DVS_TRP
.pdf= 27,704 + 27,898 − 27,704 9 = 27,721 кДж/(кмоль °C). 100
t z2 = 71159 /(8,656 +1,041 27,721) = 1897 oC .
Сходимость (1909 - 1897)/1897 = 0,006 > 0,002.
Третье приближение
(µcv )1897 = 27,497 + 27,704 − 27,497 97 = 27,700 кДж/(кмоль °C). 100
t z3 = 71159 /(8,656 +1,041 27,700) = 1898 oC .
Сходимость (1898 - 1897)/1897 = 0,0005 < 0,002.
Принимаем tz = 1898 °C; Tz = 1898 + 273 = 2171 К.
Степень предварительного расширения
ρ = |
µ раб.см Tz |
= |
1,041 2171 |
= 1,286 |
[ρ ]=1,2...1,7. |
||
λT |
|
1,875 937 |
|
||||
|
c |
|
|
|
|
|
|
Полученные показатели сравнить с их значениями в табл. 2.14.
Г) Количество продуктов сгорания природного газа при α = 1,05
M 2 = M CO 2 + M H 2O + M O 2 + M N 2 .
Количество диоксида углерода
M CO 2 = ∑ n(CnHmOr ) = 1(CH4) + 2(C2H6) + 3(C3H8) + 4(C4H10) + 6(C6H6) = 0,9 + 2·0,0296 + 3·0,0017 + 4·0,0055 + 6·0,0042 =
= 1,0115 кмоль.
Количество водяного пара
M H |
|
O = ∑ |
m |
(Cn H mOr ) = |
4 |
0,9 + |
6 |
0,0296 + |
8 |
0,0017 + |
10 |
0,0055 + |
2 |
|
|
|
|
|
|||||||
|
2 |
2 |
2 |
2 |
2 |
|
+6 0,0042 = 1,9357 кмоль.
2
Количество оставшегося кислорода
M O 2 = 0,208 (α−1) L0 = 0,208 (1,05 −1) 9,5296 = 0,0991 кмоль.
Количество азота
51
M N 2 = 0,792 α L0 + N'2 .
Содержание азота в топливе N'2 = 0,0515 кмоль (см. табл. 2.2).
M N 2 = 0,792 1,05 9,5296 + 0,0515 = 7,9763 кмоль.
Общее количество продуктов сгорания
M 2 =1,0115 + 1,9357 + 0,0991 + 7,9763 = 11,0226 кмоль.
Объемные доли компонентов в продуктах сгорания природного газа rCO 2 = M CO 2 M 2 = 1,0115 /11,0226 = 0,09177 ;
rH 2 O = 1,9357 /11,0226 = 0,17561; rO 2 = 0,0991/11,0226 = 0,00899 ; rN 2 = 7,9763 /11,0226 = 0,72363.
Проверка ∑ r1 = 0,09177 + 0,17561 + 0,00899 + 0,72363 = 1,0 .
Коэффициенты молекулярного изменения:
–горючей смеси
µ 0 = M 2 M1 = 11,0226 /10,006 = 1,1016 ;
–рабочей смеси
µ раб.см = |
µ 0 |
+ γr |
= |
1,1016 + 0,069 |
= 1,0950 . |
|||
1 |
+ γr |
|
1 + 0,069 |
|||||
|
|
|
Температуру продуктов сгорания Тz в конце сгорания определяем по уравнению баланса энергии (3):
22,4 ξz |
(Hu − ∆ Hu) |
+ |
[(µcv ) tc + γr (µcv" ) tc ]tc |
= µ раб.см(µcv" ) t z t z . |
|
M1 |
(1 + γr ) |
|
|
||
|
1 + γr |
По табл. 2.14 коэффициент использования теплоты принимаем
ξ z = 0,80. Низшая теплота сгорания природного газа Hu = 35000 кДж/м3
(см. табл. 2.12). Так как α = 1,05, то ∆Hu = 0.
52
При определении теплоемкости горючей смеси теплоемкости воздуха и газообразного топлива принимаются одинаковыми.
