Средне индикаторное давление 1 страница

Коэффициент избытка воздуха

,

где G ₀ — количество воздуха, теоретически необходимое для полного сгорания всего впрыскиваемого топлива при условии идеального смесеобразования и горения. Коэффициент избытка воздуха должен быть по возможности минимален, но таков, чтобы обеспечить действительно полное сгорание всего топлива. Он зависит от качества процесса смесеобразования, т. е. от качества распыления топлива и перемешивания его с воздухом;

средне индикаторное давление

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 Δ N_П, 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; В_{ч хх} – часовой расход топлива на холостом ходу; В_{ч 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=2π п – 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 η _v 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 η _v / 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 n_мин 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 < n_мин.

Индикаторный КПРД η_i растет с увеличением скорости главным образом за счет повышения качества распыления топлива, а механический КПД η _м уменьшается вследствие роста механических и гидравлических потерь.

Индикаторный КПД η _i растет с увеличением скорости главным образом за счет повышения качества распыливания топлива, а ме­ханический КПД η _м 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 η _v /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,<p_o). 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 π_к = 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 α_вн ≈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 А_т – работа расширения в турбине; А_к – 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 η _t может быть определен по формуле

,

где η_т ≈ (0,87…0,9) и η_к ≈ (0,85…0,88) – внутренние КПД турбины и компрессора соответственно.

Индикаторная мощность ГТУ

.

Эффективная мощность ГТУ N_e= η _м N_T,

где η _м ≈ (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 Т_в > Т_a, и позволяет уменьшить количество подводимого тепла q₁ за счет тепла, подведенного от регенератора q_p, при сохранении температуры Т_с 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 Т_в должна быть больше, чем T_Cl; q_p = C_p(T_dl – Т_d).

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 Т_а до T_е1, охлаждается в промежуточном охладителе ПО до температуры T_е. Тем самым уменьшается работа сжатия в компрессоре К₂, а также улучшаются условия регенерации вследствие относительного снижения Т_d. 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 T_c до Т_f. В промежуточной камере сгорания КС₂ она вновь может быть повышена до предельной, допустимой по долговечности лопаток, температуры T_cl = T_c. 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)

М_д=М_Т - М_К.

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. М_T1, 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 T_{с макс} (рис. 2.23). Режим при T_{с макс}, очевидно, окажется и наиболее экономичным, так как при изменении скорости и отходе от этого режима меняется коэффициент избытка воздуха.

М_Т 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 М_Т 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 H_в, которая учитывает теплоту при конденсации пара в продуктах сгорания в результате горения в замкнутом объеме, и «низшую» H_н, когда пар выпускается вместе с продуктами сгорания. Для процесса горения топлива в двигателях принимается низшая теплотворная способность Н_н. Для жидких нефтяных топлив теплотворная способность достаточно стабильна: Н_н ≈9 000 ÷10 600 ккал/кг. В практических расчетах пользуются значением теплотворной способности «условного» жидкого топлива, принимая H_н = 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 С_а = 100. Для газа с наибольшей задержкой воспламенения (альфаметилнафталин) условно принято число С_а = 0. Чем больше цетановое число, тем меньше задержка. Для дизель­ных топлив С_а ≈ 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 t_кип= 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.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском: