Выбор рациональной характеристики тепловыделения с учетом необратимости внутрицилиндровых процессов Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

4. Павлюк Р.Ю., Бутко А.Е., Благой Ю.П. Криогенное измельчение пряноароматического и лекарственного растительного сырья и возможности его применения в пищевой, косметической и фармацевтической промышленности // Препринт Физико-технического института низких температур. - Харьков: АН УССР, 1990. - С. 1-26.

5. Беззубцева М.М. Перспективы внедрения криогенных электромагнитных механоактиваторов в аппаратурно-технологические системы предприятий АПК // Международный журнал экспериментального образования. - 2016. - №11-2. - С. 257-258.

Literatura

1. Bezzubceva M.M., Platashenkov I.S., Volkov V.S. Jelektromagnitnyj krioizmel'chitel' dlja dispergirovanija produktov rastitel'nogo proishozhdenija // Problemy jenergoobespechenija predprijatij APK i sel'skih territorij: sb. nauch. tr. SPbGAU. - SPb. 2008. - S. 96-100.

2. Venger K.P. Nauchnye osnovy sozdanija tehniki bystrogo zamorazhivanija pishhevyh produktov: avtoref. dis. ... doktora tehn. nauk: 05.18.12. - M., 1992. - 45 s.

3. Verkin B.I., Zinov'ev M.V., Povstjanyj L.V. Kriogennoe izmel'chenie farmacevticheskih i pishhevyh produktov // Preprint Fiziko-tehnicheskogo instituta nizkih temperatur. - Har'kov: AN USSR, 1985. - S. 1-25.

4. Pavljuk R.Ju., Butko A.E., Blagoj Ju.P. Kriogennoe izmel'chenie prjanoaromaticheskogo i lekarstvennogo rastitel'nogo syr'ja i vozmozhnosti ego primenenija v pishhevoj, kosmeticheskoj i farmacevticheskoj promyshlennosti // Preprint Fiziko-tehnicheskogo instituta nizkih temperatur. -Har'kov: AN USSR, 1990. - S. 1-26.

5. Bezzubceva M.M. Perspektivy vnedrenija kriogennyh jelektromagnitnyh mehanoaktivatorov v apparaturno-tehnologicheskie sistemy predprijatij APK // Mezhdunarodnyj zhurnal jeksperimental'nogo obrazovanija. - 2016. - №11-2. - S. 257-258.

УДК 621.436.2

Канд. техн. наук Р.А. ЗЕЙНЕТДИНОВ (ФГБОУ ВО СПбГАУ, zra61@mail.ru)

ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЕПЛОВЫДЕЛЕНИЯ С УЧЕТОМ НЕОБРАТИМОСТИ ВНУТРИЦИЛИНДРОВЫХ ПРОЦЕССОВ

Один из важнейших и эффективных путей совершенствования рабочего процесса дизелей - управление процессом сгорания в цилиндре. Этот путь предполагает знание реальных связей между различными предшествующими и сопутствующими сгоранию процессами и явлениями, в первую очередь между процессами топливоподачи, смесеобразования и теплопередачи. Установление зависимости выгорания топлива от текущей его подачи при определенных термо- и газодинамических условиях в камере сгорания дизеля позволяет исследовать процесс тепловыделения. Характер его протекания во многом влияет на топливно-экономические и ресурсные показатели поршневого двигателя.

Динамика тепловыделения во многом зависит от тепловых потерь и несовершенства процесса сгорания. Однако этот вопрос в настоящее время изучен недостаточно, что можно объяснить сложностью и неравновесностью процессов, происходящих в двигателе при сгорании топлива.

Цель исследования. Выделяющаяся в процессе сгорания теплота прямо пропорциональна количеству сгоревшего топлива и зависит от многих факторов, влияющих на совершенство процессов смесеобразования и сгорания топлива. Здесь решающую роль в протекании рабочего процесса играет динамика развития и распространения топливного факела, которая отражается на эффективных показателях дизеля. Однако развитие топливных факелов, теплообмен между окружающей средой и распыленным жидким

топливом и его испарение, турбулентная диффузия, образование горючей смеси и конечных продуктов сгорания сопровождаются неравновесными физико-химическими процессами. Поэтому в связи с несовершенством данных процессов и недогоранием топлива в камере сгорания выделившуюся за цикл теплоту можно выразить уравнением [1]:

Qвыд = хнп§ т.ц' (1)

где х ~ коэффициент выделения теплоты, учитывающий потерю части теплотворности топлива вследствие неполноты сгорания; цикловая подача топлива; Ни- низшая

Материалы, методы и объект исследования. Теплота, выделяющаяся при сгорании топливовоздушной смеси в цилиндре двигателя 0.ВЬ[д, расходуется на нагревание рабочего

тела (РТ) и на совершение работы, а определенная часть этой теплоты ((¿пот) отводится в стенки в процессах сгорания и расширения, и теряется на необратимые внутрицилиндровые процессы (рис.). Теплота, подведенная к рабочему телу, называемая использованной теплотой (¿исп, равна [2]:

где — потери теплоты в стенки цилиндров вследствие теплопередачи; (?гп- гидравлические потери на перетекание газов; <ЭДИСС — потери теплоты на диссоциацию.

