Анализ эффективности идеального термодинамического цикла комбинированного двигателя внутреннего сгорания с парогазовым рабочим телом Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

ЭЛЕКТРОТЕХНИКА. ЭНЕРГЕТИКА

УДК 621.43 + 621.51 В. л. ЮШЛ

Г. И. ЧЕРНОВ

Омский государственный технический университет

АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ ИДЕАЛЬНОГО

ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОГО ЦИКЛА КОМБИНИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С ПАРОГАЗОВЫМ РАБОЧИМ ТЕЛОМ

В статье представлены результаты теоретического анализа эффективности идеального термодинамического цикла комбинированного двигателя внутреннего сгорания с подачей воды в камеру сгорания. Проведён анализ влияния параметров воды, поступающей из системы охлаждения компрессорной ступени в камеру сгорания двигателя, на характеристики двигателя.

Ключевые слова: рабочий цикл, камера сгорания, парогазовая смесь.

Определяющими критериями технического уровня современных силовых установок на базе двигателей внутреннего сгорания (ДВС) являются их экономичность и удельная металлоёмкость. Комбинированные двигатели внутреннего сгорания с предварительным сжатием воздуха в компрессорной ступени и последующим расширением продуктов сгорания в турбине позволили существенно улучшить эти крите-

рии по сравнению с так называемыми «атмосферными» ДВС [1, 2, 3, 4). В настоящее время одним из направлений повышения термодинамической :к{х^ек-тивности комбинированных ДВС является впрыск испаряющейся жидкости (воды) в поток рабочего газа [1 ]. В связи с этим становится актуальным использование теплоты, отводимой к воде от воздуха, сжимаемого в компрессорной ступени комбинированного

ДВС. В этом случае возможны следующие варианты теоретического цикла комбинированного ДВС: охлаждение воздуха водой производится в охладителе наддувочного воздуха (ОНВ) после одноступенчатого сжатия в компрессоре перед дожатием в цилиндре ДВС (рис. 1); охлаждение воздуха производится в нескольких ОНВ при многоступенчатом сжатии в компрессоре (рис. 2); охлаждение сжимаемого воздуха осуществляется посредством впрыска воды в компрессор (рис. 3) [5, 6].

Для оценки целесообразности и перспективности реализации описанного выше парогазового цикла проведём теоретический анализ эффективности идеального термодинамического цикла комбинированного двигателя внутреннего сгорания с подачей воды в камеру сгорания. Для этого рассмотрим, например, термодинамический цикл комбинированного ДВС, в котором охлаждение сжимаемого воздуха обеспечивается впрыском воды в компрессор (рис. 3). При этом за счёт интенсивного контактного теплообмена между сжимаемым воздухом и капельной водой процесс сжатия может существенно отличаться от адиабатного (процесс 0 —2), а в некоторых случаях приближаться к изотермическому [5,6]. После компрессорной ступени нагретая в ней вода вместе с воздухом подаётся в камеру сгорания (КС) двигателя. Затем мгновенно происходят процессы изохорного сгорания топлива в КС (процесс 2 — 3), нагрева и полного испарения воды (процесс 3 — 3 — 3"). После этого газопаровая смесь расширяется до давления выхлопа, равного начальному (процесс 3" — 4"); такое равенство давлений в комбинированных ДВС поршневого типа обеспечивается за счётдорасширения продуктов сгорания в турбине, а в случае ДВС роторного типа полное расширение может быть обеспечено в его рабочей камере. Соотношение параметров состояния газовой смеси в точке 3 и параметров состояния парогазовой смеси в точке 3" будут определять соотношение площадей диаграмм «сухого» цикла 0 — (1)2 — 3 — 4 и парогазового цикла 0 — (1)2 —3" — 4", то есть изменение термодинамической эффективности цикла, а также изменение максимальных величин давления и температуры газа в цикле.

Математическая модель идеального рабочего цикла комбинированного ДВС для любого из рассмотренных выше циклов включает в себя систему допущений, расчётные уравнения, условия однозначности.

Для решения поставленной задачи приняты следующие допущения:

1. процессы 0 — 1, 1 — 2, 3 — 4 являются политроп-ными процессами сжатия и расширения с постоянными показателями политропы и могут протекать как с подводом, так и с отводом тепла; величина политропы в этих процессах может быть как одинаковой для всех процессов, так и индивидуальной для каждого из них; процесс расширения 3 — 4 протекает при одинаковой величине показателя политропы независимо от конструктивного обеспечения этого процесса;

2. теплота в циклах подводится при температуре выше окружающей среды, что возможно осуществить только за счёт сгорания топлива (тепловыделением от трения пренебрегаем);

3. масса газа (воздуха) в процессах 0 — 1, 1—2 постоянна; масса газа (газовая смесь продуктов сгорания) в процессе 2 — 3 увеличивается мгновенно на величину массы впрыскиваемого топлива; масса газовой смеси в процессе 3 — 4 постоянна; массообмен газа через неплотности проточной части всех элементов ДВС отсутствует;

Г1

'г

%

V,

V,

Г,

е,

Ро

Рис. 1. Термодинамические циклы комбинированного ДВС без охлаждения сжимаемого воздуха (0 — 1 — 2 — 3 — 4) и с охлаждением воздуха в ОНВ после компрессорной ступени (0 - I - 01 - 2' - 3' - 4')

---ь-НГ

р,

Р<

Р,

Р.

Р.

Р.

02 0а 013 012 011

Рис. 2. Термодинамические циклы комбинированного ДВС без охлаждения сжимаемого воздуха (0-1-2-3 -4) и с многоступенчатым сжатием и охлаждением воздуха в ОНВ после каждой компрессорной ступени (00 - 1 - 011 - 2’ - 012 - Т - 013 - Г" -... - 01 г - 2' - 02 - 3' - 4')

Рис. 3. Термодинамический цикл комбинированного ДВС с подачей испаряющейся негорючей жидкости (воды) в камеру сгорания

4. изохорная теплоёмкость и коэффициент адиабаты топливно-воздушной смеси являются постоянными величинами и равны изохорной теплоёмкости и коэффициенту адиабаты воздуха, т.к. доля топлива в топливно-воздушной смеси незначительна (примерно 1 часть топлива на 15частей смеси [2, 3|);

5. процесс расширения осуществляется до давления окружающей среды Ри (точка 4), т.е. давление выхлопа равно начальному давлению;

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №3 (»3) 2009

6. основной процесс подвода тепла — это процесс изохорного сгорания топлива 2 — 3;

7. во всех процессах цикла рабочий газ — идеальный газ;

8. потери давления в органах газораспределения и в коммуникациях отсутствуют;

9. температура и давление газа в коммуникациях не изменяется; исключение — охлаждение сжатого воздуха в ОН В (для циклов, представленных на рис. 1,2);

10. затраты мощности на механические потери трения и на привод вспомогательных механизмов отсутствуют;

11. параметры состояния и масса газовой и парогазовой смеси в процессах 2 — 3 — 3 — 3" изменяются мгновенно;

12. промежуточный теплоноситель (вода) испаряется полностью; его конденсация в процессе 3" —4" отсутствует.

Расчётные уравнения математической модели идеального рабочего процесса комбинированного ДВС с парогазовым рабочим телом представим в соответствии с последовательностью рабочих процессов в рассматриваемом цикле.

Определение температуры, давления и удельного объема воздуха в конце процесса сжатия 0 — 2 при условии р, = р„ (рш =1):

к-1 ('*»? |) Т = Т г к г П/’

12 10°П1 °Г2 '

т.

р2 = р,€,2 , V 2 ~ К и ■

Рг

Определение температуры, давления и объема в конце процесса 2 — 3:

к-1

Т =Т г * г +-

1А 10С01 с12 т

тз

Р:\ ~ ~^гР > •

2

V - Д — Л - К« м ------------------■

р.,

-т ■ (*“"») £г_ То -(-*')

— 1 (I *Г &Л»

п.,-1

к-1) ( па-1 \

Е,"а -1

т

к.„п =

+ к..

т

I

с„

)/ 1 т

+

)/ с с

Ту =

с,Т„

сУТ„

+ с,тТ,

с„ + шс„

•['•/+(с, -с,,,,,,)г„(1;]я1

С\ Ш /

1+т + 1 + т С' "п' Ксн" = Су"" (к,ш‘

Рг=0 + тЖ,

V,.

Ел

Рг)

к

Определение параметров газовой смеси после вытеснения сконденсированного водяного пара. Объемная доля газа в газопаровой смеси:

Определение температуры жидкости при теплообмене между газом и водой в процессе 1 — 2 и показателя адиабаты парогазовой смеси в точке 3 :

Л =

1

1+т

1

т

1 + т 1 + т

где ¡л и — молекулярные массы газовой смеси и насыщенного водяного пара.

Если у,. — объём, занимаемый газом в газопаровой смеси, то уг = Лу4.,„. После вытеснения водяного пара газ расширяется изобарно от объема у4. до объёма у,. Точка 4 — состояние газа после изобарного вытеснения водяного пара. Величина Т, определяется по уравнению изобары: Т4 = Т4../Л. Процесс 4 —0 — псевдо-процесс изобарного сжатия газа (рис. 3).

Определение работы в процессах цикла:

1гг=(1 + т{-Ь- + • су„„\тг -Тг)-

\1 + т 1 + т )

ДГ)_;

>/и *

Аг — Я»

Т,

¡во ~ КЛ Т0),

п,=

д + туж{р,-р0)

Давление впрыскиваемой воды принимаем Рж~Рз- Определение температуры насыщенных водяных паров и удельной теплоты парообразования, соответствующих давлению рж, производится по данным, представленным в [7). Определение температуры и параметров парогазовой смеси для 1 кг газа при массе жидкости, приходящейся на 1 кгмассы газовой смеси,равной т:

где 1р = /:г4. — удельная работа расширения цикла; /.=/,„ +1П + ¡ж + 1т — удельная суммарная работа сжатия цикла; д — удельное количество теплоты, подведённое к рабочему телу в процессе сгорания топлива.

Расчёт цикла комбинированного ДВС с парогазовым рабочим телом производился при следующих условиях однозначности: р„= 10л Па; Т0 = Тж(| =273 К £01 = 1; = 10; уж = 0,001006 м'/кг; к = 1,4; к,,,,— 1,33

1 <п12<к; ¿/=0,029; //„=0,018; пгг — к^, q = 2900 кДж/кг с = 897Дж/кгК; сж=4190 Дж/кгК; с =2168 Дж/кгК с1ШП= 2630 Дж/кгК.

Как показали полученные результаты, впрыск жидкости в КС комбинированного ДВС оказывает заметное влияние на его рабочие процессы и интегральные характеристики, что объясняется увеличением массы рабочей газовой смеси в КС и потерями части теплоты сгорания топлива, затрачиваемой на нагрев воды и на её испарение. Так, для заданных условий однозначности, увеличение количества впрыскиваемой жидкости приводит к снижению КПД и максимальной температуры цикла (рис. 4). При большом количестве жидкос ти КПД может снизиться на 10 %; однако при т < 0,1 кг/кг это снижение составляет не более 4...5 %, тогда как максимальная температура газовой смеси в цикле снижается более, чем на 1000К. Этот результат можно оценивать как положительный с точки зрения возможности снижения требований к конструкционным материалам КС по сравнению с «сухим» циклом. При этом наблюдается снижение максимального давления газа в цикле и изменение требуемого для полного расширения газовой смеси соотно-

