. Ноздрин, В.С. Дворцов, С.Ю. Лазарев, М.И. Куколев // Неделя науки СПбГПУ. Лучшие доклады: материалы научно-практической конференции с международным участием. — СПб. : Изд-во Политехн. ун-та, 2013. — с.12.

5. Бордуков В.Т. Работы ЦНИДИ по созданию двигателей с внешним подводом теплоты. 1992 г. – 18 с.

6. Бреусов В. П. Двигатель внешнего подвода тепла (вчера, сегодня, завтра). // СПб.: Нестор, 2007. – 156 с.

7. Бреусов В. П Двигатели с внешним подводом теплоты (Ч. II) / Бреусов В.

П., М. И. Куколев, С. Н. Вильдяева, А. Ю. Абакшин // Двигателестроение. 2009 № 4 С. 41-45.

8. Бреусов В. П Двигатели с внешним подводом теплоты (Ч. III) / Бреусов В.

П., М. И. Куколев, С. Н. Вильдяева, А. Ю. Абакшин // Двигателестроение. 2010 № 1 С. 37-40.

9. Бреусов В. П Двигатели с внешним подводом теплоты (Ч. I) / Бреусов В. П., М. И. Куколев, С. Н. Яковлева, А. Ю. Абакшин // Двигателестроение. 2009 № 3 С.

41-44.

10. Веревкин М. Г. Разработка комплексного метода теплового и конструкторского расчета термомеханического генератора / М. Г. Веревкин под рук. А. И Гайворонского. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук // М., МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2007 г. — 156 с.

11. Виколайнен В. Э. Воздействие интенсивных струйных течений на элементы поршневых энергоустановок. // СПб.: Изд.-во Политехн. ун.-та, 2008. – 117 с.

12. Даниличев В.Н. Двигатели Стирлинга / В.Н. Даниличев, С.И. Ефимов, В.А.

Звонов и др.; Под ред. М.Г. Круглова. // М. : Машиностроение, 1977. — 152 с.

13. Двигатели Стирлинга : Сборник статей : Пер. с англ.; Под ред. В. М. Бродянского. — М. : Мир, 1975. — 446 с.

14. Дейч, М. Е. Техническая газодинамика / М. Е. Дейч;— Изд. 3-е, перераб. — М. : Энергия, 1974. — 592 с.

15. Дейч, М. Е. Гидрогазодинамика : Учеб. пособие для вузов / М.Е. Дейч; — М. :Энергоатомиздат, 1984. — 384 с.

16. Кожинов И.А. Теория тепло- и массообмена : Учеб.для вузов / И. А. Кожинов [и др.]; под ред. А.И. Леонтьева. // М. : Высшая школа, 1979. — 495 с.

17. Кочинев Ю.Ю. Техника и планирование эксперимента : Учебное пособие / Ю.Ю. Кочинев, В.А. Серебренников; Ленинградский политехнический институт.

// Л.: ЛПИ, 1986. - 70 с.

18. Кукис В.С. Перспективы улучшения характеристик двигателя Стирлинга / В.С. Кукис, М.И. Куколев, А.И. Костин, В.С. Дворцов, Г.А. Ноздрин, А.Ю. Абакшин // Двигателестроение. — 2012. - № 3. - С. 3–6.

19. Кукис В.С. Влияние режима работы двигателя стирлинга наинтегральные характеристики цикла / В.С. Кукис, А.И. Рыбалко // Материалы международной научно-технической конференции ААИ «Автомобиле- и тракторостроение в России: приоритеты развития и подготовка кадров», посвященной 145-летию МГТУ «МАМИ». — 2010 г. - С. 158–165.

20. Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа : Учеб. для вузов / Л. Г. Лойцянский; — 6-е изд., перераб. и доп. // М. : Наука, 1987. — 840 с.

21. Мышинский Э. Л., Судовые поршневые двигатели внешнего сгорания. / Э.

Л. Мышинский, М. А. Рыжков-Дудонов // Л.: Судостроение, 1976 – 76 с.

22. Райков, И.Я. Испытания двигателей внутреннего сгорания : Учеб. для вузов / И.Я. Райков; // Москва : Высш. шк., 1975. — 320 с.

23. Ридер Г. Двигатели Стирлинга. / Г. Ридер, Ч. Хупер // М.: Мир, 1986 – 464 c.

24. Ставицкий В. В. Разработка, создание и анализ эффективности регенераторов ДС / В. В. Ставицкий под рук. Н. Н. Иванченко, научный консультант Ю. В.

Красивский. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук // Л., ЦНИДИ, 1983 г. – 186 с 25. Сегаль М. С. Оптимизация внутреннего контура ДС на основе выходных параметров теплообменных аппаратов / М. С. Сегаль под рук. Н. Н. Иванченко, научный консультант Ю. В. Красивский. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук // Л., ЦНИДИ, 1984 г. – 159 с 26. Столяров С. П. Методика расчета и результаты исследований системы передачи теплоты к нагревателю двигателя с внешним подводом теплоты / С. П. Столяров под рук. П.А. Гордеева // СПбГМТУ, 2003 г. – 232 c.

27. Столяров С.П. Двигатели Стирлинга: проблемы XXI века. Системы подвода теплоты / С.П. Столяров //Двигателестроение — 2002. — N3. — с.15.

28. Тамонис М.М. Численное моделирование теплового режима нагревателя ДС / М.М. Тамонис, А.И. Гедрайтис, Ю.В. Красивский, В.А. Шилдалаускас // Двигателестроение. — 1985. — N9. — с.19.

29. Трухов В.С. Расчет параметров внутреннего теплообменного контура двигателя Стирлинга. / Трухов В.С., Турсунбаев И.А., Умаров Г.Я; Ташкент, «Фан», 1979. - 80 с.

30. Черноусов А.А. Основы численного моделирования рабочих процессов тепловых двигателей: учеб. пособие / А.А. Черноусов; Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т.

// Уфа: УГАТУ, 2008. - 256 с.

31. Уокер Г. Двигатели Стирлинга. // М.: Машиностроение, 1985 – 401 с.

32. Уокер Г. Машины, работающие по циклу Стирлинга. // М.:

Машиностроение, 1978 – 152 с.

33. Azetsu A Computer Simulation Model for Stirling Engine / Azetsu A., Nakajima N., Iirata M. // Mechanical Engineering Publications Limited, London – 1982 –Stirling Engines -Progress Towards Reality c. 57-63.

34. Barth E. J. Dynamic Modeling of a Regenerator for the Control-Based Design of Free-Piston Stirling Engines / E. J. Barth, M. Hofacker // Proceedings of 2009 NSF Engineering Research and Innovation Conference, Honolulu, Hawaii, 2009 г. – c. 404 – 414.

35. Chen N. C. J. A review of Stirling engine mathematical models / N. C. J. Chen, F.

P. Griffin // Oak Ridge national laboratory, 1983 г. – 42 с.

36. Dyson R., Fast Whole-Engine Stirling Analysis / R. Dyson, S. Wilson, R. Tew, R.

Demko // Third International Energy Conversion Engineering Conference, 2005 – 35 с.

37. Finkelstein T. Air engines: the history, science, and reality of the perfect engine / Theodor Finkelstein, Allan J. Organ; — ASME Press, 2001. — 261с.

38. Fluent theory guide // SAS IP, Inс., 2011 г. – 826 с.

39. Gedeon D. R. The Optimization of Stirling Cycle Machines // Proceedings of the 13th IECEC — 1978 — c. 1784-1790.

40. Hargreaves Clifford M.. The Philips Stirling engine / Clifford M. Hargreaves; — Elsevier, 1991. — 457с.

41. Hoehn F. W. Preliminary Test Results with a Stirling Laboratory Research Engine / Hoehn F. W., Nguyen B. D., Schmit D. D. // Proceedings of the 14th IECEC — 1979 — c. 1075-1081.

42. T. J. Heames A User Oriented Design System for Stirling Cycle Codes // Proceedings of the 17th IECEC — 1982 — c. 1681- 43. Kraitong K. Numerical modelling and design optimisation of stirling engines for power production / K. Kraitong. A thesis submitted in partial fulfillment of the requirements of the for the degree of Doctor of Philosophy // University of Northumbria, Newcastle, 2012 г. – 223 с.

44. Martini W. R. Stirling Engine Design Manual / W. R. Martini; — The Office, 1983. — 409с.

45. Minassians A. D. Multiphase Stirling Engines // A. D. Minassians, S. A. Sanders // Journal of Solar Energy Engineering. 2009 № 131 C. 5-16.

46. Munoz de Escalona J.M. Model of performance of Stirling engines / J.M. Munoz de Escalona, D. Sanchez, R. Chacartegui, T. Sanchez // ASME. — 2012. — Proceedings of ASME Turbo expo 2012.

47. Organ A. J. The air engine: stirling cycle power for a sustainable future / A. J.

Organ; — CRC Press, 2007. –— 276с.

48. Organ A. J. Thermodynamics and Gas Dynamics of the Stirling Cycle Machine / A. J. Organ; — Cambridge University Press, 1992. — 415с.

49. Park S.H. An approximate thermal analysis of Stirling engine regenerators / S.H.

Park, Y.S. Lee // KSME journal. — 1993. — Vol.7. — No.2. — с.133.

50. Ovale E. B. A Mathematical Model for Steady Operation of Stirling-Type Engines / Ovale E. B. Smith J. I. // J. Eng. Power (January 1968) c.45-50.

51. Lee K. Thermodynamic Description of an Adiabatic Second Order Analysis for Stirling Engines/ Lee K., Krepchin I. P., Toscano W. M. // Proceedings of the 16th IECEC — 1981 — c. 1919-1924.

52. Rogdakis E.D. Thermodynamic analysis and performance investigation of an alpha-type Stirling Engine / E.D. Rogdakis, I.P. Koronaki, G.D. Antonakos // ASME. — 2012. — Proceedings of ASME 2012 11th Biennial conference on engineering systems design and analysis.

53. Roland C. Conceptual and basic design of a Stirling engine prototype for electrical power generation by solar means / C. Roldan, P. Pieretti, L.R. Solorzano // ASME.

— 2010. — Proceedings of ASME 2010 4th international conference on energy sustainability.

54. Ross A. Stirling cycle engines / A. Ross; — Solar Engines, 1977. — 121с. 57.

55. Sahu A. B. CFD simulation of a small Stirling cryocooler. / A. B. Sahu under the guidance of R. K. Sahoo. A thesis submitted on partial fulfillment of the requirements for the degree of Bachelor of technology // Rourkela National Institute of Technology, 2010 г. – 48 с.

56. Schopfer S. Experimental and Numerical Determination of Thermohydraulic Properties of Regenerators Subjected to Oscillating Flow / S. Schopfer. A dissertation submitted in partial fulfillment of the requirements for the degree of Master of applied science // University of Victoria, 2011 г., - 129 с.

57. Shendage D.J. Investigations on performance of Stirling engine regenerator matrix / D.J. Shendage, S.B. Kedare, S.L. Bapat // ASME. — 2011. — Proceedings of ASME/JSME 2011 8th Thermal engineering joint conference.

58. Snyman H. Design analysis methods for Stirling engines. / H. Snyman, T.M.

Harms, J.M. Strauss // Journal of energy in southern Africa. — 2008. — Vol.19. — N3.

— с.4.

59. Schock A. Nodal Analysis of Stirling Cycle Devices // Proceedings of the 13th IECEC — 1978 c. — 1771-1779.

60. Shoureshi R. Simple Models for Analysis and Design of Practical Stirling Engines // Proceedings of the 17th IECEC 1982 — c.1647-1651.

61. Tew R. Stirling Engine Computer Model For Performance Calculations / Tew R., Jefferies K., Miao D. // NASA TM-78884, Natl. Aeronautics and Space Administration — July 1978.