Теплоемкость горючей смеси в конце сжатия при температуре
t |
c |
= T − 273 = 721 − 273 = 448 oC |
определяется |
интерполированием |
|
c |
|
|
(прил. 4):
(µcv )448 = (µcv )400 + (µcv )500 − (µcv )400 (448 − 400) =
500 − 400
= 21,475 + 21,781− 21,475 48 = 21,622 кДж/(кмоль °C). 100
Теплоемкость остаточных газов определяется для смеси компонентов, входящих в продукты сгорания:
(µcv" ) tc = rCO 2 (µcv" CO 2 ) tc + rH 2 O (µcv" H 2O ) tc +
+ rO 2 (µcv" O 2 ) tc + rN 2 (µcv" N 2 ) tc .
Теплоемкость компонентов продуктов сгорания при tc = 448°C определяем интерполированием (прил. 4):
(µcv CO |
)448 |
= 34,936 + |
36,259 − 34,936 |
|
48 = 35,571 кДж/(кмоль °C); |
|||||||
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
2 |
100 |
|
|
|
|
||||
(µcv H |
|
O )448 |
= 26,776 + |
27,316 − 26,776 |
48 = 27,035 кДж/(кмоль °C); |
|||||||
2 |
|
|
|
|||||||||
|
|
|
100 |
|
|
|
|
|||||
(µcv O |
|
|
)448 = 22,564 + |
|
23,020 − 22,564 |
48 = 22,783 кДж/(кмоль °C); |
||||||
2 |
|
|
|
|||||||||
|
|
|
100 |
|
|
|
|
|||||
(µcv N |
|
|
)448 = 21,186 + |
21,450 − 21,186 |
48 = 21,313 кДж/(кмоль °C). |
|||||||
2 |
|
|
||||||||||
|
|
|
100 |
|
|
|
|
Теплоемкость остаточных газов
(µcv" ) 448= 0,09177·35,571 + 0,17561·27,035 + 0,00899·22,783 + + 0,72363·21,313 = 23,640 кДж/(кмоль °С).
Вычисляем значение левой части уравнения баланса энергии
53
C = 22,4 0,80 35000 + (21,622 + 0,069 23,640) 48 = 68381,5 . |
|
10,006 (1 + 0,069) |
1 + 0,069 |
Преобразуем правую часть уравнения используя формулы для вычисления теплоемкостей компонентов, входящих в продукты сгорания, при
tz = (1501…2800) °С (см. табл. 2.13):
– |
диоксид углерода |
cv CO 2 = 39,123 + 0,003349 t z ; |
|
– |
водяной пар |
cv H 2O = 26,670 + 0,004438 t z ; |
|
– |
кислород |
cv O 2 |
= 23,723 + 0,00155 t z ; |
– |
азот |
cv N 2 |
= 21,951 + 0,001457 t z . |
µ раб.см(µcv" ) t z t z = 1,0950[0,09177(39,123 + 0,003349 tz) +
+0,17561(26,67 +0,004438 tz) + 0,00899(23,723 + 0,00155 tz) +
+0,72363(21,951 + 0,001457 tz)] tz = 26,76868 tz + 0,0023597 t z2 ;
тогда
0,0023597 t z2 + 26,6868 t z − 68381,5 = 0 . |
|
||
t z = |
− 26,6868 + |
26,68682 + 4 0,0023597 68381,5 |
= 2153 oC ; |
|
2 0,0023597 |
||
|
|
|
Tz = t z + 273 = 2153 + 273 = 2426 K .
Расчетное давление в конце сгорания (максимальное давление рабочего тела в цикле)
p |
zp |
= µ |
раб.см |
p |
|
Tz |
= 1,0950 1,3814 |
2426 |
= 5,0897 МПа. |
c T |
|
||||||||
|
|
|
721 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
c |
|
|
|
Действительное максимальное давление в конце сгорания pz = 0,85 pzp = 0,85 5,0897 = 4,3262 МПа.
Степень повышения давления при сгорании
λ = pzp pc = 5,0897 /1,3814 = 3,68 .
Полученные показатели сравнить с их значениями в табл. 2.14.
54
2.7. ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ
В процессе расширения совершается основная часть положительной работы цикла. Протекание его зависит от продолжительности и характера догорания топлива, интенсивности отвода теплоты в стенки цилиндрового объема, утечек газа через неплотности, изменения теплоемкости рабочего тела, момента открытия выпускного клапана и многих других факторов. Изменение давления газа в цилиндре происходит по сложному закону. С определенной степенью условности его можно описать уравнением политропы с переменным показателем n2.