Рис. 4. Влияние количества впрыскиваемой воды на индикаторный КПД (1-4) и максимальную температуру цикла (5.6) комбинированного ДВС при показателе политропы сжатия воздуха, равном: 1 (1. 5); 1,1 (2); 1,2 (3); 1,3 (4, 6)

PHh\v

Рис. 5. Влияние количества впрыскиваемой воды на величину максимального давления в цикле (1—4) и на соотношение между величиной объёма рабочей камеры в момент выхлопа и величиной объёма рабочей камеры в конце процесса впуска (5-8) при показателе политропы сжатия воздуха, равном:

1 (1,5); 1,1 (2,6); 1,2 (3,7); 1,3 (4,8)

шения о&ьёмов рабочей камеры в точках 0 и 4 (рис. 5). Разумеется, при других режимах работы компрессорной ступени, свойствах и параметрах впрыскиваемой жидкости характеристики рассматриваемого цикла могут существенно изменяться. Так, например, при увеличении температуры впрыскиваемой воды на 100...200 К КПД может быть увеличен на 2...3 %; при этом максимальное давление газа в цикле возрастёт примерно на 0,2...0,5 МПа (около 5 %), максимальная температура газа в цикле возрастёт примерно на 100К (рис. 6). При изменении степени повышения давления сжимаемого воздуха вдиапазонеот5до30 КПД цикла может изменяться на 10...15 %, максимальная темпе-ратура цикла — на 200...300 К; при этом по сравнению с «сухим» циклом комбинированного ДВС максимальная температура газа в идеальном цикле комбинированного ДВС с парогазовым рабочим телом может быть снижена на 1000... 1500 К (рис. 7).

Таким образом, проведённый расчётно-теоретический анализ позволил на предварительном этапе исследования комбинированного ДВС с парогазовым рабочим телом установить, что впрыск воды в КС комбинированного ДВС, нагретой при охлаждении предвари тельно сжимаемого воздуха, может обеспечить существенное снижение температуры газа в цикле при незначительном ухудшении экономичности рабочего процесса. Это позволит снизить внеш-

Рис. 6. Влияние температуры впрыскиваемой воды на величину максимального давления в цикле (1), индикаторного КПД (2) и на максимальную температуру газа в цикле (3)

Рис. 7. Влияние степени повышения давления воздуха на величину индикаторного КПД (1), максимального давления газа в цикле (2 ), максимальной температуры газа в цикле без впрыска воды в КС (3), максимальной температуры газа в цикле с впрыском воды в КС (4), температуру газа при выхлопе (в конце процесса расширения) (5)

ние тепловые потери, а также температурные напряжения и деформации деталей и узлов ДВС; отказаться от дорогостоящих конструкционных материалов.

Библиографический список

1. Кавтарадзе Р.З. Теория поршневыхдвигателей, — М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2008. — 720 с.

2. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей / Д.Н. Вырубов. H.A. Иващенко, В.И. Ивин и др.; под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. — М. : Машиностроение, 1983. — 375 с.

3. Двигатели внутреннего сгорания: вЗкн. — М.: Высш. шк., 2007. —Кн. 1 : Теория рабочих процессов. — 479 с.

4. Теплотехника / А.М Архаров, И.А. Архаров, В.И. Афа-насьевидр. — М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. — 712с.

5. Системы охлаждения компрессорных установок / Я.А. Берман, ОН. Маньковский, Ю.Н. Марри др. — Л.: Машиностроение, 1984. — 228 с.

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК N»3 (83) 2009

6. Юта В.Л. Системы охлаждения и газораспределения объёмных компрессоров. — Новосибирск: Наука, 2006. — 236 с.

7. Вукалович М П., Ривкин С.Л., Александров A.A. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара. — М.: Изд-во стандартов. 1969.408 с.

ЮША Владимир Леонидович, доктор технических наук, заведующий кафедрой «Компрессорные и холодильные машины и установки».

