Индикаторная диаграмма двигателя представляет собой рабочий цикл, а площадь, ограниченная ею (в определенном масштабе),− индикаторную работу цикла.
На рис. 6 показаны индикаторные диаграммы рабочего цикла двигателей. В четырехтактных двигателях площадь диаграммы, определяющая работу за цикл (рис. 16, а), состоит из площади, соответствующей положительной индикаторной работе, полученной за такты сжатия и расширения, и площади, соответствующей работе газов при осуществлении тактов выпуска и впуска.
Рисунок 6 Индикаторные диаграммы рабочего цикла:
а — четырехтактного двигателя, б — двухтактного двигателя; в — выпуска и
впуска четырехтактного двигателя; г — выпуска и впуска комбинированного четырехтактного двигателя
В поршневых двигателях на очистку и наполнение затрачивается работа, которая будет отрицательной (рис. 6, б). В комбинированных двигателях эта работа может быть как отрицательной, так и положительной (рис. 6, г). Работу газов в период газообмена обычно относят к механическим потерям в двигателе.
В двухтактных двигателях вся площадь индикаторной диаграммы определяет полезную индикаторную работу (рис. 6, б). Чем больше индикаторная работа Li, тем лучше использование рабочего объема Vh цилиндра двигателя.
Если принять, что на поршень действует некоторое условное постоянное давление рi, совершающее в течение одного хода поршня работу, равную работе Li, газов за цикл, то
Li = piVh
Это условное давление pi принято называть средним индикаторным давлением. Среднее индикаторное давление численно равно высоте прямоугольника с основанием, равным рабочему объему Vh, и площадью, равной площади индикаторной диаграммы.
Зная среднее индикаторное давление pt (МПа), рабочий объем цилиндра Vh (л), число цилиндров i и частоту вращения п (об/мин) коленчатого вала, можно определить индикаторную мощность (кВт) двигателя
где τ − тактность двигателя, для четырехтактных двигателей τ = 4, для двухтактных двигателей τ = 2.
Произведение iVh представляет собой рабочий объем двигателя.
С увеличением pi и п возрастают индикаторная мощность и степень использования рабочего объема цилиндра. Давление pi можно повысить, улучшив наполнение цилиндра путем увеличения давления рк. Увеличение частоты вращения п ограничено ростом износа основных деталей и различными потерями. Поэтому частоту вращения выбирают главным образом в зависимости от размеров и назначения двигателя. Двигатели, которые должны обладать большим Сроком службы, при условии, что их размеры и масса не имеют большого значения, как, например, двигатели, устанавливаемые на электростанциях и крупных судах, выполняют с малой частотой вращения вала. Транспортные двигатели − железнодорожные, тракторные и особенно авиационные и автомобильные − для обеспечения малой массы и компактности конструкции делают быстроходными.
12
studfiles.net
Среднее индикаторное давление 
, МПа, - это значение условного постоянного давления в цилиндре двигателя, при котором работа, произведённая рабочим телом за один такт, равнялась бы индикаторной работе цикла.
Площадь не скруглённой индикаторной диаграммы в определённом масштабе выражает теоретическую расчётную работу газов за один цикл двигателя. Эта работа, отнесённая к ходу поршня, - теоретическое среднее индикаторное давление 
, МПа.
На основании зависимостей термодинамики, из выше сказанного, следует:
(1.58)
где - среднее индикаторное давление не скруглённой
диаграммы, МПа;
- индикаторная работа, Дж;
- работа изобарного и политропного расширения, Дж;
- работа политропного сжатия, Дж;
Выполнив подстановки и преобразования, получим:
• для карбюраторного двигателя:
(1.59)
• для дизельного двигателя:
(1.60)
1.9.2 Действительное среднее индикаторное давление.
Площадь скруглённой индикаторной диаграммы в определённом масштабе выражает действительную работу газов за один цикл двигателя Pi, МПа. Среднее индикаторное давление Pi действительного цикла меньше среднего индикаторного давления расчётного цикла. При этом уменьшение среднего индикаторного давления оценивается коэффициентом полноты диаграммы 
.
С учётом сказанного, действительное среднее индикаторное давление для четырехтактных двигателей определяется по формуле:
где v - коэффициент полноты индикаторной диаграммы. Его принимают равным [2]:
• для карбюраторных двигателей - от 0,94 до 0,97;
• дня дизельных двигателей - от 0,92 до 0,95;
«для двухтактных двигателей с петлевой продувкой - /,
• для двухтактных двигателей с клапанно-щелевой продувкой - от 0,92 до 0,97.
В двухтактных двигателях , определённое по не скруглённой диаграмме для полезной части хода поршня ,т. е.:
(1.62)
где 
- часть хода поршня, соответствующая продувке и характеризующая долю потерянного объёма, ( принимают равной от 0,12 до 0,25).
При работе двигателя на номинальном режиме значение 
, MПa, для современных автотракторных двигателей, находится в следующих пределах [2].
• для четырехтактных двигателей с искровым зажиганием без наддува, работающих на бензине (карбюраторные, с впрыском легкого топлива, форкамерно-факельные) - от 0,8 до 1,2;
• для четырёхтактных газовых двигателей с искровым зажиганием - от 0,5 до 0,7;
• для четырёхтактных дизелей без наддува - от 0,75 до 1,05;
•для автотракторных дизелей с низким и средним наддувом значения находятся в пределах от 1,2 до 1,5 МПа.
• для четырехтактных дизелей с высоким наддувом и промежуточным охлаждением воздуха после компрессора - до 2.2;
• для двухтактных карбюраторных двигателей с кривошипно-камерной продувкой - от 0,25 до 0,45;
• для двухтактных дизелей без наддува - от0,35 до 1,2;
Рабочий объём одного цилиндра
Рабочий объём одного цилиндра , л, определяется по формуле:
(1.63)
где D - диаметр цилиндра, дм;
S - ход поршня, дм.
Индикаторная мощность
Работа, совершаемая газами внутри цилиндров в единицу времени, или мощность, соответствующая индикаторной работе цикла, называется индикаторной мощностью Ni, кВт.
(1.64)
где 
- число цилиндров;
п - частота вращения коленчатого вала двигателя, мин 
;
- тактность двигателя.