В течение всего процесса сгорания сумма потерь теплоты обычно составляет 0-2- = \ и .и о . . 0.1 о ) 0Ъ._. -. В связи с чем количество теплоты, подведенное к рабочему

телу на участке видимого сгорания, чаще всего оценивается по опытным характеристикам использования теплоты по формуле [2]:

Qucn ^?быд Qiiot Фвыд

^z Озыд ^гХ-^иёт.ц.'

(3)

где - коэффициент использования теплоты на участке видимого сгорания. Относительная скорость теплоиспользования может быть выражена дифференциальным уравнением:

dq

исп

dp

qeud

dx

dq

w + dqduc

dp \ dp dp

(4)

J

где <?ВЬ[К- общая теплота, фактически выделившаяся в течение всего процесса

сгорания; dxfdip —относительная скорость тепловыделения при сгорании топлива;

dqw/d(p, dqA-ACf dip — соответственно относительная скорость теплопередачи через стенки

цилиндров и теплоты, выделяемой при диссипации энергии.

Относительная скорость тепловыделения при сгорании топлива с высокой степенью точностью описывается полуэмпирической функцией И.И. Вибе [2]:

dx _ 6,908 (m +1) dp pz

p-6

pz

\m

exp

6,908

Г n\m +1 p-6

pz

(5)

где т - показатель характера сгорания; в - угол начала тепловыделения; ср - текущее значение угла поворота коленчатого вала; <р - угол продолжительности сгорания.

Из уравнения Вибе видно, что основное влияние на процесс сгорания топливовоздушной смеси оказывают продолжительность процесса сгорания и

коэффициент эффективности сгорания т. Необходимо отметить, что на параметр ф влияет

состав смеси, а показатель т характеризует максимум скорости выделения теплоты. Повышение последнего показателя добиваются снижением потерь теплоты в систему охлаждения и повышением полноты сгорания топлива. В связи с этим исследование процесса сгорания топлива в цилиндре предусматривает поиск рационального закона тепловыделения путем подбора оптимальных значений кинетических параметров процесса сгорания т), которые в определенной степени обеспечивают минимизацию диссипативных потерь во внутрицилиндровых процессах рабочего цикла и при теплопередаче через стенки цилиндров.

Если учесть, что внутрицилиндровые и теплообменные процессы являются необратимыми и быстротечными, то исследование процесса тепловыделения лучше производить на основе энтропийного анализа данных процессов путем применения принципов неравновесной термодинамики, а использование понятия «энтропия» позволяет ввести в расчетную схему дополнительную термодинамическую связь.

В поршневых двигателях процесс подвода теплоты сопровождается одновременным образованием продуктов сгорания с известным составом, поэтому в ходе процесса сгорания

топлива термодинамическую систему можно считать открытой, а после окончания процесса -закрытой. Тогда параметры рабочего тела в каждый момент времени I можно характеризовать набором экстенсивных величин: внутренней энергией и, составом g и энтропией 5, которые изменяются в соответствии с дифференциальными уравнениями энергии, вещества и энтропии.

Дифференциальное уравнение энергетического баланса имеет следующий вид:

<ш = ¿<2ВЬ[Д + лн, -1ц~(И++ <и

дис

(6)

где й!(?ВЬ[д — количество выделяющейся теплоты в цилиндре двигателя; —

количество теплоты, переданное через стенки цилиндра; (1Ь — элементарная механическая работа газов; (Ш^ — приращение энтальпии рабочего тела, обусловленное изменением его

массы;

(11

дис

элементарная работа диссипативных сил; (1^ — теплота диссипации.

Изменение количества рабочего тела в цилиндре можно выразить уравнением:

¿д = + - ¿дВы* - ¿дут,

(7)

5,

где двх, двых — соответственно массы входящих и выходящих из цилиндра газов; масса поданного в цилиндр топлива; - элементарная масса газа, уходящего через

отверстие кольцевого уплотнения.

