Тепловые двигатели

Размещено на http://www.allbest.ru/

Контрольная работа

Тепловые двигатели



Содержание

Введение

1. Паровые турбины

1.1 Рабочий процесс в турбинной ступени

1.2 Потери в ступенях турбины, коэффициенты полезного действия и размеры рабочих лопаток

2. Газовые турбины и газотурбинные установки

2.1 Характеристики рабочего процесса турбинной ступени

2.2 Потери в ступенях, коэффициенты полезного действия, мощности и расход газа газовой турбины

2.3 Параметры, характеризующие работу газотурбинных установок

2.4 Камеры сгорания газотурбинных установок

3. Двигатели внутреннего сгорания

3.1 Параметры, характеризующие работу двигателя

3.2 Тепловой баланс двигателя

Литература



Введение

Тепловыми двигателями называют машины, преобразующие теплоту в механическую работу.

По способу превращения теплоты в механическую работу различают следующие типы тепловых двигателей: паровые машины, паровые и газовые турбины, двигатели внутреннего сгорания, реактивные двигатели.



1. Паровые турбины

1.1 Рабочий процесс в турбинной ступени

Паровая турбина является двигателем, в котором потенциальная энергия пара превращается в кинетическую, а последняя, в свою очередь, преобразуется в механическую энергию вращения вала.

Ступени турбины по действию пара на рабочие лопатки подразделяются на активные и реактивные.

Ступени турбины, у которых расширение пара происходит только в неподвижных соплах, до вступления его на рабочие лопатки, называются активными. Ступени турбины, у которых расширение пара совершается не только в неподвижных соплах, но и в каналах между рабочими лопатками, называются реактивными.

Действительная скорость истечения пара из сопл с1, м/с.

(1.1)

Где

ц -скоростной коэффициент сопла (ц =0,93-0,98);

h0 и h1 - энтальпия пара на входе и выходе из сопла, кДж/кг;

с - степень реактивности ступени;

с0 - начальная скорость пара перед соплом, м/с.

Если начальная скорость пара перед соплом с0 невелика, то ею можно пренебречь, тогда действительная скорость истечения пара из сопл с1, м/с

(1.2)



Степенью реактивности ступени называется отношение располагаемого теплоперепада на рабочих лопатках h2 к располагаемому теплоперепаду ступени H0=H1+H2 (H1 - располагаемый теплоперепад в соплах), т. е.

(1.3)

Окружная скорость на середине лопатки u, м/с

(1.4)

где d - средний диаметр ступени, м;

п - частота вращения вала турбины, об/мин.

Относительная скорость входа пара на лопатки , м/с

(1.5)

где б1 - угол наклона сопла к плоскости диска или угол между вектором скорости с1 и плоскостью диска.

Относительная скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками , м/с, в активной ступени при с=0

(1.6)

где ш - скоростной коэффициент лопаток (ш=0,86…0,95).

Относительная скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками , м/с в реактивной ступени и активной ступени при с>0



(1.7)

Абсолютная скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками с2, м/с

(1.8)

где в - угол выхода пара из рабочей лопатки, величину его выбирают обычно, пользуясь соотношением в2=в1-(2…100).

Угол входа пара на рабочую лопатку в1 находится из соотношения, которое выводится из треугольника скоростей:

(1.9)

Угол наклона абсолютной скорости выхода пара из канала между рабочими лопатками б2 определяется из соотношения, которое выводится из треугольника скоростей

(1.10)

Работа 1 кг пара на лопатках ступени l, кДж/кг

(1.11)

Площадь выходного сечения расширяющего сопла f1, м²



(1.12)

где m - расход пара через сопло, кг/с;

v1 - удельный объем пара в рассчитываемом сечении, м3/кг;

- коэффициент расхода сопла (=0,92…0,97).

Площадь минимального сечения расширяющегося сопла fmin, м²

(1.13)

где vкр - удельный объем пара в минимальном сечении сопла при критическом давлении ркр;

скр - критическая скорость истечения пара из сопла, м/с, определяется по формуле (1.1) или (1.2) при подстановке в них вместо h1 величины hкр.

Критическое давление пара при истечении его из сопла ркр, Па

(1.14)

где вкр - критическое отношение давлений; для перегретого пара вкр = 0,546, а для сухого насыщенного пара вкр =0,577;

р0 - давление пара перед соплом, Па.

Площадь выходного сечения суживающегося сопла до критического режима истечения находится по формуле (1.12), а для критического режима истечения - по формуле (1.13).