Индикаторная мощность 
зависит от четырёх параметров, поэтому для её повышения принципиально можно использовать увеличение любого из них. Преимущественно, при форсировании двигателей используют два параметра: Pi и п. Увеличение среднего индикаторного давления Pi достигается применением наддува, а повышение частоты вращения п -увеличением коэффициента наполнения, уменьшением механических потерь в дизеле и улучшением процессов смесеобразования и сгорания при высокой частоте вращения.
Увеличение рабочего объёма и количества цилиндров
приводит к увеличению размеров двигателя и повышению металлоёмкости, что ухудшает массовые и габаритные показатели двигателя. Однако при необходимости получения большой мощности в одном агрегате и невозможности дальнейшего повышения Pi и п в данном двигателе, необходимо создавать двигатель с большим рабочим объёмом.
Индикаторный коэффициент полезного действия (КПД)
Индикаторный КПД 
, представляет собой отношение
количества теплоты, эквивалентного индикаторной работе 
действительного цикла, ко всему количеству затраченной теплота или к теплотворности 
топлива: 
(1.65)
Для расчёта 
удобнее использовать формулу:
(1.66)
где -низшая удельная теплота сгорания топлива, МДж/кг.
Для современных автотракторных двигателей на номинальном режиме работы значение индикаторного КПД составляет [2]:
• для карбюраторных двигателей - от 0,28 до 0,38;
• для дизельных двигателей - от 0,42 до 0,52;
• для газовых двигателей - от 0,26 до 0,34.
Читайте также:
lektsia.com
Pi = Wрез/(Va – Vc) = Wрез/Vh = 1818.9/(0.0029 – 0.00022308)
Pi = 679475Па = 0.679475МПа
В соответствии с зависимостью 5.6 для четырёхтактного двигателя получим значение его индикаторной мощности
Ni = i*Wрез*(N/60/2)/1000 = 4*1818.9*(2000/120)/1000Вт
Ni = 121.3 кВт
По аппроксимирующей зависимости 4.23 определим среднюю мольную теплоёмкость воздуха при постоянном объёме для двух диапазонов температур: 0°С –Ta и 0°С – Tc, (Ta и Tc – начальная и конечная температуры рабочего тела в процессе сжатия).
MCv(Ta) = 20.0262 + 0.0020291*Ta = 20.0262 + 0.0020291*310,
MCv(Ta) = 20.6552 Дж/(моль*К)
и
MCv(Tс) = 20.0262 + 0.0020291*Tс = 20.0262 + 0.0020291*760.75
MCv(Tc) = 21.5698 Дж/(моль*К).
Определим среднюю мольную теплоёмкость при постоянном объёме в процессе сжатия рабочего тела
MCvm(Ta - Tc) = (MCv(Tc)* Tc -MCv(Ta)* Ta)/(Tc - Ta)
MCvm(Ta - Tc) =(21.5698*760.75 -20.6552*310)/(760.75 – 310),
MCvm(Ta - Tc) = 22.1988 Дж/(моль*К)
По полученному значению средней мольной теплоёмкости при постоянном объёме определяем средний показатель адиабаты в процессе сжатия
k1 = 1 + R/MCvm(Ta - Tc) = 1+8.314/22.366,
k1 = 1.37452,
Определяем среднюю мольную теплоёмкость в политропном сжатии
MCпm(Ta - Tc) = MCvm*(n1-k1)/(n1-1) = 22.1988*(1.35 – 1.37452)/0.35,
MCпm(Ta - Tc) = -1.5552Дж/(моль*К)
Теперь, с учётом количества рабочего тела, участвующего в цикле, можно определить тепловую энергию, которой рабочее тело обменивается с окружающей средой в политропном сжатии
Qa-c = N мол *MCпm(Ta - Tc)*(Tс – Tа) = 0.094516 *(-1.5552)*(760.75 – 310),
Qa-c = -66.3Дж
Тепловая энергия, которой обмениваются рабочее тело и окружающая среда, отрицательна. Напомним, что этот знак соответствует условию n1 < k1. Таким образом, в термодинамическом процессе политропного сжатия тепловая энергия отводится от рабочего тела в окружающую среду. В реальных условиях такое возможно вследствие того, что в процессе сжатия стенки цилиндра имеют более низкую температуру, чем рабочее тело.
При окислении топлива выделяется энергия в тепловой форме. Часть топлива окисляется (сгорает) в изохорном процессе c – y.
Подведенное к топливу тепло в этом процессе определим из определения теплоёмкости вещества (уравнение 4.7), уравнения 4.20 и используя аппроксимирующую зависимость для средней мольной изохорной теплоёмкости рабочего тела в диапазонах температур от 0°С до Tc и от 0° до Ty. Заметим, что средняя мольная изохорная теплоёмкость рабочего тела в диапазоне температур 0° - Tc была определена в предыдущем разделе.
MCv(Ty) = 20.0262 + 0.0020291*Ty = 20.0262 + 0.0020291*1217.2,
MCv(Ty) = 22.496 Дж/(моль*К)
MCv(Tc) = 21.5698Дж/(моль*К).
Тогда, подведенная к рабочему телу теплота из окружающей среды равна
Qc-y = Nмол*(MCv(Ty)* Ty - MCv(Tc)* Tc)
Qc-y = 0.094516*(22.4960*1217.2 – 21.5698*760.75),
Qc-y = 1037.1Дж
studfiles.net
Если обозначим площадь индикаторной диаграммы fмм2 и длину ее l мм, то
где р1 — среднее индикаторное давление в кГ/см2;
b — масштаб давлений индикаторной диаграммы — 1 ата — в мм.
Средним индикаторным давлением называется такое условное постоянное давление, действующее на поршень цилиндра двигателя, работа которого в течение одного хода поршня равна работе действительного переменного давления газов за один цикл.
Среднее индикаторное давление является показателем совершенства цикла двигателя и, кроме того, позволяет (как это будет показано в дальнейшем) производить подсчет мощности, развиваемой в цилиндре двигателя.
