Теоретические основы теплотехники -УКР

[d]= г/кг с. у.

4.Парціальний тиск водяної пари .

Вираження можна одержати з попереднього рівняння

d p – d pп = 0.622 pп pп ( 0.622 + d ) = d p

5.Ентальпія вологого повітря

J=Jв + Jп = Ср t + (2500 + 1.97 t) d

r – теплота паротворення

J кДж кг

6.Температура мокрого термометра – температура, при якій повітря знаходиться в стані насичення після ізоентальпічного охолодження

і – d діаграма

Запропонована в 1918 р. Л. К. Рамзіним. і – d діаграма побудована в косокутній системі координат.

7. Крапка роси – температура, при якій вологе повітря стає насиченим, а водяник пара – сухим насиченої (? = 100 %).Утвориться туман.

6.3. Визначення вологості.

Існує кілька способів і приладів для визначення вологості. Серед них найбільше часто застосовують наступні прилади.

1.Волосяний гігрометр. Застосовуються в побутових приладах. Точність

невелика.

2.Психрометр. Застосовуються в метеорології, встановлюються в музеях, картинних галереях і т.п. Складається з двох ідентичних термометрів – “сухого” і “вологого”. Кулька “вологого” термометра обернуть мокрою стрічкою, що забезпечує підведення води до кульки.

Якщо відносна вологість повітря менше 100%, то температура, “мокрого”

термометра завжди менше, ніж “сухого”. Обидва термометри укладені в загороджувальні кожухи й обдуваються в процесі вимірів повітрям від вентилятора.

За показниками двох термометрів за допомогою психрометричних чи таблиць i – d діаграми можна визначити абсолютну і відносну вологості повітря.

Іноді зустрічаються струминні компресори (точніше насоси).

компресори низького, середнього і високого тиску; чи вентилятори, нагнітачі і власне компресори.

Крім того, компресори класифікують по конструктивних ознаках (число і розташування циліндрів, число ступіней стиску), наявності системи охолодження і т.д.

До об'ємних компресорів відносять поршневі, ротаційні і шестерні.

Одноступінчатий поршневий компресор, схематичний пристрій якого зображено на мал. 15.1, складається з наступних елементів:

1 – циліндр; 2 – поршень; 3 – впускний клапан; 4 – випускний клапан; 5 – система охолодження циліндра; 6 – кривошипно-шатунний механізм.

Ротаційний компресор (див. мал. 15.2) включає корпус 1, у якому ексцентрично встановлений ротор 3 з рухливими пластинами 2. При обертанні ротора обсяг газу між двома сусідніми пластинами зменшується, тому підвищується тиск газу.

Цикл ідеального компресора представлений на мал. 15.3 у рν – координатах. Він складається з наступних процесів:

ад ад пол

Значення ηпекло складають 0.7...…09

Утрати на тертя в механізмах враховуються механічним ККД Звичайно для поршневих компресорів

м 0.85

Тоді ефективний ККД складе

из м чи к ад м

У реальних поршневих компресорах завжди мається шкідливий простір, обумовлене обсягом між кришкою циліндра і поршнем, що знаходиться у верхній мертвій крапці.

Частина газу, що залишилася в шкідливому просторі, при русі поршня від верхньої мертвої крапки вниз, розширюється. Тому корисний робочий обсяг циліндра зменшується.

Vh – V1 – завжди

При підвищень тиску величина дійсного обсягу усмоктування зменшується й у межі може досягти нуля.

Об'ємний ККД компресора враховує вплив шкідливого простору

V1 V4

Vh

звичайно 0.75...0.90

7.2. Багатоступінчастий поршневий компресор.

При збільшенні ступеня підвищення тиску об'ємний ККД поршневого компресора зменшується. Крім того, незважаючи на охолодження, температура чи газу повітря наприкінці процесу стиску досягає 2000С, що може привести (і приводить) до спалахів олії, що змазує стінки циліндра, унаслідок його розрідження і підвищення температури.

У силу зазначених причин для одноступінчатих поршневих компресорів величина ступеня підвищення тиску

Для досягнення великих тисків застосовують багатоступінчасті компресори з проміжним охолодженням газу після кожної ступіні стиску.

Схематичний пристрій двоступінчастого поршневого компресора з проміжним охолодженням приведене на мал. 15.5а

Рис. 15.5. (а)

Обидва циліндри компресора прохолоджуються водою. Крім того, після стиску в ступіні I газ надходить у проміжний холодильник, також охолоджений водою.

Цикл цього компресора зображений на мал. 15.5б. заштрихована площадка пропорційна по площі роботі, на яку зменшилася сумарна робота циклу.