1.2 Потери в ступенях турбины, коэффициенты полезного действия и размеры рабочих лопаток

Потери в турбинной ступени

Рабочий процесс в турбинной ступени сопровождается потерями тепловой энергии пара. К основным потерям тепловой энергии пара в ступени турбины относятся потери в соплах, на лопатках, с выходной абсолютной скоростью, на трение и вентиляцию, от утечек через зазоры в уплотнениях.

Потери тепловой энергии в соплах турбины вследствие трения и вихревых движений пара hс ,кДж/кг

(1.15)

Потери тепловой энергии на лопатках в активной ступени турбины hл, кДж/кг

(1.16)

Потери тепловой энергии на лопатках в реактивной ступени турбины hл, кДж/кг

(1.17)

Потери тепловой энергии с выходной абсолютной скоростью hв, кДж/кг



(1.18)

Потери тепловой энергии на трение и вентиляцию при вращении диска турбины в паре hт.в., кДж/кг определяются по формуле А. Стодола

(1.19)

где л - коэффициент, равный 1,1-1,2 для перегретого пара и 1,3 для насыщенного пара;

d - средний диаметр ступени, м;

z - число ступеней скорости на колесе;

е - степень парциальности впуска пара;

l - выходная высота рабочих лопаток, см;

v - удельный объем пара в камере ступени, м3/кг;

m - расход пара в ступени, кг/с.

Потери тепловой энергии от утечек через зазоры в уплотнениях и в обход сопл и лопаток hут, кДж/кг

(1.20)

где mут - расход пара на утечки, кг/с.

Коэффициенты полезного действия ступеней турбины

Потери тепловой энергии в соплах, лопатках и с выходной абсолютной скоростью в ступени турбины оцениваются относительным коэффициентом полезного действия на лопатках зол, который представляет собой отношение механической работы 1 кг пара на лопатках ступени l к располагаемому теплоперепаду в ступени h0, т. е.



(1.21)

Так как наивыгоднейшее значение относительного коэффициента полезного действия на лопатках зол зависит от отношения окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл, т.е. от u/с, то его величина для активной ступени

(1.22)

Для реактивной ступени со степенью реактивности с=0,5 величина относительного коэффициента полезного действия на лопатках

(1.23)

Потери тепла в ступени оцениваются относительным внутренним коэффициентом полезного действия ступени , который представляет собой отношение использованного теплоперепада Hi к располагаемому теплоперепаду в ступени Н0, т.е.

(1.24)

Относительный внутренний коэффициент полезного действия активной ступени



(1.25)

где - относительные потери тепловой энергии на трение и вентиляцию при вращении диска турбины в паре;

- относительные потери тепловой энергии от утечек через зазоры в уплотнениях и в обход сопл и лопаток.

Относительный внутренний коэффициент полезного действия реактивной ступени со степенью реактивности

, (1.26)

Если в ступени используется энергия выходной скорости предыдущей ступени, то относительный внутренний коэффициент полезного действия ступени

(1.27)

где - тепловая энергия от выходной скорости предыдущей ступени, кДж/кг;

- коэффициент использования энергии выходной скорости с рабочих лопаток (=0,8…1,0).

Размеры рабочих лопаток

Площадь выходного сечения рабочих лопаток f2, м²

(1.28)

где v2 - удельный объём пара на выходе из рабочих лопаток, м³/кг;

2 - коэффициент расхода для рабочей лопатки (м2=0,92-0,97).

Выходная высота рабочих лопаток l2, м находится по формуле

(1.29)

Пример 1.1

В активной ступени пар с начальным давлением р0=2,6 МПа и температурой t0=370°С расширяется до давления р1=1,7 МПа. Скоростной коэффициент сопла =0,93, скоростной коэффициент лопаток =0,86, угол наклона сопла к плоскости диска 1=16°, угол выхода пара из рабочей лопатки 2=1, средний диаметр ступени d=1,0 м, частота вращения вала турбины n=3000 об/мин., расход пара М=1,7 кг/с, коэффициент расхода сопла 1=0,92, потери тепловой энергии на трение и вентиляцию hт.в.=1,3 кДж/кг, расход пара на утечки Мут=0,33 кг/с. Начальную скорость пара перед соплом Со считать равной нулю.

Рассчитать и изобразить треугольники входных и выходных скоростей; определить работу 1 кг пара на лопатках ступени, l, кДж/кг; найти площадь выходного сечения суживающего сопла f1, м²; определить относительный коэффициент полезного действия на лопатках ступени зо.л.; определить относительный внутренний коэффициент полезного действия ступени турбины зo.i.

Решение

1. Необходимо найти энтальпию пара до и после адиабатного его расширения в соплах турбины. Из курса Теоретических основ теплотехники известно, что для того чтобы найти энтальпию водяного пара необходимо воспользоваться h-s диаграммой водяного пара или таблицами термодинамических свойств воды и водяного пара на кривой насыщения.

Находим на диаграмме h-s (рисунок 1) начальную энтальпию пара h0=3170,61 кДж/кг, как проекция точки пересечения изобары р0=2,6 МПа и изотермы t0=370°С на ось ординат, и энтальпию пара в конце адиабатного расширения h1=3055,36 кДж/кг, как проекцию точки пересечения изобары р1=1,7 МПа и изоэнтропы s=6,894 кДж/(кг·К) на ту же ось, а также удельный объем пара в точке 1 v1=0,152 м³/кг.

Рисунок 1.1 - Схема нахождения начальной и конечной энтальпии пара по h-s диаграмме

Определяем действительную скорость истечения пара из сопл

Окружную скорость на середине лопатки находим из соотношения

м/с.



Относительную скорость входа пара на лопатки - по формуле

Относительную скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками находим по формуле - w2=шw1=0,86•298,58=256,78 м/с.

Угол входа пара на рабочую лопатку - из соотношения

Угол выхода пара из рабочей лопатки в2=в1=

Абсолютную скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками находим из соотношения

Угол наклона абсолютной скорости выхода пара из канала между рабочими лопатками - из соотношения

Треугольники скоростей, построенные на основании проведённых расчётов, приведены на рисунке 1.2 (без масштаба).



Рисунок 1.2 - Треугольники скоростей

2. Работу 1 кг пара на лопатках определяем по формуле

3. Площадь выходного сечения суживающего сопла до критического режима истечения находим по формуле

м².

4. Значение относительного коэффициента полезного действия на лопатках зо.л. зависит от отношения окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл и может быть определено, для активной ступени, по формуле

Потери тепловой энергии в соплах, лопатках и с выходной абсолютной скоростью в ступени турбины также оценивается относительным коэффициентом полезного действия на лопатках.



.

5. Относительный внутренний коэффициент полезного действия определяем по формуле

.

Относительные потери тепловой энергии на трение и вентиляцию

.

Потери тепловой энергии от утечек через зазоры в уплотнениях и в обход сопл и лопаток найдем по формуле

кДж/кг.

Относительные потери тепловой энергии от утечек

.

Тогда

Пример 1.2

Определить относительный КПД на лопатках в реактивной ступени, если располагаемый тепловой перепад в ступени H0=130 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла ц=0,96, скоростной коэффициент лопаток ш=0,91, угол наклона сопла к плоскости диска б1=13°, отношение окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл u/с1=0,5 и угол выхода пара из рабочей лопатки в2=20° и степень реактивности ступени с=0,42.

Решение

Действительная скорость истечения пара из сопл - по формуле (1.2)

Потери тепловой энергии в соплах - по формуле (1.15)

Окружную скорость на середине лопатки находим из соотношения u/с1=0,5, тогда u=0,5с1=0,5•373=186,5 м/с.

Относительную скорость входа пара на лопатки - по формуле (1.5)

Относительную скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками - по формуле (1.7)

Потери тепловой энергии на лопатках - по формуле (1.17)



Абсолютную скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками находим из соотношения (1.8)

Потери тепловой энергии с выходной абсолютной скоростью определяем по формуле (1.18)

Относительный коэффициент полезного действия на лопатках - по формуле (1.21)



2. Газовые турбины и газотурбинные установки

2.1 Характеристики рабочего процесса турбинной ступени

Располагаемый теплоперепад в ступени турбины Н0, кДж/кг

(1.30)

где k - показатель адиабаты;

R - газовая постоянная 1 кг газа, Дж/(кг?К);

p0 и Т0 - начальные параметры [давление,Па и абсолютная температура, К] газа перед ступенью турбины с учетом начальной скорости;

p2 - давление газа за ступенью турбины, Па.

Действительная скорость истечения газа из сопл с1, м/с определяется по формуле

(1.31)

где ц - скоростной коэффициент сопла (ц=0,93…0,98);

p2=p1 - давление газа за ступенью турбины, Па;

с - степень реактивности ступени.

Степень реактивности с, окружная скорость на середине лопатки и, относительная скорость входа газа на лопатки w1, относительные скорости выхода газа из канала между рабочими лопатками в активной и реактивной ступенях w2, абсолютная скорость выхода газа из канала между рабочими лопатками c2, угол входа газа на рабочую лопатку в1 угол наклона абсолютной скорости выхода газа из канала между рабочими лопатками б2 и работа 1 кг газа определяются по формулам (1.3), (1.4), (1.5), (1.6), (1.7), (1.8), (1.9), (1.10) и (1.11).