Среднее индикаторное давление расчетного цикла, или, как его называют, среднее теоретическое индикаторное давление, может быть определено по площади расчетного цикла [по формуле (90)], либо аналитическим путем. Аналитический способ определения среднего теоретического индикаторного давления основан на том, что совершаемая работа за цикл, отнесенная к 1 м3 рабочего объема цилиндра, и является искомым средним индикаторным давлением:
Принимая процесс сжатия политропным с показателем п1, будем иметь:
Знак минус в выражении работы Lас показывает, что работа за процесс сжатия затрачивается. Работа за процесс сгорания с—z равна
Подставляя значения работы отдельных процессов в выражение (92), получим формулу для определения среднего теоретического индикаторного давления цикла смешанного подвода тепла:
При р = 1 получим среднее теоретическое индикаторное давление цикле с изохорным подводом тепла:
Как следует из полученных формул (93) и (94), рi прямо пропорционально рс и зависит от изменения величин ?, ?, ?, n1, п2.
С увеличением степени сжатия е, степени повышения давления — ?, степени предварительного расширения ? и среднего значения показателя политропы сжатия — п1, значение pi’; возрастает. Указанная зависимость объясняется тем, что при увеличении ?, ?и n1 увеличивается площадь индикаторной диаграммы за счет увеличения высоты ее, а при увеличении ? происходит возрастание площади за счет уширения диаграммы. При увеличении п2, как это следует непосредственно из математической зависимости, р1 уменьшается, если все прочие величины остаются неизменными. В действительности увеличение п2 обусловливается уменьшением догорания топлива на линии расширения, а следовательно, возрастанием ? и рi.
vdvizhke.ru
где к2– показатель политропы при расширении газов; к1 – показатель политропы при сжатии воздуха в цилиндре.
Действительная величина среднего индикаторного давления четырёхтактного дизеля
индикаторная мощность дизеля зависит от количества цилиндров z, количества тактов τ и угловой частоты n:
индикаторный КПД представляет собой отношение теплоты, преобразованной в работу в цилиндре дизеля, к затраченной теплоте
;
эффективная мощность на валу дизеля
меньше индикаторной на величину потерь в двигателе ΔNП, которые включают:
а) насосные потери при впуске, выпуске и перетекании газов;
б) потери на трение поршней и подшипников;
в) расход энергии на привод вспомогательных устройств, распределительного вала, топливного, масляного и водяного насосов и др.
Приближенно сумма потерь может быть оценена как
где 
– коэффициент пропорциональности; Вч хх – часовой расход топлива на холостом ходу; Вч ном – часовой расход топлива при номинальной мощности дизеля; т=1,5…1,6;
Механический КПД
.
термический КПД дизеля
При одноцилиндровом исполнении крутящий момент дизеля непрерывно меняется по величине и направлению, что при малой массе вращающихся частей привело бы к колебанию угловой скорости. Колебания практически устраняются применением многоцилиндровых двигателей (z ≥ 4) и массивного маховика.
При механической передаче роль маховика в процессе движения играет масса поезда, а при электрической передаче достаточно массивным маховиком является якорь генератора.
Крутящий момент может быть определен из равенства
где ω=2πп – угловая скорость вращения вала дизеля.
Отсюда крутящий момент
.
Одной из главных особенностей дизеля является то, что подача воздуха в цилиндры в процессе работы не регулируется, некоторое её изменение определяется гидравлическими потерями на входе и выходе, а также динамической слагающей напора.
На рис. 2.7 представлены зависимости ряда рабочих параметров дизеля от угловой частоты при полной и постоянной подаче топлива.
Коэффициент наполнения ηv вначале растет в связи с увеличением динамической слагающей напора, достигает максимума, а затем начинает падать вследствие все более значительного роста гидравлических потерь. Коэффициент избытка воздуха α изменяется аналогично и по тем же причинам. Поэтому отношение ηv /α остается приблизительно постоянным. Уменьшение α сначала благоприятно влияет на параметры термодинамического цикла, но затем препятствует полному сгоранию топлива и приводит к дымлению.
Минимальная устойчивая угловая скорость nмин зависит главным образом от качества распыления топлива, которое ухудшается по мере снижения скорости, а также от утечек и тепловых потерь в процессе сжатия, возрастающих при снижении скорости. Эти причины приводят к невозможности обеспечить надежное воспламенение и горение смеси при скорости n < nмин.
Индикаторный КПРД ηi растет с увеличением скорости главным образом за счет повышения качества распыления топлива, а механический КПД ηм уменьшается вследствие роста механических и гидравлических потерь.
Индикаторный КПД ηi растет с увеличением скорости главным образом за счет повышения качества распыливания топлива, а механический КПД ηм уменьшается вследствие роста механических и гидравлических потерь.
Если при повышении скорости вращения увеличивать подачу топлива, то коэффициент избытка воздуха будет уменьшаться быстрее и предел по дымлению наступит раньше, несмотря на улучшение распыливания, а кривая зависимости ηv /α будет иметь падающий характер.
Применение наддува позволяет при желании по мере увеличения частоты вращения повышать коэффициент наполнения и поддерживать коэффициент избытка воздуха на необходимом уровне.
Наддув дает возможность повысить мощность и к. п. д. при высоких значениях угловой скорости.
На рис. 2.8 приведены примерные внешние характеристики дизеля. В условиях работы на транспорте от дизеля далеко не всегда требуется полная мощность, соответствующая условиям работы по внешней характеристике. Очень часто приходится использовать неполную мощность, которой соответствуют уменьшенная подача топлива и частичные характеристики, общий вид которых показан на рис. 2.9.
Частичные характеристики получают отсечкой подачи топлива в топливном насосе. При использовании частичных характеристик коэффициент наполнения не меняется. В связи с пониженной подачей топлива растет коэффициент избытка воздуха. Предел по дымлению в этом случае отодвигается, и по процессу горения возможна работа при скорости, большей, чем максимальная. Однако в этом случае возрастут гидравлические и механические потери и снизится эффективный к. п. д.
Газовая турбина может рассматриваться как обращенный компрессор. Если компрессор превращает механическую работу в энергию сжатого газа с неизбежными тепловыми потерями в процессе превращения, то турбина превращает энергию сжатого газа в механическую работу, причем повышение давления сжатого газа получается предварительным сжатием и подводом тепла до входа его в газовую турбину. Этот процесс связан также с неизбежными тепловыми потерями.
