Научная статья на тему 'Анализ эффективности идеального термодинамического цикла комбинированного двигателя внутреннего сгорания с парогазовым рабочим телом'

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

CC BY
566
62
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
Ключевые слова
РАБОЧИЙ ЦИКЛ / КАМЕРА СГОРАНИЯ / ПАРОГАЗОВАЯ СМЕСЬ / THERMODYNAMIC CYCLE / COMBUSTION CHAMBER / VAPOR AND GAS MIXTURE

Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Юша Владимир Леонидович, Чернов Герман Игоревич

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.

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Юша Владимир Леонидович, Чернов Герман Игоревич

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

The analysis of internal combustion engine with vapor and gas working mixture for ideal thermodynamics cycle efficiency

At the article the analysis of efficiency of an ideal thermodynamics cycle for an internal combustion engine with vapor and gas working mixture is presented. The theoretical research of engine characteristics dependence by the parameters of compressor water cooling systems is conducted.

Текст научной работы на тему «Анализ эффективности идеального термодинамического цикла комбинированного двигателя внутреннего сгорания с парогазовым рабочим телом»

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

%

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)-

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

\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-

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.