Расчет процесса расширения в разомкнутом термодинамическом цикле принято выполнять с постоянным средним за процесс показателем политропы расширения n2. Тогда давление и температура газа в конце расширения определяются по формулам:
–бензиновые и газовые двигатели
p |
b |
= p |
zр |
εn2 ; |
T = T |
z |
εn2 −1 |
; |
||
|
|
|
b |
|
|
|
||||
– дизели |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
p = p |
z |
δ n2 ; |
T = T |
z |
|
δn2 −1 , |
||||
|
b |
|
|
|
b |
|
|
|
где δ = ερ – степень последующего расширения.
После вычисления Тb рекомендуется уточнить правильность принятия pr и Tr при расчете коэффициента остаточных газов γ r. Расчетное значение Тrр определяется по формуле
T |
= T |
3 p |
r |
p |
b |
. Если |
|
Trр − Тr |
|
||
|
|
> 0,10 , |
|||||||||
|
|||||||||||
rр |
b |
|
|
|
|
Tr |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
то необходимо скорректировать значения ξ вып, pr, Тr и повторить последующий расчет.
Выбор среднего значения политропы расширения осуществляется различными методами.
Его можно принять на основании опытных данных (табл. 2.15). Необходимое значение n2 из указанного в таблице диапазона выбирается с учетом установленных опытами зависимостей. Показатель n2 увеличивается:
–при уменьшении средней температуры процесса (Tz + Tb )2 ;
–увеличении коэффициента избытка воздуха;
–повышении утечек газа;
55
–меньших частотах вращения коленчатого вала;
–бó льших значениях отношения поверхности охлаждения к массе рабочего тела F/M2;
–отсутствии наддува;
–росте скорости сгорания;
–увеличении интенсивности охлаждения.
Кроме того, показатель n2 зависит от коэффициента ξ z. Меньшим значениям ξ z соответствуют меньшие значения n2. В двигателях с наддувом с увеличением степени повышения давления в нагнетателе π к продолжительность догорания топлива возрастает и n2 уменьшается.
|
Показатели процесса расширения |
Таблица 2.15 |
|
|
|
||
|
|
|
|
Тип двигателя |
n2 |
pb, МПа |
Тb, К |
Бензиновый |
1,20…1,30 |
0,35…0,60 |
1200…1700 |
Дизель |
1,15…1,30 |
0,20…0,60 |
1000…1300 |
Газовый |
1,25…1,35 |
0,20…0,55 |
1100…1500 |
Количество теплоты, выделившейся в процесс расширения
Qzb = (ξ b − ξ z )(Hu g т.ц),
где ξ b – коэффициент использования теплоты в точке ” b”, имеющий значе-
ние выше, чем |
ξ z , вследствие догорания |
топлива в такте расширения |
(ξ b = 0,82…0,87, |
а с наддувом до 0,92 ); gт.ц – |
цикловая подача топлива. |
Другой метод предполагает, что согласно опытным данным значение показателя политропы расширения n2 незначительно отличается от показателя адиабаты k2. Для определения k2 в зависимости от температуры Тz, степени сжатия ε (или степени последующего расширения δ ) и коэффициента избытка воздуха α приведены соответствующие номограммы (прил. 8 и 9). Порядок нахождения показателя следующий: от заданного значения ε (или δ ) поднимаются вверх до кривой Тz, затем по горизонтали смещаются до ординаты α = 1; от этой точки перемещаются параллельно вспомогательной кривой до ординаты заданного значения α и затем по горизонтали на шкалу значений k2.
Для перехода к значению n2 вводят поправку ∆ n2:
56
– |
двигатели с воспламенением от искры ∆ n2 = σ n10-5; σ = 0,05…0,2; |
– |
дизели ∆ n2 = σ n10-4; σ = 0,1…0,3, |
где n – |
частота вращения двигателя, мин-1. |
Тогда n2 = k2 − ∆ n2 . Полученное значение n2 сверяют с табл. 2.15.