2.2 Потери в ступенях, коэффициенты полезного действия, мощности и расход газа газовой турбины

Рабочий процесс в ступени турбины сопровождается рядом потерь энергии. К основным потерям энергии в ступени турбины относятся потери энергии в соплах, на лопатках, с выходной абсолютной скоростью, на трение и вентиляцию, от утечек через зазоры в уплотнениях.

Потери энергии в соплах, лопатках и с выходной абсолютной скоростью в ступени турбины оцениваются относительным КПД на лопатках или окружным КПД. Потери энергии в соплах hс, лопатках hл, с выходной абсолютной скоростью hв и относительный КПД на лопатках зол определяются по формулам (1.15), (1.16), (1.17), (1.18) и (1.21) методических указаний.

Потери на трение и вентиляцию при вращении диска турбины , кДж/кг

(1.32)

где d - средний диаметр ступени, м;

е - степень парциальности ступени;

l - высота лопаток, см;

v - удельный объем газа, окружающего диск, м3/кг;

mг - расход газа в ступени, кг/с.

Потери тепла от утечек газа через зазоры в уплотнениях , кДж/кг



(1.33)

где mут - расход газа на утечки, кг/с.

Потери тепла в ступени оцениваются относительным внутренним КПД ступени зoi который представляет собой отношение использованного теплоперепада hi к располагаемому теплоперепаду в ступени Н0, т. е.

(1.34)

Коэффициенты полезного действия турбины

Потери тепла внутри турбины оцениваются относительным внутренним КПД, который представляет собой отношение использованного теплоперепада к располагаемому теплоперепаду в турбине , т. е.

(1.35)

Значения относительного внутреннего КПД газовых турбин находятся в пределах 0,85…0,9.

Механические потери оцениваются механическим КПД зм, который представляет собой отношение эффективной мощности Ne к внутренней Nв

(1.36)

Значения механического КПД турбин находятся в пределах 0,96…0,99.

Потери тепла внутри турбины и механические потери оцениваются относительным эффективным КПД турбины, который равен



(1.37)

Значения зoe турбин в зависимости от их мощности находятся в пределах 0,8…0,9.

Мощности турбины

Эффективной мощностью Ne, кВт называют мощность, снимаемую с вала турбины, которая определяется по формуле

(1.38)

Внутренняя (индикаторная) мощность Nв, кВт, находится по формуле

(1.39)

Расход газа турбины

Секундный расход газа на турбину, кг/с, определяется по формуле

(1.40)

Удельный эффективный расход газа gе, кг/(кВт?ч), представляет собой отношение секундного расхода газа Gг к эффективной мощности Ne, т. е.

(1.41)



2.3 Параметры, характеризующие работу газотурбинных установок

Потери в газотурбинной установке подразделяются на внутренние, влияющие непосредственно на изменение состояния рабочего тела, и внешние. К основным внутренним потерям относятся потери тепла в газовой турбине, внутренние потери в компрессоре и потери тепла в камере сгорания.

Внутренние потери в ГТУ оцениваются внутренним КПД установки

(1.42)

где - относительный внутренний КПД газовой турбины;

- КПД камеры сгорания;

- внутренний (адиабатный) КПД компрессора;

- отношение абсолютной температуры газов Т1, выходящих из камеры сгорания, к абсолютной температуре воздуха Т3, засасываемого в компрессор;

- степень повышения давления в компрессоре; р2 и р1 - давление воздуха перед компрессором и после него, Па;

, где k - показатель адиабаты.

Внешние (механические) потери в ГТУ оцениваются механическим КПД установки ().

Внутренние и внешние потери в ГТУ оцениваются эффективным КПД установки

(1.43)



где - механический КПД ГТУ.

Эффективная мощность ГТУ, кВт

(1.44)

где Neт - эффективная мощность турбины, кВт;

Neк - эффективная мощность привода компрессора, кВт.

Внутренняя мощность ГТУ, кВт

(1.45)

Удельный расход воздуха ГТУ, кг/(кВт?ч)

(1.46)

Удельный расход тепла ГТУ, кДж/(кВт?ч)

(1.47)

Удельный эффективный расход топлива ГТУ, кг/(кВт?ч)

(1.48)

где В - расход топлива в ГТУ, кг/с.

Экономичность ГТУ можно повысить как за счет применения регенерации тепла отработавших в турбине газов, так и за счет ступенчатого сжатия воздуха с промежуточным его охлаждением.

Внутренний КПД ГТУ с регенерацией тепла

(1.49)

где у - степень регенерации.

Степень регенерации - по формуле

(1.50)

где и - температура воздуха перед регенератором и после него, °С;

- температура газа перед регенератором, °С.