Изменение энтропии рабочего тела 5 в надпоршневом пространстве двигателя имеет

следующий вид [3]:

где — масса I -го компонента газовой смеси; (1изменение энтропии РТ в процессе сжатия; (¿5^, — изменение энтропии при теплоотдаче через стенку цилиндров;

производство энтропии вследствие необратимости внутрицилиндровых процессов.

Изменение энтропии при переходе одного моля рабочего тела из одного состояния в другое может быть записано в виде:

где к — среднее I — ой точке отношение теплоёмкостей; Р0 - удельный объём рабочего тела при параметрах начальной точки; 1^ — текущие параметры рабочего тела,

соответственно температура и удельный объём; Я - универсальная газовая постоянная.

В действительности количество рабочего тела в цилиндре двигателя в течение рабочего цикла не остаётся постоянным, а для дизелей не остаётся постоянным и количество массового заряда, поэтому с целью учёта количественных изменений, претерпеваемых РТ, целесообразно выполнять исчисление энтропии в расчёте на один кг сжигаемого топлива. Принимая во внимание последнее и выполнив некоторые преобразования в выражении (9), можно получить зависимость для определения величины изменения энтропии РТ для линии сжатия в дизелях:

где Ь0 — теоретически необходимое количество воздуха для сгорания одного кг топлива, кмоль.

Результаты исследования. Производство энтропии при подводе теплоты имеет

следующий вид:

где Нн - низшая теплота сгорания топлива; /о - сгехиометрический коэффициент; V -скорость реакции; Т - текущая температура рабочего тела; £ - коэффициент выделения теплоты при сгорании цикловой дозы топлива.

Множитель и связан с формой кривой выгорания топливовоздушной смеси и выражается следующим образом:

1 §ц &х

и =

V ¡лт &

(12)

где х - относительная масса выгоревшего топлива; gц - количество топлива, впрыснутое в цилиндр за один цикл; /лт - молекулярная масса топлива; V - текущий объем; - относительная скорость тепловыделения.

При фиксированном количестве выделяемой теплоты (?ВЬ[д, рациональная характеристика процесса тепловыделения достигается при минимуме Д5ВЬ]Д(Г), т.е.

мВЫд(Ю =

/

Тг10

тт.

(13)

Из уравнения (13) следует, что в качестве управляющих переменных в задаче о минимуме Д^выд при фиксированном значении (?ВЬ[д лучше всего выбрать

продолжительность подвода теплоты Ти температуру рабочего тела, оптимальная форма изменения которой определяется законами тепловыделения и теплопередачи

из условия минимизации энтропии. Зная же оптимальный закон изменения температуры - (Г )" ■"' в зависимости от угла поворота коленчатого вала, из уравнения состояния для конкретного состава рабочего тела можно найти зависимость для изменения

объема.

Так как динамика процесса сгорания с учетом теплопередачи через стенки в целом оценивается еще показателем сгорания т, то задача минимизации возникновения энтропии (диссипации) при тепловыделении достигается кроме оптимальной формы параметра также и подбором рациональных значений показателей сгорания. При этом

значения кинетических параметров ср2 и т, при которых получаются наилучшие сочетания высоких значений индикаторных параметров (р, и ?/,) при наименьших значениях можно назвать оптимальными. Тогда общее количество выделяемой теплоты

равно:

-г

I

<?Выд = Явыд (Хши -^тпах.

Условия оптимальности задачи (13) в виде функции Лагранжа можно записать в виде

и?*,Л) = ч.ЫА{тг,л) + л ■ СяВЫА/Тл (15)

где X - множитель Лагранжа.

Итак, вопрос о степени термодинамического совершенства процесса тепловыделения при фиксированном значении выделяемой теплоты можно решить путем минимизации энтропии. Это позволяет достигнуть оптимальных значений кинетических параметров сгорания, тем самым отыскать рациональный закон тепловыделения.

При этом теряемая теплота из несовершенства сгорания топлива будет иметь вид:

Из уравнения (8) следует, что на энтропийный баланс рабочего тела влияет изменение энтропии при теплоотдаче через стенку цилиндров, что обусловлено оттоком энтропии в систему охлаждения при тепловыделении. Понятно, что чем меньше отток энтропии, тем система ближе к энтропийному равновесию, и задача минимизации роста энтропии в процессе теплопереноса будет иметь вид:

Г

Г,

Ж ^ тп,

^SW = В = / ^ (Гг, Г) _

0 V ст ^ г J

при известном количестве теплоты, отводимого в систему охлаждения:

1 1

Л

(17)

\ ^ (Гг, Гст ) Ж = Qw.