62. Timoumi Y. Performance optimization of Stirling engines. / Y. Timoumi, I. Tlili, B. Sassi // Renewable energy. — 2008. — N33. — с.2134.

63. Urieli I. Stirling cycle engine analysis / I. Urieli, D. M. Berchowitz; // A. Hilger, 1984. — 256 c.

64. Zacharias F. Further Stirling Engine Development Work - Part 1 // Motortech. Z.

— 1977 — N38(9) — c. 371-377.

Таблица 1. Текст программного модуля, использовавшегося для расчета процесса теплообмена между рабочим телом и материалом насадки регенератора.

#include "udf.h" DEFINE_SOURCE(q_reg,c,t,dS,eqn) real x[ND_ND];

real source;

real temper;

real alph;

real nu;

real re;

real pr1;

real prw;

real st;

real visc;

real dvisc;

real dviscw;

real vel;

real tw;

real twn;

real delt;

real coeff;

C_CENTROID(x,c,t);

tw=C_UDSI(c,t,0);

temper = C_T(c,t);

vel=ABS(C_U(c,t));

Продолжение таблицы 1.

st=((2000/60)*0.0023125)/(vel);

dvisc=18.27*((291.15+120)/(temper+120))*(pow(temper/291.15,3/2))/1000000;

dviscw=18.27*((291.15+120)/(tw+120))*(pow(tw/291.15,3/2))/1000000;

pr1=dvisc*1006.43/0.0242;

prw=dviscw*1006.43/0.0242;

coeff=pr1/prw;

visc=dvisc/C_R(c,t);

re=(ABS(C_U(c,t)))*0.0023125/visc;

nu=0.41*(pow(re,0.6))*pow(pr1,0.33)*pow(coeff,0.25);

alph=nu*0.026/0.0023125;

source = alph*(tw-C_T(c,t))*1600;

delt=(source*(1+2/3)*0.00001/(C_VOLUME(c,t)*0.2*2719*871));

twn=tw+delt;

if (ABS(delt)>ABS(tw-temper)) source=C_VOLUME(c,t)*0.2*2719*871*(tw-temper);

return source;

DEFINE_EXECUTE_AT_END(twadjust) Domain *d = Get_Domain(1);

int zone_ID=88;

Thread *t = Lookup_Thread(d,zone_ID);

real x[ND_ND];

real source;

real temper;

Продолжение таблицы 1.

real alph;

real nu;

real re;

real pr1;

real prw;

real st;

real visc;

real dvisc;

real dviscw;

real vel;

real tw;

real twn;

real delt;

cell_t c;

FILE *fp;

fp=fopen("q_reg.txt", "w");

begin_c_loop(c,t) C_CENTROID(x,c,t);

tw=C_UDSI(c,t,0);

temper = C_T(c,t);

vel=ABS(C_U(c,t));

st=((2000/60)*0.0023125)/(vel);

dvisc=18.27*((291.15+120)/(temper+120))*(pow(temper/291.15,3/2))/1000000;

dviscw=18.27*((291.15+120)/(tw+120))*(pow(tw/291.15,3/2))/1000000;

pr1=dvisc*1006.43/0.0242;

prw=dviscw*1006.43/0.0242;

visc=dvisc/C_R(c,t);

re=vel*0.0023125/visc;

nu=0.41*pow(pr1,0.33)*pow(pr1/prw,0.25);

alph=nu*0.026/0.0023125;

source = -alph*(tw-temper)*1600;

delt=(source*(1+2/3)*0.00001)/(C_VOLUME(c,t)*0.2*2719*871);

twn=tw+delt;

C_UDSI(c,t,0)=twn;

if (ABS(delt)>ABS(tw-temper)) C_UDSI(c,t,0)=temper;

end_c_loop(c,t) fprintf (fp, "%f %f \n", alph, source);

fclose(fp);

DEFINE_PROFILE(hott,thread,index) real x[ND_ND];

real y;

face_t f;

begin_f_loop(f,thread) F_CENTROID(x,f,thread);

y = x[1];