Эффективный КПД ГТУ с регенерацией тепла

(1.51)

Внутренний КПД ГТУ с двухступенчатым сжатием воздуха и регенерацией

(1.52)



где и - соответственно внутренние КПД первого и второго компрессоров;

л1 и л2 - соответственно степени повышения давления в первом и втором компрессорах;

- степень повышения давления в установке;

- отношение абсолютной температуры газов (T1), выходящих из камеры сгорания, к абсолютной температуре воздуха (T3), засасываемого в первый компрессор;

- отношение абсолютной температуры газов (T1), выходящих из камеры сгорания, к абсолютной температуре воздуха (), засасываемого во второй компрессор.

2.4 Камеры сгорания газотурбинных установок

Для камер сгорания основными показателями являются тепловая производительность, объемная теплонапряженность, коэффициент полезного действия и коэффициент избытка воздуха.

Тепловая производительность камеры сгорания Qк, кВт

(1.53)

где В - расход топлива, кг/с;

- низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг.

Расход топлива В, кг/с находится из теплового баланса камеры сгорания

(1.54)



где Gв - количество воздуха, поступающего в камеру сгорания, кг/с;

hг - энтальпия газа на выходе из камеры сгорания, кДж/кг;

hв - энтальпия воздуха на входе в камеру сгорания, кДж/кг;

hт - энтальпия топлива, поступающего в камеру сгорания, кДж/кг;

- КПД камеры сгорания.

Объемная теплонапряженность камеры сгорания У, кВт/м³, т. е. количество тепла, выделяющегося в 1 м3 объема камеры за 1 с,

, (1.55)

где Vкс - объем камеры сгорания, м³.

Коэффициент избытка воздуха

(1.56)

где V0 - теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1 кг топлива, кг воздуха/кг топлива.

Пример 1.3

Турбина работает с начальными параметрами газа Р1=0,32 МПа, t0=827°С и давлением газа за турбиной Р2=0,15 МПа. Определить эффективную мощность и удельный эффективный расход газа турбины, если расход газа Gг=28 кг/с, относительный эффективный КПД турбины зо.е=0,74, показатель адиабаты k=1,34, газовая постоянная R=288 Дж/(кг•К).

Решение

Располагаемый теплоперепад в турбине



Эффективная мощность турбины

Удельный эффективный расход газа

Пример 1.4

Определить удельную работу и мощность газовой турбины при следующих условиях: температура газов перед турбиной t0=800°C, избыточное давление перед турбиной Р0=0,8 МПа. Относительный внутренний КПД зoi=0,85, механический КПД зэ.м=0,96. Расход газов Gг=22,5 кг/с. Теплоёмкость газов ср=1 кДж/(кг•К), показатель адиабаты k=1,4.

Решение

где е - степень парциальности.

0,1 МПа - абсолютное давление на выхлопе газовой турбины (атмосферное давление).



Мощность газовой турбины

Пример 1.5

Определить удельную работу и мощность, потребляемую воздушным компрессором, если известно, что температура воздуха перед компрессором tвк=20°С, адиабатный КПД зад=0,85, расход воздуха Gв=20 кг/с, механический КПД компрессора змех=0,96, избыточное давление воздуха после компрессора Pнк=0,8 МПа, изобарную теплоёмкость воздуха принять ср=1 кДж/(кг•К).

Решение

Удельную работу компрессора найдём по формуле

Мощность, потребляемая воздушным компрессором

Пример 1.6

Определить полезную мощность и абсолютный КПД газотурбинной установки для рассмотренных условий (пример 1.3 и 1.4) работы газовой турбины и воздушного компрессора, сидящих на одном валу.

Решение

что составляет примерно 1/3 (0,3165) мощности газовой турбины. На привод компрессора уходит ? 2/3 (0,6835) мощности газовой турбины.

Абсолютный КПД ГТУ

зi=26%.

Пример 1.7

В реактивной ступени газ с начальным давлением р0=0,38 МПа и температурой t0=800°С расширяется до давления р2=0,24 МПа, скоростной коэффициент сопла =0,96, скоростной коэффициент лопаток =0,95, угол наклона сопла к плоскости диска 1=21°, угол выхода пара из рабочей лопатки 2=25°, средний диаметр ступени d=0,78 м, частота вращения вала турбины n=5500 об/мин., расход газа в ступени Мг=18 кг/с, степень парциальности ступени е=1; высота лопаток l=0,055 м, удельный объем газа v=1,51 м3/кг, степень реактивности ступени с=0,35, расход газа на утечки Мут=0,16 кг/с, показатель адиабаты k=1,4, удельная газовая постоянная R=287 Дж/(кг·К).

Определить относительный внутренний коэффициент полезного действия ступени .