15. Расчет параметров процесса расширения Б) Давление и температура газа в конце расширения
p |
b |
= p |
zр |
εn2 ; T = T |
z |
εn2 −1 . |
|
|
b |
|
Средний показатель политропы расширения n2 принимаем по значению показателя адиабаты k2 с учетом поправки
n2 = k2 − ∆ n2 .
Показатель адиабаты расширения k2 находим по номограмме
(прил. 8). Для ε = 8,8; α = 0,96 и Тz=2731 К показатель k2=1,254. n2 = k2 − σ n 10−5 = 1,254 − 0,15 4000 10−5 = 1,248 ;
pb = 6,53498,81,248 = 0,430 МПа; Tb = 27318,81,248−1 = 1593 К.
Проверяем правильность принятия рr=0,1160 МПа и Тr=1000 К при расчете γ r.
T |
= Т |
b |
3 |
p |
r |
p |
b |
|
= 1593 3 0,1160 0,4330 = 1027 К; |
|||||||
rр |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
Trр |
− Тr |
|
= |
|
1027 −1000 |
|
= 0,027 |
< 0,10 . |
||||||
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
Tr |
|
|
|
|
1000 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Параметры pr и Tr приняты правильно.
Д) Давление и температура рабочего тела в конце расширения
pb = pz δn2 ; Tb = Tz δn2 −1 .
Степень последующего расширения
δ = ε/ρ = 16,5 /1,286 = 12,83 .
Показатель политропы расширения n2 определяем по значению показателя адиабаты k2 с учетом поправки
n2 = k2 − ∆ n2 .
Для нахождения значения показателя адиабаты расширения используем номограмму (прил. 9). При δ =12,83; α =1,5 и Tz=2171 K показатель k2=1,278. Поправка ∆ n2 = σ n 10-4 = 0,195 4000 10-4=0,078;
57
|
|
|
|
|
n2 = 1,278 − 0,078 = 1,200 ; |
|||||||||||||
|
|
|
pb = 8,0 12,831,200 = 0,3743 МПа; |
|||||||||||||||
|
|
|
|
T |
= 2171 12,831,200−1 = 1303 К. |
|||||||||||||
|
|
|
|
b |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Проверяем правильность принятия рr= 0,1110 МПа и Tr=800 К при |
||||||||||||||||||
расчете γ r. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
T |
= Т |
b |
3 |
p |
r |
p |
b |
= 1303 3 0,1110 0,3743 = 869 К; |
||||||||||
rр |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
Trр |
− Тr |
|
|
|
= |
|
|
|
869 − 800 |
|
|
= 0,086 > 0,10 . |
||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
Tr |
|
|
|
|
|
|
|
800 |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Параметры pr и Tr приняты правильно.
Г) Давление и температура продуктов сгорания в конце расшире-
ния
p |
b |
= p |
z |
εn2 ; T = T |
z |
εn2 −1 . |
|
|
b |
|
Средний показатель политропы расширения продуктов сгорания n2 принимаем по опытным данным (см. табл. 2.15) с учетом полного (α > 1) сгорания топлива n2=1,28.
pb = 5,089781,28 = 0,3554 МПа; Tb = 242681,28−1 = 1355 К.
Проверяем правильность принятия pr=0,1050 МПа и Тr=850 K при расчете коэффициента γ r.
T |
= Т |
b |
3 |
p |
r |
p |
b |
= 1355 3 0,1050 0,3554 = 902 К; |
|||||||||
rр |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
Trр − Тr |
|
= |
|
|
902 − 850 |
|
= 0,061 |
< 0,10 . |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
Tr |
|
|
|
|
|
|
850 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Параметры pr и Тr приняты правильно.
