о,so

0,45

0,40

0,35

0, JO

0,8 0.9 1,0 1,1 1,2 U 1,4 !,5л

Рис. 2.20. График зависимости КПД расчетного ци­кла. от коэффициента избытка воздуха

Максимальная температура расчетного цикла в результате диссоциации снижается в диапазоне 0,8 < а < 1,5. Снижение тем­пературы при а— I и е= 12 достигает 300 °С.

Потеря теплоты из-за диссоциации приводит к снижению tfa, (рис. 2.20), которое имеет наибольшее значение при «==1 и достигает 9% при е== 12 (относительно rj, без учета диссоци­ации).

Существенное снижение влияния диссоциации на параметры и показатели расчетного цикла по мере обеднения смеси, т. е. при уменьшении температуры сгорания, косвенно указывает на малое влияние диссоциации на показатели расчетного цикла дизеля.

2.3. Утилизация теплоты в двс

Стремление более полно использовать энергетический потен­циал топлива привело к появлению комбинированных двига­телей, в которых осуществляется утилизация теплоты. Как пра­вило, утилизируется теплота отработавших газов.

На рис. 2.21 приведена схема установки, которая включает две ступени утилизации тепла.

С целью увеличения энергии ОГ в таких двигателях осущест­вляют тепловую изоляцию стенок камеры сгорания путем об­лицовки ее керамическими материалами, что препятствует пере­даче теплоты в охлаждающую среду.

Представляет интерес возможность утилизации тепла в ДВС на основе использования термодинамического цикла с отводом теплоты двум теплоприемникам.

На самом деле в действительном цикле ДВС теплота ОГ передается стенкам рабочей камеры с последующей передачей охлаждающей жидкости, т. е. действует два теплоприемника.

74

L

13

f

8

T Г

r*

Pec. 2.21. Принципиальная схема компаундной силовой установки:

1 - фильтр; 2 - воздухоохладитель; 3 - вентилятор; 4 - двигатель; 5 - силовая турбина; 6 - редуктор; 7 - паровая турбина; 8 - конденсатор; 9 - вентилятор; 10 - эжектор; 11 - насос; 12 - парогенератор; 13 - переходной клапан; 14 - тур­бокомпрессор; 15 - расходный бачок

Из-за высоких температур цикла ДВС количество теплоты, от­веденной стенкам, сопоставимо с количеством теплоты, отведен­ной ОГ.

На основе предлагаемого термодинамического цикла полу­чено выражение для термического КПД теплосиловой установки на базе ДВС с утилизацией теплоты, отведенной двум теплопри- емникам.

Термодинамический цикл базового ДВС теплосиловой уста­новки основан на общепринятых и дополнительных допущениях и определениях. В частности, отвод теплоты стенкам моделиру­ется отводом теплоты теплоприемнику в ВМТ либо по частям в ВМТ и НМТ с учетом реальных условий теплообмена. При таком допущении в цикле участвует не менее двух теплоприем- ников.

На основе изложенной модели термический КПД цикла определяется следующим образом:

где q_t — подведенная теплота; q₂ — отведенная теплота; q_r — теплота, отведенная первому теплоприемнику (ОГ); q₀ — тепло­та, отведенная второму теплоприемнику (стенки камеры сгора­ния); q_m — теплота, отведенная второму теплоприемнику вблизи

Чт+Ча

Чг + ЧСЛ+Ч<Х1

= 1-

75

Рас. 2.22. Цикл с изохораым подво- Рис. 2.23. Цикл с изохорным подводом дом теплоты в координатах T—S теплоты в координатах р— V-

Рис. 2.24. Цикл со смешанным подво- Рис. 2.25. Цикл со смешанным под- дом теплоты в координатах р— V водом теплоты в координатах

T-S

ВМТ по изохоре; q₀₂ — теплота, отведенная второму теплопри- емннку в НМТ по изохоре.

Термодинамический цикл для случая изохорного подвода теплоты представлен на рис. 2.22 и 2.23, изохорно-изобарного подвода теплоты — на рис. 2.24 и 2.25, с предварительным сжа- тием рабочего тела — на рис. 2.26 и 2.27.

Рассмотрим сначала циклы с изохорным подводом теплоты. Выражение для термического КПД базового ДВС имеет вид

е '

I

s V_c

V

Рис. 2.26. Цикл с предварительным Рис. 2.27. Цикл с предварительным сжа- сжатием рабочего тела в координатах тием рабочего тела в р— V координатах T-S

где K_i=q₀/q_l — коэффициент тепловых потерь; b—q₀Jq₀ — доля теплоты, отведенной вблизи ВМТ по изохоре.