Решение

Потери тепла в ступени оцениваются относительным внутренним КПД ступени зoi который представляет собой отношение использованного теплоперепада hi к располагаемому теплоперепаду в ступени h0, т. е.

где hс - потери энергии в соплах, кДж/кг;

hл - потери энергии на лопатках, кДж/кг;

hв - потери энергии с выходной абсолютной скоростью, кДж/кг;

hтв - потери энергии на трение и вентиляцию, кДж/кг;

hут - потери тепла от утечек газа через зазоры в уплотнениях, кДж/кг.

Определяем располагаемый теплоперепад в ступени

Действительная скорость истечения газа из сопл

м/с.

Находим потери энергии в соплах

кДж/кг.



Окружная скорость на середине лопатки

м/с.

Относительную скорость входа газа на лопатки

Относительная скорость выхода газа из канала между рабочими лопатками - по формуле

м/с.

Находим потери энергии на лопатках

кДж/кг.

Абсолютная скорость выхода газа из канала между рабочими лопатками

Потери энергии с выходной абсолютной скоростью



кДж/кг.

Потери энергии на трение и вентиляцию находим по формуле

Потери тепла от утечек газа через зазоры в уплотнениях

кДж/кг.

Относительный внутренний коэффициент полезного действия ступени



3. Двигатели внутреннего сгорания

3.1 Параметры, характеризующие работу двигателя

Среднее индикаторное давление и индикаторная мощность

Под средним индикаторным давлением Рi понимают такое условное постоянное давление, которое, действуя на поршень в течение одного рабочего хода, совершает работу, равную индикаторной работе газов в цилиндре за рабочий цикл.

Согласно определению среднее индикаторное давление Рi, Па находится как отношение индикаторной работы газов за цикл Li к единице рабочего объема цилиндра Vh, т. е.

(1.57)

При наличии индикаторной диаграммы, снятой с двигателя, среднее индикаторное давление можно

(1.58)

где F - полезная площадь индикаторной диаграммы, м²;

l - длина индикаторной диаграммы, м;

т - масштаб давления индикаторной диаграммы, Па/м.

Среднее индикаторное давление при полной нагрузке у четырехтактных карбюраторных двигателей 8?105…12?105 Па, у четырехтактных дизелей 7,5?105…10?105 Па, у двухтактных дизелей 6?105…9 ?105 Па.

Индикаторная мощность

Индикаторной мощностью называют работу, совершаемую газами в цилиндрах двигателя в единицу времени.

Индикаторная мощность двигателя Ni, кВт

(1.59)

где Рi - среднее индикаторное давление, Па;

Vh - рабочий объем цилиндра, м³;

п - частота вращения коленчатого вала в секунду;

ф - тактность двигателя (ф=4 - для четырёхтактных двигателей и ф=2 - для двухтактных);

i - число цилиндров.

Рабочий объем цилиндра , м³

(1.60)

где D - диаметр цилиндра, м;

S - ход поршня, м.

Если известны степень сжатия двигателя е и объем камеры сгорании Vс, то рабочий объем цилиндра Vh, м³

(1.61)

где е - степень сжатия, которая равна отношению полного объема цилиндра Vа к объему камеры сгорания Vс, т. е.



Эффективная мощность двигателя и среднее эффективное давление

Эффективной мощностью Ne называют мощность, снимаемую с коленчатого вала двигателя для получения полезной работы. Эффективная мощность меньше индикаторной мощности Ni на величину мощности Nм механических потерь, т. е.

(1.62)

Механические потери в двигателе оцениваются механическим КПД, который представляет собой отношение эффективной мощности, к индикаторной

(1.63)

Для современных двигателей механический КПД составляет 0,72…0,9. Зная величину механического КПД, можно определить эффективную мощность

. (1.64)

Эффективная мощность двигателя Nе, кВт, аналогично индикаторной мощности может быть выражена через среднее эффективное давление

(1.65)



Среднее эффективное давление Ре, Па равно разности между средним индикаторным давлением Рi и средним давлением Рм механических потерь

(1.66)

Зная величину механического КПД, можно определить среднее эффективное давление, Па

(1.67)

Среднее эффективное давление при максимальной мощности у четырехтактных карбюраторных двигателей составляет 6,5?105 … 9,5?105 Па, у четырехтактных дизелей - 6?105 … 8?105 Па, у двухтактных дизелей - 4?105 … 7,5?105Па.

Литровая мощность двигателя

Литровой мощностью двигателя Nл, кВт/м3, называют отношение эффективной мощности Nе к литражу двигателя iVh

. (1.68)

Индикаторный КПД и удельный индикаторный расход топлива

Экономичность действительного рабочего цикла двигателя оценивается индикаторным КПД зi и удельным индикаторным расходом топлива bi. Индикаторный КПД зi оценивает степень использования теплоты в действительном цикле с учетом всех тепловых потерь и представляет собой отношение теплоты, эквивалентной полезной индикаторной работе, ко всей затраченной теплоте.