2.8. ИНДИКАТОРНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ ЦИКЛА
Графики изменения давления газов в цилиндре двигателя в течение процессов впуска, сжатия, сгорания, расширения и выпуска, полученные экспериментально, носят название индикаторных диаграмм. Такое же название принято и для диаграмм, построенных на основании расчетов необратимых теоретических циклов. Соответственно и показатели цикла, характеризующие качество преобразования тепловой энергии, выделившейся
58
при сгорании топлива в цилиндре, |
в механическую работу, называют ин- |
|||
дикаторными. К ним относятся: |
|
|
|
|
– |
удельная работа цикла (или среднее индикаторное давление) |
|||
|
pi = Li Vh ; |
|
|
|
– |
индикаторный КПД ηi = Li |
Q1 ; |
||
– |
индикаторная мощность Ni = |
pi Vh n |
; |
|
|
||||
|
|
|
30τд |
–удельный индикаторный расход топлива gi = Gт Ni ,
где Li – индикаторная работа цикла, т.е. часть тепловой энергии, превращенной в механическую работу по перемещению поршня в цилиндре; Q1 – количество теплоты, выделившейся при сгорании топлива; n – частота
вращения вала двигателя, |
мин-1 (n/2 – частота циклов в минуту); |
τ д – тактность двигателя; Gт – |
часовой расход топлива. |
Среднее расчетное индикаторное давление вычисляется по уравнени-
ям:
–бензиновые и газовые двигатели
|
|
|
|
p |
a |
εn1 |
|
λ |
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|||
|
|
= |
|
|
|
|
|
|
− |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
piр |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
n |
|
−1 |
− |
|
|
|
|
− |
|
n −1 |
|
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
1 |
|
ε |
2 |
|
|
− |
|
|
1 |
|
; |
|
||||||||||||||||||
|
|
|
|
ε−1 n2 −1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
n1 |
1 |
|
ε |
1 |
|
|
|
|
|||||||||||||||
– дизели |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
p |
a |
εn1 |
|
|
|
|
|
λρ |
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
1 |
|
||||||
piр = |
|
|
|
|
λ(ρ−1)+ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
− |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
n |
|
|
−1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
n −1 |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 − |
2 |
|
|
|
|
|
|
1 − |
. |
||||||||||||||||||
|
ε−1 |
|
|
n2 −1 |
|
|
|
δ |
|
|
|
|
|
|
n1 −1 |
|
ε |
1 |
|
Действительная удельная индикаторная работа в цилиндре меньше, чем рассчитанная по термодинамическим уравнениям. Отношение работы, определенной по индикаторной диаграмме цикла реального двигателя, к рассчитанной для необратимого термодинамического цикла называется
коэффициентом полноты
диаграммы ϕ п (табл. 2.16). |
Коэффициент полноты диаграммы |
|||
Тогда |
действительное |
|
|
|
Тип двигателя |
Коэффициент ϕ п |
|||
среднее индикаторное давле- |
||||
ние pi = ϕ |
п piр. |
Бензиновый и газовый |
0,94…0,97 |
|
Дизель |
0,92…0,95 |
|||
|
|
При расчете цикла индикаторные показатели определяются по нижеприведенным формулам.
Индикаторные КПД:
59
– бензиновые двигатели и дизели
= pi Rµ M1Tк ηi pкηv Hu ;
–газовые двигатели
= pi Rµ M1Tк
ηi 22,4 pкηv Hu ,
где pi, МПа; pк, МПа; R = 8,315 кДж/(кмоль К); Тк, К; Hu, кДж/кг; 22,4 м3/кмоль.
Удельный индикаторный расход:
–жидкого топлива
= 3600 gi Hu ηi ,
где Hu, МДж/кг; gi, г/(кВт ч);
–газообразного топлива
= 3600 vi Hu ηi ,
где vi, м3/(кВт ч), Hu, кДж/м3.
Так как низшие теплоты сгорания различных газообразных топлив значительно различаются, что затрудняет сравнение экономичности двигателей по расходу ν i, в практике широко используется параметр удельный расход теплоты qi, кДж/(кВт ч):
|
|
|
qi = νi Hu . |
||
Индикаторная мощность определяется после вычисления рабочего |
|||||
объема цилиндра (см. подраздел 2.10.) по формуле |
|||||
Ni = |
piVh n |
, |
а для двигателя Ni = |
pi i Vh n |
, |
|
|
||||
|
30 τд |
|
30 τд |
где n – частота вращения коленчатого вала, мин-1; i – количество цилиндров; τ д – тактность двигателя; pi – среднее индикаторное давление, МПа; Vh – рабочий объем цилиндра, дм3.
16. Определение индикаторных показателей цикла Б) Расчетное среднее индикаторное давление
60