Турбины могут быть радиальными (центростремительными) или осевыми. По конструкции они подобны компрессорам, но имеют расширяющуюся по ходу газа проточную часть и отличаются формой лопаток. Турбины (в некоторой мере условно) разделяют на активные и реактивные. Активными турбинами называют такие, в которых используются центробежные силы, возникающие при протекании струй газа по криволинейному каналу, образованному рабочими лопатками. В таких турбинах преобразование потенциальной энергии газа в кинетическую происходит только в направляющих лопатках, а на рабочих лопатках давление остается примерно постоянным. Диаграмма рабочего процесса осевой турбины приведена на рис. 2.10. В направляющем колесе турбины сечение канала сужается, что ведет к повышению скорости газа (v1 > v0) и снижению давления(p1,<po). Одновременно изменяется направление скорости газа, что ведет к появлению окружной слагающей скорости. Потенциальная энергия газа преобразуется в кинетическую.
На лопатках рабочего колеса давление и относительная скорость по величине не меняются (p1≈p2) и (ω 1≈ ω2), но меняется направление скорости, в результате чего кинетическая энергия газов совершает механическую работу.
Реактивными называют турбины, в которых преобразование потенциальной энергии газа в кинетическую происходит не только на направляющих, но и на рабочих лопатках одновременно с преобразованием кинетической энергии в механическую работу. Диаграмма рабочего процесса реактивной осевой турбины приведена на рис. 2.11.
В отличие от активной в реактивной турбине преобразование потенциальной энергии газа в кинетическую осуществляется не только на направляющих, но и на рабочих лопатках. Здесь сужение канала вслед за направляющим продолжается и в рабочем колесе. Это ведет к увеличению относительной скорости (ω2 > ω1). Поэтому расширение газа и падение давления происходят и в рабочем колесе. На лопатки рабочего колеса действует не только окружная, но и осевая сила, которая образуется разностью давления по обе стороны рабочего колеса.
На рис. 1.12 приведена принципиальная схема осевой многоступенчатой газовой турбины. Для ее конструкции характерна постепенно расширяющаяся от входа к выходу проточная часть между корпусом 1, на котором укреплены направляющие лопатки 4, и ротором 2, несущим на себе рабочие лопатки 5.
Газовые турбины, так же и как и компрессоры, выполняются многоступенчатыми. При прочих равных условиях число ступеней в турбине может быть существенно меньше, чем у компрессора. Это определяется отсутствием опасности возникновения помпажа при суживающихся каналах. Степень изменения давления в одной ступени турбины может быть допущена примерно вдвое более высокой, чем в компрессоре (2—2,5 вместо 1,1—1,3).
Реактивная турбина обладает несколько большей приспособляемостью к нагрузке по сравнению с активной. Ее крутящий момент при снижении угловой скорости растет быстрее. К. п. д. с изменением скорости у реактивной турбины меняется относительно менее резко.
Примерные относительные характеристики активной и реактивной осевых турбин приведены на рис. 2.13.
Газовые турбины отличаются от дизелей существенно более узким диапазоном угловых скоростей, при которых возможна работа с высокой экономичностью.
В отличие от дизеля, в котором рабочие циклы чередуются во времени в одном и том же рабочем пространстве, в газотурбинной установке рабочий процесс непрерывен во времени, но разделен в пространстве. Здесь воздух сжимается в компрессоре и направляется в турбину через камеру сгорания, где к нему подводится тепло. Работа расширения происходит в турбине, от вала которой может быть получена полезная механическая работа.
Схема простейшей одновальной разомкнутой газотурбинной установки представлена на рис. 2.14. Многоступенчатый осевой компрессор К сжимает воздух (обычно до πк = 5…6), который поступает в камеру сгорания. Одновременно в нее через форсунку Ф топливный насос ТН подает топливо, которое сгорает при температуре 1800…20000С. Для лопаток турбины Т такая температура недопустима, поэтому продукты горения смешиваются с избыточным воздухом и температура смеси снижается до 600…8000С. Схема камеры сгорания представлена на рис. 2.15. Подаваемый в огневое пространство 2 камеры сгорания через завихритель 4 воздух смешивается с топливом, впрыскиваемым через форсунку 1. После сгорания в пространстве 3 происходит охлаждение продуктов сгорания путём смешивания с воздухом, после чего они подаются в турбину. Коэффициент избытка воздуха в жаровой трубе камеры сгорания составляет обычно αвн ≈1,7…2,5, в то время как общий коэффициент избытка воздуха α0 ≈5…10.
Диаграмма теоретического цикла газотурбинной установки приведена на рис. 2.16. Здесь линия аd характеризует процесс сжатия воздуха в компрессоре; cd – горение при р=const; cb – расширение продуктов горения в турбине.
Площадь adef в определенном масштабе представляет собой работу, затраченную на сжатие воздуха в компрессоре. Площадь вcef в том же масштабе соответствует работе, выполненной турбиной. Разность этих двух площадей aвcd определяет полезную работу Н (см. рис. 2.16) газотурбинной установки.
Термический КПД теоретического цикла газотурбинной установки, если принять, что сжатие и расширение происходят по адиабате (dq = 0; q = 0),
(2.11)
где Ат – работа расширения в турбине; Ак – работа сжатия в компрессоре; q1 – тепло, подведенное к газу в процессе сгорания топлива.
Давление в процессе горения постоянно. Следовательно, рс = pz = const и в соответствии с обозначениями на рис. 1.21
(2.12)
Работа сжатия в компрессоре
(2.13)
Работа турбины
(2.14)
В процессе работы меняется объем, поэтому для расчета нельзя применить Сp. Но с изменением давления меняется и Ср, поэтому в расчетах принимается для Ср некоторое среднее значение.
Подставляя в уравнение (2.12) значения из формул (2.13) и (2.14), получим
Используя уравнение адиабаты
и, обозначив 
, после введения 
получаем 
и 
где 
.
В действительности процессы сжатия и расширения происходят по политропе, а не по адиабате, и часть тепла теряется. Кроме того, имеют место и гидравлические потери в газе в процессе сжатия, расширения и перетекания. Все это приводит к тому, что площадь индикаторной диаграммы меньше площади теоретической р(V) диаграммы. В результате уменьшаются полезная мощность и КПД.
Индикаторный КПД ηt может быть определен по формуле
,
где ηт ≈ (0,87…0,9) и ηк ≈ (0,85…0,88) – внутренние КПД турбины и компрессора соответственно.
Индикаторная мощность ГТУ
.
Эффективная мощность ГТУ Ne=ηм NT ,
где ηм≈ (0,97…0,98) механический КПД ГТУ.