F_PROFILE(f,thread,index) = 611.11-(444.44*y);

} end_f_loop(f,thread) } Рис. 1. Поле температур рабочего тела в Кельвинах при =90° Рис. 2. Поле температур рабочего тела в Кельвинах при =180° Рис. 3. Поле температур рабочего тела в Кельвинах при =270° Рис. 4. Поле скоростей рабочего тела в м/с при =90° Рис. 6. Поле скоростей рабочего тела в м/с при =180° Рис. 7. Поле скоростей рабочего тела в м/с при =180° Рис. 8. График зависимости температуры рабочего тела в регенераторе от Рис. 9. График зависимости температуры рабочего тела в регенераторе от Рис. 11. График зависимости температуры рабочего тела в регенераторе от В составе экспериментальных установок использовалось следующее оборудование:

1. Редуктор воздушный РВ-90 производства Барнаульского арматурного завода, год выпуска: 2000, входное давление до 20 МПа, выходное давление до 5 МПа, точность поддержания давления: 30%.

2. Редуктор универсальный УР-6-6 производства ЗАО «Редиус-Т», год выпуска: 2011, входное давлении до 16 МПа, выходное давление до 1.2 МПа.

Точность поддержания давления: 30%.

3. Манометр универсальный – МПЕИ-42,производства – ОАО «Монотомь»

Томский монометровый завод, год выпуска 2007, диапазон измерения от 0,01 до 1,5 МПа, цена деления 0,01 МПа, класс точности 1,5, свидетельство о государственной поверке №. 0710333.

4. Манометр универсальный – ТМ-610РМТИ00(0-25МПа)1, производства – ЗАО «Росма», год выпуска 2011, диапазон измерения от 0,01 до 2,5 МПа, цена деления 0,02 МПа, класс точности 1, свидетельство о государственной поверке №. 5. Манометр универсальный - ТМ-610РМТИ00(0-25МПа)1,производства ЗАО «Росма», год выпуска 2013, диапазон измерения от 0,01 до 2,5 МПа, цена деления 0,02 МПа, класс точности 1, свидетельство о государственной поверке №. 6. Измеритель расхода воздуха РМЧ-6,3ГУЗ-К ГОСТ13045-81, производства – ООО «Шатковский приборостроительный завод», год выпуска 2005, диапам зон измерения от 0 до 6,3, класс точности 2,5, свидетельство о государчас ственной поверке №. 7. Мультиметр с датчиком температуры DT838, год выпуска 2011, диапазон измерения от -20 до 1370, цена деления 1 градус Цельсия, погрешность измерения 3C.

8. Датчики давления пьезоэлектрического типа.

9. АЦП Welleman PCS-500.

10. ПЭВМ Lenovo Y-460 с установленным программным пакетом PC-lab 2000SE.

Таблица 1. Значения CH 1 полученные при тарировке датчика 7.

Измерение Таблица 2. Значения CH 1 полученные при тарировке датчика Давление (МПа) 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0, Измерение Таблица 3. Значения напряжения, полученные для датчика 7.

Измерение № Среднее значение Таблица 4. Значения напряжения, полученные для датчика Измерение № Среднее значение Рис. 1. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,8 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 400 об/мин Рис. 2. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,8 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 800 об/мин Рис. 3. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,8 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 1000 об/мин Рис. 4. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,8 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 1200 об/мин Рис. 5. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,8 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 1400 об/мин Рис. 6. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 1,0 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 400 об/мин Рис. 7. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 1,0 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 600 об/мин Рис. 8. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 1,0 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 800 об/мин Рис. 9. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 1,0 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 1200 об/мин Рис. 9. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 1,0 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 1400 об/мин Рис. 10. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,3 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 400 об/мин Рис. 11. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,4 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 400 об/мин Рис. 12. Индикаторные диаграммы ДС, полученные при давлении заправки 0,5 МПа и частоте вращения коленчатого вала двигателя 400 об/мин ПРИЛОЖЕНИЕ