ЧЕРНОВ Герман Игоревич, кандидат технических наук, доцент кафедры «Техника и физика низких температур».

Адрес для переписки: 644050, г. Омск, пр. Мира, 11.

Статья поступила в редакцию 29.08.2009 г. © В. Л. Юша, Г. И. Чернов

УДК 697.326.004.1 В. Р. ВЕДРУЧЕНКО

Н. В. ЖДАНОВ Е. В. МАКАРОВА М. В. КУЛЬКОВ

Омский государственный университет путей сообщения

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ ВОСПЛАМЕНЕНИЯ И ТЕПЛООБМЕНА ИЗЛУЧЕНИЕМ В НЕЭКРАНИРОВАННОЙ ТОПКЕ ВОДОГРЕЙНОГО КОТЛА

Выполнен анализ влияющих факторов на развитие процессов воспламенения топливного факела в неэкранированной котельной топке. Предложенные технические решения по интенсификации теплообмена в топке обосновываются методикой расчета температуры газов на выходе из топки, учитывающей наличие дополнительных излучателей. Ключевые слова: воспламенение и теплообмен, топка котла, излучатель.

При сжигании жидкого и газообразного топлива в котельной топке условия теплообмена в основном зависят от организации процесса горения и аэродинамики топки |1 —9].

В зависимости оттипа применяемых горелок можно получить факел с различной светимостью и температурой, а в зависимости от их компоновки на стенах топки различное заполнение объема топочной камеры. Изменения светимости факела и его температуры непосредственно влияют на количество передаваемого в топке тепла, а следовательно, на температуру продук тов сгорания, покидающих топочную камеру. В предельных случаях факел может быть светящимся или несветящимся (прозрачным). Однако большинство применяемых горелочных устройств, устанавливаемых на промышленных котлоагрегатах, обеспечивают достаточно хорошее перемешивание горючих газов с воздухом и устойчивое раннее воспламенение, а следовательно, выдают не светящийся или слабо светящийся факел [1,2,5].

| Известно, что перемешивание топлива с воздухом

£ и эмиссионные характеристики факела изменяются

т в зависимости от нагрузки горелочных устройств.

< В связи с этим одна и та же горелка может выдавать

1 несветящийся или слабо светящийся факел.

Излучательная способность факела сильно зави-

2 сит от концентрации и размера частиц сажи, а кон-

т центрация сажи в различных частях факела резко

переменна. Так как процесс сажеобразования и ЫЛ количество образующейся при горении сажи не под-

дается расчету, то светимость пламени приходится весьма ориен тировочно оцениватьнаосновании различных косвенных признаков. В связи с этим точная расчетная оценка условий теплообмена в топках, работающих на газе, весьма затруднительна [2,4,6).

Исходя из того, что светимость факела можно изменять в зависимости от качества смешения топлива с воздухом, естественно возникает вопрос, какой факел выгоднее иметь в топках для интенсификации теплообмена? В литературе по этому вопросу имеются диаметрально противоположные точки зрения [1—5]. Очевидно, что при одинаковых температурах светящееся пламя обеспечит белее интенсивное излучение по сравнению с несветящимся. Однако при сжигании газа несветящимся пламенем достигается более высокая максимальная температура, располагающаяся в непосредственной близости от устья горелки [ 11.

В ряде работ [1, 2, 4| показано, что соотношение между температурами газов, покидающих топку при светящемся и несветящемся пламени, может быть различным в зависимости от расположения максимума температуры, нагрузки топочного объема и доли объема занятой светящейся частью пламени. Более существенное влияние на температуру продуктов сгорания, покидающих топку, оказывает аэродинамика топки, тесно связанная с типом и компоновкой горелок, а также наличие или отсутствие в топке дополнительных (вторичных) излучателей.

Анализ литературных источников [1,4 — 8] показывает, что для интенсификации теплообмена излуче-