Теоретическая мощность компрессора составляет около 2/3 мощности турбины, а мощность на выходном валу ГТУ равна около 1/3 мощности турбины. Значения внутренних и механического КПД сильно влияют на выходную мощность и общий КПД ГТУ. Существенно влияет на мощность и КПД ГТУ температура воздуха перед компрессором. На рис. 2.17 за единицу приняты значения, отвечающие температуре окружающей среды 20° С.
Стремление к дальнейшему совершенствованию газотурбинных установок при ограниченной по условиям прочности лопаток температуре газа на входе в турбину привело к созданию более сложных их схем. Были созданы установки с регенераторами тепла отходящих газов, а также двухступенчатые установки с промежуточными охладителями между компрессорами и промежуточными нагревателями между турбинами. Такое выполнение установок способствует снижению потерь тепла и приближению процессов сжатия и расширения к адиабатическим, а, следовательно, и к повышению КПД. Однако регенераторы и промежуточные охладители представляют собой теплообменники с относительно низкими разностями температур и большой поверхностью теплообмена. Они требуют значительного места, которое не всегда может быть предоставлено на локомотиве.
На рис. 2.18 приведена схема одновальной ГТУ с регенерацией тепла. Здесь воздух, сжатый компрессором, прежде чем поступить в камеру сгорания, проходит через регенератор Р, в котором он подогревается, отбирая тепло у отработавших в турбине газов.
На рис. 2.19 представлена р(V) диаграмма цикла. В теоретическом цикле давление не меняется, а лишь увеличивается объем воздуха вследствие повышения температуры. Регенерация возможна, если Тв > Тa, и позволяет уменьшить количество подводимого тепла q1 за счет тепла, подведенного от регенератора qp, при сохранении температуры Тс на входе в турбину, т. е. уменьшить расход топлива на выполнение равной работы. Следовательно, регенерация повышает КПД установки
Теоретически максимальное количество тепла, которое может быть передано 1 кг воздуха в регенераторе, составляет
Однако в этом случае поверхность регенератора должна быть бесконечно велика. В действительности всегда Твдолжна быть больше, чем TCl; qp = Cp(Tdl – Тd).
Степенью регенерации называют величину 
Обычно в практике φ ≈ 0,5…0,6. Термический КПД цикла с регенерацией тепла
Индикаторный КПД для этого случая 
При отсутствии регенерации приближенно можно считать, что 
Для осуществления цикла с промежуточным охлаждением и подводом тепла (рис. 2.20) необходимы два компрессора и две турбины. Воздух, нагретый в процессе сжатия в компрессор К1 от температуры Та до Tе1, охлаждается в промежуточном охладителе ПО до температуры Tе. Тем самым уменьшается работа сжатия в компрессоре К2, а также улучшаются условия регенерации вследствие относительного снижения Тd. На. рис. 2.21 видно, что площадь p(V) диаграммы возрастает на величину dd1e1e. Процесс сжатия становится более близким к адиабатическому. Для этой же цели – приближения процесса к адиабатическому – целесообразно и турбину разделить на две части: Т1 и Т2. В процессе расширения газа в турбине Т1 его температура понижается с Tc до Тf. В промежуточной камере сгорания КС2 она вновь может быть повышена до предельной, допустимой по долговечности лопаток, температуры Tcl = Tc. Тем самым увеличивается полезная работа турбины (площадь fc1bb1 на рис. 2.21) и ее КПД.
Промежуточный подвод тепла и промежуточное охлаждение позволяют увеличить КПД установки в 1,2—1,25 раза. Каждая из этих мер, примененная в отдельности, повышает к. п. д. в 1,1 — 1,12 раза. Промежуточный охладитель по размерам при равной эффективности существенно меньше регенератора вследствие большей разности температур теплообмена.
В одновальных газотурбинных установках момент на выходном валу всегда равен разности моментов турбины и компрессора (рис. 2.22)
Мд=МТ - МК.
Момент компрессора, как гидравлической машины, сжимающей воздух, пропорционален квадрату угловой скорости установки. Момент турбины и характер его изменения от угловой скорости зависят от способа подачи топлива. МT1, характеризует изменение момента турбины при постоянной подаче топлива (G=const). По мере роста частоты вращения вала компрессор увеличивает подачу воздуха. Смесь обедняется и момент падает. Снижение скорости для увеличения момента возможно лишь до ограничения Tс макс (рис. 2.23). Режим при Tс макс, очевидно, окажется и наиболее экономичным, так как при изменении скорости и отходе от этого режима меняется коэффициент избытка воздуха.
МТ соответствует условиям подачи топлива, пропорциональной угловой скорости турбины (G≡п), а следовательно, и пропорциональной подаче воздуха. Здесь коэффициент избытка воздуха, температура на лопатках и КПД практически стабильны.
Экономически целесообразна работа одновальной ГТУ по линии наибольшей экономичности, когда МТ меняется существенно более резко, чем в прямой пропорциональности от скорости. Установка должна быть спроектирована так, чтобы ограничения по температуре газа на входе в турбину и помпажу в компрессоре не препятствовали возможности работы в режимах, расположенных на линии наибольшей экономичности.
Теплота, подводимая к рабочему телу в тепловых двигателях, получается за счет химической энергии топлива в процессе его горения. В тепловых двигателях применяется в основном жидкое, а иногда газообразное органическое топливо.
Наибольшее распространение получило жидкое топливо. Оно состоит из большого числа различных химических соединений, но все они в основном углеводороды. Содержание в топливе различных элементов характеризуется такими цифрами:
углерод (С) – 83 – 87%;
водород (Н) – 11 –15%;
кислород (О) – 0,5 – 2%;
прочие (примеси) – 1 – 2%.
Из примесей наиболее неприятна сера (S), так как она вызывает ускоренную коррозию металлических частей двигателя, находящихся в контакте с продуктами горения.
Основным видом топлива для дизелей является соляровое масло. Реальное дизельное топливо обычно состоит из смеси солярового (фракция, конденсирующаяся при температуре до 3800 С в процессе перегонки нефти) масла с некоторыми другими фракциями. Газовые турбины могут работать и на мазуте.
Основные свойства топлива следующие:
1. Теплотворная способность (теплота, выделяемая при сгорании) характеризует количественно тепловую энергию, получаемую при сгорании 1 кг топлива, Н в дж/кг или в ккал/кг.