(1.69)

где Ni - индикаторная мощность, кВт;

В - расход топлива, кг/с;

- низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг.

Удельный индикаторный расход топлива bi, кг/(кВт?ч), представляет собой отношение расхода топлива В к индикаторной мощности Ni

(1.70)

Значения зi и bi для двигателей при их работе на номинальном режиме приведены в таблице 1.1.

Эффективный КПД и удельный эффективный расход топлива

Экономичность работы двигателя в целом оценивается эффективным КПД зe и удельным эффективным расходом топлива be. Эффективный КПД зe оценивает степень использования теплоты топлива с учетом всех видов потерь (как тепловых, так и механических) и представляет собой отношение теплоты, эквивалентной полезной эффективное работе, ко всей затраченной теплоте

(1.71)

Если известны индикаторный КПД и механический КПД, тогда

(1.71)



Удельный эффективный расход топлива be, кг/(кВт?ч), представляет собой отношение расхода топлива В к эффективной мощности Nе

(1.72)

Значения зe и bе для двигателей при их работе на номинальном режиме приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 Значения КПД и расхода топлива для различных двигателей

Тип двигателя	Индикаторный КПД	Эффективный КПД	Удельный индикаторный расход топлива, г/(кВт?ч)	Удельный эффективный расход топлива, г/(кВт?ч)
Карбюраторные	0,26 - 0,38	0,25 - 0,32	230 - 300	280 - 325
Дизели	0,43 - 0,52	0,35 - 0,45	160 - 200	190 - 240

Масса воздуха, проходящего через двигатель

Масса воздуха, проходящего через двигатель тв, кг/с

(1.73)

где Vh - рабочий объем цилиндра, м³;

зv - коэффициент наполнения цилиндров;

n - частота вращения коленчатого вала в секунду, об/с;

i - число цилиндров, шт;

св - плотность воздуха, кг/м3;

ф - тактность двигателя.



3.2 Тепловой баланс двигателя

Распределение тепла, полученного при сгорании вводимого в цилиндр топлива, называют тепловым балансом, который обычно определяется экспериментальным путём.

Уравнение теплового баланса имеет вид

, кВт (1.74)

где Q - тепло топлива, введённого в двигатель;

Qe - тепло, превращённое в полезную работу;

Qохл - тепло, потерянное с охлаждающей водой;

Qг - тепло, потерянное с отработавшими газами;

Qн.с. - тепло, теряемое вследствие неполного сгорания топлива;

Qост - остаточный член баланса, который равен сумме всех неучтённых потерь.

Тепловой баланс можно составить в процентах от всего количества введённого тепла, тогда уравнение баланса примет вид

100=qe+qохл+qг+qн.с+qост, (1.74)

где и т.д.

Количество располагаемого тепла в течении секунды Q, кВт

(1.75)

где B - расход топлива, кг/с;

- низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг.

Тепло, превращённое в полезную работу , кВт

(1.76)

где Ne - эффективная мощность двигателя, кВт.

Тепло, потерянное с охлаждающей водой , кВт

(1.77)

где Gв - количество воды, проходящей через систему, кг/с;

св - теплоёмкость воды, кДж/(кг?К);

св=4,19 кДж/(кг?К);

t2 и t1 - температура воды при входе в систему и при выходе из неё, єС

Тепло, потерянное с отработавшими газами , кВт

(1.78)

где B - расход топлива, кг/c;

Vг и Vв - расходы газов и воздуха, м3/кг;

срг и срв - средние объёмные теплоёмкости газов и воздуха при постоянном давлении, кДж/(м³?К);

tг и tв - температура, отработавших газов и воздуха, єС.

Тепло, теряемое вследствие неполного сгорания топлива определяется опытным путём

Остаточный член теплового баланса , кВт

(1.79)



Пример 1.8

Определить эффективную мощность и удельный эффективный расход топлива восьмицилиндрового четырёхтактного дизельного двигателя двигателя, если среднее индикаторное давление Рi=7,5•105 Па, степень сжатия е=16,5, объём камеры сгорания Vc=12•10-5 м3, угловая скорость вращения коленчатого вала щ=220 рад/с, механический КПД зм=0,8 и расход топлива В=1,02•10-2 кг/с.