Рассмотрим возможности утилизации теплоты, отведенной первому теплоприемнику (ОГ).

Энергия газов реализуется полностью, если имеет место адиабатное расширение температуры окружающей среды (ади­абата Ь"г") с последующим изотермическим сжатием до давления окружающей среды (изотерма га).

В реальных расширительных машинах (например, турбинах) расширение газов осуществляется либо до давления среды, либо до давления, превышающего его. Поэтому максимальная работа расширения газов определяется адиабатой Ь"т". Отвод теплоты при этом производится по изобаре та. Прирост термического КПД при утилизации теплоты, отведенной выпускным газам,

где Х—р_г/р_е — степень повышения давления; Х'=р^!р_с — степень повышения давления с учетом теплоты, отведенной второму теплоприемнику, вблизи ВМТ; 8' =pvjpy — степень понижения давления из-за отвода теплоты второму теплоприемнику в НМТ.

Из формулы видно, что при фиксированной степени сжатия е максимальная величина Ьа\ достигается при отсутствии отвода теплоты второму теплоприемнику, т. е. когда Х\=Х,8' = 1.

Этой ситуации соответствует адиабата Ьт.

составит

Ьз\_и-

77

s

Рис. 2.28. Цикл утилизации тепло­ты, отведенной охлаждающему га­зу, в координатахp—V

Рис. 2.29. Цикл утилиза­ции теплоты, отведенной охлаждающему газу, в ко­ординатах T—S

Термический КПД цикла с утилизацией теплоты, отведенной

Возможность утилизации теплоты, отведенной второму теп­лоприемнику, заключается в том, что теплота д₀ передается второму рабочему тела (газу) по изобаре или изохоре. В первом случае РТ может совершить работу только при предварительном сжатии нагнетателем.

Термодинамические циклы утилизатора теплоты q₀ приведе­ны на рис. 2.28 и 2.29. Из рисунков видно, что при изохорном подводе теплоты работа утилизационного цикла максимальна.

Для утилизационного цикла с изобарным подводом теплоты второму РТ прирост термического КПД теплосиловой установки составляет

где я — степень повышения давления нагнетателя охлажденного газа.

При применении утилизационного цикла с изохорным под­водом теплоты охлаждающему газу

сОГ,

^су = Ч/+Л*? гг-

78

_ ' ^llk~^l Л_? I

1 +т 1 — 1

*

*о

_Я

где т—(,- ; K^—Gb/Gr — коэффициент производитель-

ГлСу fa/o + lj

ности нагнетателя охлаждающего газа; G_b — расход охлажда­ющего газа: G> — расход ОГ.

Термический КПД цикла с изохорным подводом теплоты и с утилизацией теплоты, отведенной теплоприемникам, составит

Ч,„=Ч,+ДЧ*+ДЧ_Л.

Рассмотрим цикл с изохорно-изобарным подводом теплоты (см. рис. 2.24).

Термический КПД базового ДВС

lt=l bk,U-tl\

к-i (A-l)+fcA(p-l) ⁹\ к-ij

Прирост термического КПД цикла при утилизации теплоты, отведенной с ОГ, составит

&4ir~~ 7Г17Тг!—■ р^к-п-ккт • рТ-Ц},

к-1 (А— 1)Ч-*А(р — 1)

где Ь=р"₁1р_г — степень понижения давления из-за отвода теплоты в стенки вблизи ВМТ.

Прирост термического КПД цикла с предварительным сжа­тием до 7с_н=е£ составляет

А*,-— • —5 — 1[Ш'р^к-1] —~ [(Ш'р^к)^11к-1]1.

к-1 {Х-1)+кХ(р-1) \^{1 у} <~^{lLV J}j

Термический КПД цикла с изохорно-изобарным подводом теплоты и с утилизацией теплоты, отведенной теплоприемникам,

^су=^+А»//,+А^ю-

Для определения термического КПД необходимо знать К,. Как показал Б. С. Стечкин, коэффициент тепловых потерь дает тепловую характеристику машины и входит в число параме­тров двигателя наряду с г, к, р.

79

Работа цикла определяется следующим образом:

Ajcy су-

Среднее давление цикла рав­

но

Ptcy

0,1

0,2

Зависимость КПД и его со- ставляющих от коэффициента те- пловых потерь представлена на рис. 2.30.

Располагая такими зависимо- стями, можно решить многие практические вопросы, например, о максимальном значении КПД охлаждаемого двигателя, макси- мальном значении КПД охлажда- емого и адиабатного поршневого

двигателя с утилизацией отведенной теплоты, влиянии цикла на эффективность утилизации и т. д.

Рис. 2.30. Зависимость термическо­го КПД от коэффициента «тепло­вых потерь»