Различают «высшую» теплотворную способность Hв, которая учитывает теплоту при конденсации пара в продуктах сгорания в результате горения в замкнутом объеме, и «низшую» Hн, когда пар выпускается вместе с продуктами сгорания. Для процесса горения топлива в двигателях принимается низшая теплотворная способность Нн. Для жидких нефтяных топлив теплотворная способность достаточно стабильна: Нн ≈9 000 ÷10 600 ккал/кг. В практических расчетах пользуются значением теплотворной способности «условного» жидкого топлива, принимая Hн = 10 000 ккал/кг.
2. Испаряемость – положительное качество топлива.
Чем быстрее испаряется топливо, тем лучше оно перемешивается с воздухом, полнее и быстрее сгорает.
3. Количество воздуха, необходимое для сгорания топлива, G0.
Чем меньше это количество, тем меньше размеры двигателя при заданной мощности. Для тепловых двигателей, работающих на нефтяных топливах, относительное количество воздуха G0 составляет приблизительно 15 кг на 1 кг топлива.
4. Температура воспламенения – наинизшая температура, при которой горючая смесь (топливо – воздух) воспламеняется без постороннего зажигания.
Температура воспламенения зависит от очень многих факторов, таких как тип топлива, качество распыливания, давления, состава воздуха и т. п. Ориентировочно она составляет: для газа 580—6500С; для бензина 415—4600С; для керосина 380—4300С; для газойля 340 — 3800С; для солярового масла – 1250С.
5.Задержка воспламенения характеризует время, прошедшее, от момента ввода топлива в нагретый воздух до появления пламени.
Этот параметр очень важен для характеристики воспламенения. Он определяется условным «цетановым» числом. Цетан (гексодекан) – углеводород с формулой C16H 34 – имеет среди других углеводородов наименьшую задержку воспламенения, которая условно характеризуется числом Са = 100. Для газа с наибольшей задержкой воспламенения (альфаметилнафталин) условно принято число Са= 0. Чем больше цетановое число, тем меньше задержка. Для дизельных топлив Са ≈ 40—60 и время задержки воспламенения составляет = 0,001…0,002 сек.
6.Антидетонационные качества топлива определяются условным «октановым» числом.
Октан С8Н18 – жидкость с температурой кипения tкип= 125,80С и плотностью ρ=0,704 г/см3. В качестве эталона принят один из 18 изомерных октанов – изооктан, который является наиболее устойчивым к детонациям моторным топливом. Его октановое число принято за 100. В качестве нуля принято октановое число нормального гептана СН3(СН2)5СН. Это жидкость, кипящая при температуре 98,40С с плотностью 0,684 г/см3. Гептан обладает очень низкими антидетонационными свойствами. Антидетонационные свойства и задержка воспламенения взаимосвязаны. Ориентировочно октановое число ОЧ≈120-2Са. Чем больше ОЧ, тем устойчивее топливо к детонации, но одновременно тем больше и задержка воспламенения.
Антидетонационные свойства топлива очень важны, так как детонация характеризуется чрезмерно быстрым сгоранием топлива, аналогичным взрыву. Процесс горения в этом случае распространяется со сверхзвуковыми скоростями, которые для смеси или газа составляют 1 000…3500 м/сек.
7. Вязкость.
Высокая вязкость затрудняет распыливание топлива, чрезмерно низкая – ведет к просачиванию его через зазоры. Обычная вязкость дизельного топлива лежит в пределах 1,2÷1,750 ВУ.
8. Коксовое число показывает долю (процент) нагара или кокса, который выпадает в результате сгорания топлива.
Чем тяжелее топливо, тем более склонно оно к образованию нагара.
Нагар вреден. Он ускоряет износ трущихся поверхностей в двигателях, а при искусственном зажигании смеси усложняет эксплуатацию, приводя к необходимости частой замены свечей зажигания.
9.Плотность жидкого топлива меньше, чем плотность воды.
Плотность бензина составляет 0,70—0,76, а дизельного топлива 0,84—0,90 плотности воды.
 | |||
 | |||
1. Системы автоматического регулирования тепловым двигателем: условия и задачи применения систем автоматического регулирования.
2. Регуляторы систем автоматического регулирования тепловым двигателем.
3. Способы управления тепловым двигателем.
4. Особенности регулирования газотурбинной установки.
Автоматизация управления режимами работы оборудования на подвижном составе позволяет обеспечить наиболее полное использование оборудования и наибольшую экономичность его работы, облегчить операции по управлению подвижным составом с тем, чтобы не отвлекать машиниста от наблюдения за путевыми сигналами и условиями движения, повысить безопасность движения, а также срок службы оборудования путем ограничения режимов работы подвижного состава и элементов его оборудования допускаемыми пределами.
Автоматизация режимов работы основных элементов оборудования направлена, прежде всего, на:
– автоматическое изменение э. д. с. генератора с целью наибольшего использования мощности теплового двигателя;
– программное регулирование момента сопротивления генератора для работы теплового двигателя при наибольшей экономичности;
– сохранение приблизительно постоянной силы тока в процессе разгона поезда;
– автоматическое изменение возбуждения тяговых электродвигателей и др.
Параметрическим или разомкнутыми системами регулирования присуще то, что они устанавливают определенные функциональные зависимости между некоторой величиной, характеризующей внешнее для данной машины воздействие (ток нагрузки, скорость и т. п.), и некоторым регулирующим параметром (магнитный поток и др.). В свою очередь регулирующий параметр функционально связан с той величиной, которая должна поддерживаться постоянной или изменяться по заданному закону (мощность, крутящий момент, напряжение и т.п.). Ее можно назвать регулируемой величиной. При изменении внешнего воздействия меняется регулирующий параметр и регулируемая величина устанавливается близкой к заданной.
Их основной недостаток заключается в том, что регулируемая величина зависит, как правило, не только от той величины, связь с которой установлена системой регулирования, но и от других факторов, воздействие которых вносит существенные погрешности. В принципе, возможно, осуществить параметрическое регулирование по всем воздействиям (температуре и давлению наружного воздуха, температуре обмоток, вспомогательной нагрузке и т. п.). Но такая система была бы чрезмерно громоздкой. Кроме того, не для всех воздействий можно реализовать зависимость, близкую к требуемой.