0

Если не учесть гидравлические потери на перетекание газов из надпоршневого пространства и потери на диссоциацию газов, то можно записать, что = хОвыд ~ Фнсп-Теплоту, выделяемую при сгорании топливовоздушной смеси, можно определить из выражения И.И. Вибе [2], а количество использованной теплоты - с помощью термодинамического уравнения [4]:

™ Асп = + ЯйТ - Ус1р + Фь - и^Х

(18)

где Т, р - локальные температура и давление рабочего тела в цилиндре; ¡1^ -

химический потенциал к-го компонента продуктов сгорания; 71^ - массовая концентрация к-го компонента продуктов сгорания.

Из уравнения (3) следует, что использованная теплота равна:

Х^и ■ V

Т^жсп =-;-

'о

Приравнивая правые части уравнений (18) и (19), имеем:

(19)

т

Из выражения (20) видно, что доля теряемой теплоты (1 — х^) зависит от суммарной величины изменения энтропии вследствие неравновесности внутрицилиндровых процессов и процесса теплообмена через стенку цилиндров при тепловыделении ^¿^тплсги поэтому задача снижения тепловых потерь сводится к минимизации суммарного значения производства энтропии в этих процессах.

В соответствии с формулами (3) и (20) количество теплоты, отводимое через систему охлаждения, определяется следующим образом:

Тогда целевая функция изменения количества теплоты, используемого на изменение внутренней энергии и совершения работы расширения, имеет вид:

где ^ Тг - теплота, отводимая в систему охлаждения; 2 - суммарная

теплота диссипации, связанная с утечкой продуктов сгорания через неплотности надпоршневого пространства и их диссоциацией.

Учитывая выражения (20) и (21), уравнение (22) может быть приведено к следующему

виду:

После несложных преобразований уравнения (23) можно получить:

Задача оптимальной в термодинамическом смысле организации внутрицилиндровых процессов состоит в том, чтобы выбором температур, химических потенциалов рабочего тела, а также коэффициентов теплоотдачи добиться минимума производства энтропии при заданной интенсивности внутрицилиндровых тепловых потоков. Задача минимизации возникновения энтропии (диссипации) достигается путем снижения разности температур между рабочим телом и стенкой цилиндров на линии расширения. При этом оптимальная форма изменения температуры рабочего тела в цилиндре зависит не только от

режима работы двигателя, но и от условия теплообмена с охлаждающей системой. Факторами, определяющими режим теплоотдачи от стенок рабочего цилиндра в охлаждающую жидкость, являются температуры стенки и охлаждающей жидкости, давление в полости охлаждения, удельная тепловая нагрузка, форма и сечение проточной части полости охлаждения, режим течения жидкости, ее физико-химические характеристики, амплитуда и частота вибрации теплоизлучающей поверхности.

Приведенные выше рассуждения показывают, что задача получения максимальной работоспособности рабочего тела при фиксированном количестве подведенной теплоты имеет также оптимальные решения, как и задача минимизации производства энтропии в рассматриваемом интервале. Это обусловлено тем, что между величиной минимально

возможного прироста энтропии и количеством теплоты, подведенной к рабочему телу (использованная теплота), существует монотонная зависимость. Зная минимальную

величину энтропии можно найти максимальную работоспособность рабочего тела

над поршнем. При фиксированном времени рабочего цикла выражение, характеризующее предельное теплоиспользование в цилиндре двигателя, можно записать в виде:

т

&сп = 11X ^ ^ таХ.

(25)

г V г =1

Подынтегральное выражение уравнения (25) определяет свободную энергию рабочего тела, используемую на совершение механической работы и повышение его внутренней энергии. Величина данной энергии определяет работоспособность рабочих газов на линии расширения и зависит не только от совершенства процессов смесеобразования и сгорания топлива, но и от тепловой потери через стенки цилиндров.

Оценку эффективности преобразования свободной энергии в работу во внутрицилиндровых процессах можно производить по характеру прироста энтропии. Энтропийную эффективность диссипативных процессов при тепловыделении в надпоршневом пространстве можно оценить по формуле:

где поток выделяемой в надпоршневом пространстве теплоты;

производство энтропии вследствие переноса теплоты на фазовые превращения в масляной пленке; /д. — вектор к-го термодинамического потока; Х^ — вектор к-ой движущейся силы.