Решение

Среднее эффективное давление определение по формуле

Рабочий объём цилиндра - по формуле

Частота вращения коленчатого вала в секунду

Эффективную мощность двигателя определяем по формуле

Удельный эффективный расход топлива



тепловой турбина газ паровой

Пример 1.9

Восьмицилиндровый четырехтактный дизельный двигатель работает на топливе с низшей теплотой сгорания =42500 кДж/кг при диаметре цилиндра D=0,15 м, ходе поршня S=0,1 м, угловой скорости вращения коленчатого вала щ=378 рад/с, расходом топлива В=15,8·10-3 кг/с и механическим коэффициентом полезного действия зм=0,8. Индицированием двигателя получена индикаторная диаграмма полезной площадью F=2,1·10-3 м2, длиной l=0,26 м при масштабе давления m=1·108 Па/м. Расход охлаждающей воды через двигатель Gв=2,1 кг/с при разности температур воды Дt=10°С, количество газов, полученных при сгорании 1 кг топлива Vг=16,6 м3/кг, количество воздуха для сгорания 1 кг топлива Vв=15 м3/кг, температура отработавших газов tг=550С, средняя объемная теплоемкость газов и воздуха соответственно =1,45 кДж/(м3·К), =1,3 кДж/(м3·К), температура воздуха tв=18°С. Количество тепла вследствие неполного сгорания топлива Qн.с.=82 кВт.

Найти литровую мощность двигателя; удельный индикаторный расход топлива; эффективный коэффициент полезного действия двигателя; составляющие теплового баланса двигателя в процентах.

Решение

При наличии индикаторной диаграммы, снятой с двигателя, среднее индикаторное давление определяем по формуле

Па.



Находим рабочий объём цилиндра

.

Частота вращения коленчатого вала в секунду

об/с.

Индикаторная мощность двигателя Ni, кВт определяется по формуле

где ф=4 - тактность четырехтактного двигателя для данной формулы.

Эффективная мощность двигателя

Литровая мощность двигателя

2. Удельный индикаторный расход топлива



3. Эффективный коэффициент полезного действия

4. Количество располагаемого тепла в течении секунды

Тепло, превращенное в полезную работу

Тепло, превращенное в полезную работу

Тепло, потерянное с охлаждающей водой

кВт,

где св - теплоёмкость воды, кДж/(кг?К); св=4,19 кДж/(кг?К).

Или в процентах



Тепло, потерянное с отработавшими газами

Или в процентах

Тепло, теряемое вследствие неполного сгорания топлива, определяется опытным путём, принимаем по условию задачи Qн.с.=82 кВт.

Тепло, теряемое вследствие неполного сгорания топлива, в процентах

Неучтенные потери

Неучтенные потери в процентах

Для проверки точности вычислений составим сумму



Литература

1. Теплотехника // под ред. И.Н. Сушкина. - М.: Металлургия, 1981. - 479 с.

2. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции / В.Я. Рыжкин. - М.: Энергоатомиздат, 1987. - 327 с.

3. Шаров Ю.И. Оборудование тепловых электростанций - проблемы и перспективы / Ю.И. Шаров. - Новосибирск: НГТУ. - 2002, - 122 с.

4. Шаров Ю.И. Конкуренция технологий производства электроэнергии / Ю.И. Шаров // Энергосистемы, электростанции и их агрегаты. - Новосибирск: НГТУ, 2006. - Вып.10. - С. 119-137.

5. Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины / А.Д. Трухний. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 640 с.

6. Андрианова Т.Н. Сборник задач по технической термодинамике / Т.Н. Андрианова. - М.: Энергоиздат, 1981. - 240 с.

7. Шаров Ю.И. Газовые смеси и теплоемкости. Методические указания / Ю.И. Шаров. - Новосибирск: НГТУ, 1999. - 15 с.

8. Шаров Ю.И. Техническая термодинамика и основы теплопередачи. Сборник лабораторных работ / Ю.И. Шаров, П.А. Щинников. - Новосибирск: НГТУ, 2002. - 52 с.

9. Шаров Ю.И. Теплотехника. Испытания холодильной установки ИФ-56 / Ю.И. Шаров, Ю.В. Овчинников. - Новосибирск: НГТУ. - 2001, - 14 с.

10. Шаров Ю.И. Техническая термодинамика. Исследование термодинамических процессов поршневого компрессора / Ю.И. Шаров, И.В. Бородихин. - Новосибирск: НГТУ. - 2003, - 14 с.

11. Нащокин В.В. Техническая термодинамика и теплопередача / В.В. Нащокин. - М.: Высшая школа, - 1980. - 559 с.

12. Шаров Ю.И. Теплопередача. Часть 1 / В.С. Чередниченко, А.И. Алеферов, Ю.И. Шаров и др. - Новосибирск: НГТУ. - 2007, - 231 с.

Размещено на Allbest.ru