Замкнутые системы автоматического регулирования, в которых сигналом для регулирования является отклонение самой регулируемой величины от заданной программы, по какой бы причине это отклонение ни происходило. Регулирующий параметр изменяется так, чтобы происшедшее отклонение было устранено и регулируемая величина приблизилась к заданной (с некоторой погрешностью).
Основное отличие такой системы от параметрической заключается в наличии узла сравнения и в том, что выход регулятора через регулирующий параметр и регулируемую величину соединен со входом и основная цепь регулирования замкнута. Точность регулирования определяется в основном погрешностями в измерении действительного значения регулируемой величины и ее разности с заданной. Система реагирует на любые воздействия, изменяющие заданную или регулируемую величину.
Необходимость автоматического регулирования тепловых двигателей возникает в основном в следующих случаях:
– если сохранение постоянной угловой скорости вала двигателя необходимо по условиям работы приводного механизма;
– если без регулятора тепловой двигатель работает неустойчиво или нестабильно;
– для ограничения максимальной угловой скорости, в частности при разгрузке.
Во всех случаях регулирующим параметром является подача топлива и регулируемой величиной – угловая скорость.
В подвижном составе поддержание постоянной угловой скорости теплового двигателя путем изменения подачи топлива не является необходимым. Наоборот, при изменении подачи топлива желательно изменение угловой скорости, но это связано с регулированием нагрузки и не может решаться только регулятором теплового двигателя, как это будет показано ниже.
Рассмотрим условия устойчивой работы теплового двигателя с нагрузкой исходя из уравнения движения в общей форме
где J – момент инерции движущихся масс двигателя и приводимого механизма, приведенный к валу двигателя; Мс– момент сопротивления нагрузки.
Крутящий момент теплового двигателя Мдзависит от угловой скорости ω и от подачи топлива G, т. е. от положения х регулирующего органа (реек топливных насосов дизеля, топливного клапана газотурбинной установки). В общем случае зависимость Мд (х) (рис. 3.1) является нелинейной; но близкой к прямой. Координата х регулирующего органа изменяется от х1(минимальная подача топлива при холостом ходе) до х2(максимальная подача топлива).
Момент сопротивления приводимого механизма в общем случае определяется угловой скоростью, но может зависеть и от других величин, например, в подвижном составе с механической передачей – от сопротивления движению поезда и от передаточного отношения передачи, при гидродинамической передаче – от угловой скорости входного и выходного валов, момента на выходном валу и т. п., при электрической передаче – от магнитного потока и тока. Некоторые из этих зависимостей могут быть выражены аналитически, другие задаются графиками.
Для определения условий устойчивости в каждом отдельном случае надо исследовать уравнение движения с учетом этих зависимостей. Чтобы выяснить общие условия устойчивости системы при малых отклонениях от установившегося режима, в теории автоматического регулирования прибегают к линеаризации уравнений посредством разложения функций в ряд Тейлора с сохранением лишь членов первого порядка. Такое разложение допустимо, если уравнение не содержит существенных нелинейностей, пренебрежение которыми может исказить характер процесса даже при малых отклонениях.
Применяя этот метод, можно представить момент двигателя и момент сопротивления в следующей форме:
и 
где Мд уст = МС уст – величины моментов дизеля и сопротивления в установившемся режиме работы;
– частные производные моментов по соответствующим переменным, определяемые аналитически или графически для установившегося режима; ΔМС1– отклонение момента сопротивления под действием других величин.
Для каждого приводного механизма следует заменить ∆Мс1 разложением по величинам, от которых зависит его момент.
Используя эти разложения, получим уравнение движения в абсолютных отклонениях:
(3.1)
Положив
,
(реально это может быть осуществлено либо увеличением подачи топлива, либо выключением вспомогательной нагрузки, например тормозного компрессора. При обратных операциях отклонение а будет отрицательным) имеем
,
где 
и 
где пдуст – установившееся значениеугловой скорости вала теплового двигателя.
Решение уравнения интегрированием
при Ад>0 (рис. 3.2, а)
;
при Ад<0 (рис. 3.2, б)
;
при Ад=0 (рис. 3.2, в)
Только в первом случае отклонение скорости в переходном процессе стремится к установившемуся значению (рис. 3.2, а)
Условием устойчивой работы теплового двигателя с нагрузкой без регулятора является неравенство Ад>0.
В приведенном анализе принято, что крутящий момент двигателя и момент сопротивления изменяются по статическим характеристикам без отставания во времени от отклонения скорости, что свойственно механической передаче и гидродинамической передачам.
При электрической передаче момент сопротивления генератора зависит от магнитного потока и тока нагрузки, которые в большинстве случаев меняются при изменении угловой скорости, но с отставанием от нее во времени вследствие магнитной инерции цепи возбуждения генератора и силовой цепи. Момент сопротивления генератора при разложении в ряд Тейлора:
где МГ уст, ФГ уст и IГ уст – значения МГ, ФГ и IГ при установившемся режиме.
Уравнение движения двигатель-генератора в абсолютных отклонениях имеет вид
(3.2)
Величина ∆МC2 включает в себя отклонения момента сопротивления (и момента двигателя) по причинам, не связанным с отклонениями величин, указанных в правой части равенства (например, вследствие изменения вспомогательной нагрузки и т. д.). Из уравнения (3.2) следует, что если магнитный поток и ток не зависят от угловой скорости, двигатель-генератор может работать устойчиво только в той части внешней характеристики двигателя, для которой
.
При пологой внешней характеристике дизеля отклонение может оказаться большим даже при малом изменении нагрузки, и, следовательно, работа двигатель-генератора будет нестабильной.
Установившееся отклонение при постоянном отклонении правой части в этом случае равно
.
При малых скоростях крутящий момент на валу дизеля и момент потерь растут при увеличении скорости. Но так как крутящий момент равен разности индикаторного момента и момента потерь, то повышение его свидетельствует о более интенсивном росте индикаторного момента. Следовательно, работа теплового двигателя
poznayka.org
Автоматизация процесса гидроочистки дизельного топлива
Давление на выходе из сепаратора С-1 регулируется прибором PICA 212-2, клапан которого PV 212-4 расположен на трубопроводе отвода углеводородного газа на аминовую очистку в абсорбер К-3. При достижении верхнего значения давления в С-1 (5...
Буровзрывные работы
...
Буровзрывные работы
...