Очевидно, что минимизация диссипативных потерь в выражении (26) обеспечивает получение максимального индикаторного КПД . Связь коэффициента с

оптимизированными законами тепловыделения и теплопереноса может быть выражена уравнением:

где <5НП — коэффициент неполноты сгорания топлива; — коэффициент, характеризующий потери теплоты в связи с наличием поверхностей теплообмена; ¿¡^р — коэффициент, характеризующий потери теплоты в связи с наличием процесса газообмена; диссипативные потери в связи с необратимостью внутрицилиндровых процессов. Выводы. Таким образом, минимизацию диссипативных потерь теплоты в процессах смесеобразования и сгорания топлива в поршневых двигателях обеспечивает повышение индикаторной работы. Поэтому при правильной организации процессов подвода и отвода теплоты с целью повышения целесообразно, чтобы уравнение связи между этими процессами позволило:

- исследовать на минимум диссипацию теплоты во внутрицилиндровых процессах при фиксированном значении цикловой подачи топлива;

- оценить раздельно влияние на индикаторный КПД íjl, потерь теплоты в неравновесных внутрицилиндровых процессах вследствие неполноты сгорания, несвоевременности выделения и отвода через системы охлаждения и выпуска;

- выявить зависимость j¡i и вышеперечисленных составляющих потерь теплоты в функции угла поворота коленчатого вала

Литература

1. Кавтарадзе Р.З. Теория поршневых двигателей. Специальные главы: учебник для вузов. -2-е изд., испр. и доп. - М.: МГТУ им Н.Э. Баумана, 2016. - 589 с.

2. Шароглазов Б.А., Шишков В.В. Поршневые двигатели: теория, моделирование и расчет рабочих процессов. - Челябинск: Издательский центр ЮУрГУ, 2011. - 525 с.

3. Зейнетдинов Р.А. Задача минимизации тепловых потерь в рабочих процессах поршневых двигателей // Научное обеспечение развития сельского хозяйства и снижение технологических рисков в продовольственной сфере: Сборник научных трудов международной научно-практической конференции профессорско-преподавательского состава, в 2- х частях. - СПб.: СПбГАУ, 2017. - С. 543-547.

4. Зейнетдинов Р.А. Системный анализ теплоиспользования в поршневых двигателях: монография. - СПб.: СПбГУСЭ, 2012. - 171 с.

Literatura

1. Kavtaradze R.Z. Teoriya porshnevyh dvigatelej. Special'nye glavy: uchebnik dlya vuzov. - 2-e izd., ispr. i dop. - M.: MGTU im N.EH. Baumana, 2016. - 589 s.

2. SHaroglazov B.A., SHishkov V.V. Porshnevye dvigateli: teoriya, modelirovanie i raschet rabochih processov. QCHelyabinsk: Izdatel'skij centr YUUrGU, 2011. - 525 c.

3. Zejnetdinov R.A. Zadacha minimizacii teplovyh poter' v rabochih processah porshnevyh dvigatelej // Nauchnoe obespechenie razvitiya sel'skogo hozyajstva i snizhenie tekhnologicheskih riskov v prodovol'stvennoj sfere: Sbornik nauchnyh trudov mezhdunarodnoj nauchno-prakticheskoj konferencii professorsko-prepodavatel'skogo sostava, v 2- h chastyah. - SPb.: SPbGAU, 2017. - S. 543-547.

4. Zejnetdinov R.A. Sistemnyj analiz teploispol'zovaniya v porshnevyh dvigatelyah: monografiya. - SPb.: SPbGUSEH, 2012. - 171 s.

УДК 631.862.2.:631.333.92

Доктор техн. наук Ю.А. КИРОВ (ФГБОУ ВО «Самарская ГСХА», kirov.62@mail.ru) Соискатель Н.В. БАТИЩЕВА (ФГБОУ ВО «Самарская ГСХА», n.baticheva@inbox.ru) Доктор техн. наук В.С. ШКРАБАК (ФГБОУ ВО СПбГАУ, v.shkrabak@mail.ru)

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАЗДЕЛЕНИЯ НА ФРАКЦИИ СТОКОВ ПИВОВАРЕННОГО ПРОИЗВОДСТВА В ГИДРОЦИКЛОНЕ-СГУСТИТЕЛЕ

Для пивоваренной промышленности одной из главных проблем в сфере рационального использования материальных ресурсов и рециклинга вторичных продуктов в АПК является разработка способов утилизации пивной дробины. В частности, требует особой переработки образующийся в процессе пивной затор, влажность которого достигает 96% [1,2,3]. Затор представляет собой дисперсную среду - смесь дробленых зернопродуктов с водой [4].

Анализ многообразия способов переработки пивной дробины показал, что наиболее эффективным является метод разделения на фракции.