Каталитическая изомеризация как способ повышения качества бензинов
Влияние давления в реакторе на эффективность работы реактора (на выходы и на качество продуктов) при избыточном давлении в диапазоне 15-25 кг/см2 относительно небольшое...
Классификация и применение газодувных машин
Давление (напор) - энергия, которую приобретает единица объема газа, проходящая через вентилятор. В соответствии с законом сохранения энергии...
Процесс проектирования и конструирования изделия
Используя суммирование независимых случайных величин, получаем среднее квадратичное отклонение посадки. (3.2) где и - средние квадратичные отклонения вала и отверстия. Считаем что рассеивание размеров вала и отверстия...
Процесс проектирования и конструирования изделия
(4.2) где - радиальная реакция в подшипнике, Н; - длина сопряжения, м; - номинальный диаметр соединения, м. Подставив числовые значения в формулу (4...
Разработка комплекта узлов электромеханического четырёхстоечного подъемника
Основным критерием работоспособности передач с трением скольжения является износостойкость, оцениваемая по значению среднего давления в резьбе: ; (3.7) где - допустимое среднее давление в резьбе, так как материал гайки и, следовательно...
Разработка станка с электронной системой программного управления
Среднее время безотказной работы ЭСПУ - среднее значение наработки в часах между двумя отказами - вычисляется по формуле = () Рассчитаем среднее время безотказной работы ЭСПУ =305/6=51 час Данный показатель характеризует общую надежность работы...
Расчет насосной установки
общие потери напора в трубопроводе; высоту всасывания жидкости из резервуара В -; необходимый диаметр самотечного (чугунного) трубопровода; показания дифманометра расходомера -; показания дифпьезометра скоростной трубки -; построить...
Расчет насосной установки
Определим напор насоса. Выберем сечение 1-1 по свободной поверхности жидкости в резервуаре В, сечение 2-2 - на выходе из трубопровода Плоскость сравнения совместим с сечением 1-1 (рис. 4)...
Сбор и представление технологической информации для отражательной печи по переплавке алюминия
В отражательную печь подается вентиляторный воздух под избыточным давлением 2 - 10 кПа. Слишком низкое давление на входе может привести к ухудшению тяги, необходимой для удаления продуктов сгорания, это приведет к замедлению процесса горения...
Современное состояние машиностроения
Среднее машиностроение включает группу машиностроительных предприятий, отличающихся узкой специализацией, широкими связями по кооперативным поставкам: автомобилестроение, самолетостроение...
Технология получения катанных профилей
Среднее обжатие за проход ?Нср определяем по формуле: ?Нср = (0,8ч0,9) ?Нmax; (5.1) В этой формуле числовой коэффициент принимают в зависимости от формы сечения слитка и блюма: 0,8 - если слиток и блюм имеют одинаковые сечения; 0...
Установка гидроочистки дизельного топлива
Давление существенно влияет на ход обессеривания нефтепродуктов. Для того чтобы достичь одной и той же степени обессеривания необходимо при низком давлении снижать объемную скорость...
prod.bobrodobro.ru
Это такое условно постоянное давление, которое, действуя на поршень, совершает работу, равную внутренней работе газа в течение всего рабочего цикла.
Графически 
в определенном масштабе равно высоте прямоугольника mm’hh’, по площади равного площади диаграммы и имеющего ту же длину.
f- площадь индикаторной диаграммы (мм2)
l- длина инд.диаграммы - mh
kp- масштаб давления (Па/мм)
ре= рi*ηмех, Где ηмех=Ne/Ni. При нормальном режиме работы ηмех=0,7-0,85.
При нормальном режиме работы ηмех=0,7-0,85.
Инд. мощность – работа, совершаемая рабочим телом в цилиндре двигателя в ед.времени.
Инд. мощность одного цилиндра -
k- кратность двигателя
V-рабочий объем цилиндра
n-число рабочих ходов.
Ne=Ni-Nтр
Nтр – сумма потерь мощности на трение между движущимися деталями двигателя и на приведение в действие вспомогательных механизмов (насосов, генератора, вентилятора и др.)
Определение эф.мощности двигателя в лабораторных условиях или при стендовых испытаниях производят с помощью спец.тормозных устройств – механических, гидравлических или электрических.
g=3,6*103B/N в зависимости от мощности различают индикаторный и удельный эфективный расходы топлива.
- текущая теплота сгорания топлива,
Аi- тепловой эквивалент единиц работы
Температура воспламенения газа значительно выше, чем ДТ, поэтому воспламенение горючей смеси происходит от электрической свечи, а горючая смесь приготовляется вне цилиндра двигателя, в смесителе.
Степень сжатия в газовых двигателях выше, чем в карбюраторных.
( ε=5…13)
При сгорании газа не выделяется зола. Он сгорает почти полностью без образования дыма, сажи и других продуктов неполного сгорания.
Газовое топливо является безударным. В смеси с воздухом при впуске в цилиндр отсутствуют неиспарившиеся жидкие фракции. Это приводит к увеличению срока службы масла в газовом двигателе, снижению износа основных деталей, повышению моторесурса и надежности газового двигателя на 30-50% по сравнению с жидкостными.
В карбюраторных двигателях используют сжиженный нефтяной газ (СНГ) и сжиженный природный газ (СПГ).
Важным преимуществом СНГ является переход в сжиженное состояние при температуре окружающей среды и сравнительно небольшом избыточном давлении – 1,6 МПа. В таком виде он хранится в баллонах. По калорийной способности нефтяной газ уступает не более чем на 3-4% бензину, поэтому при переводе карбюраторного двигателя нагаз его мощность снижается незначительно.
Сжатый природный газ в качестве основного компонента содержит метан и в небольшом количестве примеси других газов. Особенностью метана является то, что при нормальной температуре и даже высоком давлении он не переходит в сжиженное состояние. Чтобы иметь достаточный энергетический запас, сжатый газ хранится в высокопрочных баллонах под давлением 200 МПа. Баллоны имеют большую массу. Калорийность природного газа ниже калорийности бензина на 10-15%.
Применение СНГ и СПГ в качестве моторного топлива на транспортном подвижном составе позволяет существенно снизить токсичность по оксиду углерода в 3-4 раза, оксидам азота в 1,"-2,0 раза, углеводородам в 1,2-1,4 раза.
topuch.ru