Проміжне охолодження дозволяє наблизити процес стиску до ізотермічного.

На мал. 15.5у показані процеси стиску і проміжного охолодження в TS – координатах

.

Звичайно ступінь підвищення тиску у всіх ступінях приймають однакової, тобто

7. 3. Лопаткові компресори.

Лопаткові (лопатеві) компресори іноді називають турбокомпресорами.

У лопаткових компресорах газу повідомляється кінетична енергія, що потім перетвориться в потенційну. Обоє цих процесу відбуваються в безупинному режимі.

Лопаткові машини оборотні (турбіни і компресори).

По напрямку потоку робочого тіла лопаткові машини поділяються на осьові і відцентрові. Іноді зустрічаються діагональні машини.

7.4. Осьовий компресор.

Плани швидкостей осьових ступіней звичайно будують методом накладення окружних швидкостей.

Энергообмін у ступіні визначається

u Wu

Дж м2 [ ] кг с2

Р

Рис. 15.6.

Потужність на привод компресора

Восьових компресорах процес стиску повітря відбувається як у робочому колесі, так

ів зпрямляючем апараті.

Ступінь підвищення тиску в одній ступіні звичайно невелика, тому для досягнення великих тисків приходиться встановлювати цілий ряд робочих коліс і зпрямляючих апаратів.

Число ступіней у деяких багатоступінчастих компресорах досягає 14 в одному каскаді Ступінь підвищення тиску в одному ступені до 1.35. для понадзвукових ступіней до 2.

7.5. Відцентровий компресор

u2C2u u1C1u

Відцентрові компресори забезпечують повішення тиску до 4 – 4.5 разів в одній ступіні.

7.6. Зображення процесу стиску в лопатковому компресорі.

1-2 – реальний процес

1-2 – ідеальний процес Внутрішній ККД ступіні осьового компресора складає 0.8 – 0.92, а ступіні

відцентрового – 0.8 – 0.86.

Вентилятори часто не мають спрямляючого апарату. Випускається серійно з діаметрами робочих колес від 200 мм до 2000 мм.

Тиск, що розвивається вентиляторами, лежить у межах 30 – 12000 Па.

7.7. Вентилятори. Призначення і принцип дії осьових і відцентрових вентиляторів. Класифікація і підбор вентиляторів.

Вентилятор – пристрій з робочим органом у виді лопаткового колеса.

Призначені для стиску повітря зі ступінь підвищення тиску до 1.15 і його переміщення.

Найбільш поширені радіальні (відцентрові) і осьові вентилятори.

Принцип дії і тих і інших вентиляторів не відрізняється від роботи ступіней лопаткових компресорів. Спрямляючий апарат у вентиляторів звичайно відсутній.

ККД вентиляторів осьових трохи більше, ніж відцентрових.

7.8. Класифікація і підбор вентиляторів

Вентилятори звичайно проектує серіями. Номер вентилятора відповідає діаметру робочого колеса в дециметрах.

По величині створюваного тиску вентилятори підрозділяють на вентилятори: низького тиску – до 1000 Па; середнього тиску – до 3000 Па; високого тиску – до 15000 Па.

Вентилятори загального призначення і цілий ряд спеціально стандартизовані, тому завжди випливає в міру можливості застосовувати устаткування, що серійно випускається.

7.9. Характеристики вентиляторів.

Характеристика вентилятора – залежність тиску, споживаної потужності і ККД від його об'ємної продуктивності.

Роботу вентилятора завжди намагаються забезпечити на правій галузі напірної характеристики поблизу максимуму ККД.

7.10. Застосування вентиляторів

Вентилятори використовуються в багатьох областях. Приклади:

1.Системи вентиляції і кондиціонування повітря;

2.Тягодутьєві вентилятори в тепло енергетику;

3.Вентилятори систем охолодження машин і механізмів;

4.Спеціальні вентилятори (шахтний, кар'єрні, метрополітен);

5.Вентилятори систем пневмотранспорту.

Підбор вентиляторів здійснюють з урахуванням необхідного тиску, продуктивності по каталогах і довідникам, у яких приведені основні характеристики.

Іноді проектують і виготовляють вентилятори по вимогах конкретної установки, чи машини механізму, причому при створенні нової техніки це питання приходиться вирішувати досить часто.

8. ДВИГУНИ ЗОВНІШНЬОГО ЗГОРЯННЯ

Пропонований Вашій увазі доповідь присвячена пошукам шляхів оптимізації робочих процесів і параметрів автомобільних двигунів Стирлинга. Такі двигуни привертають увагу фахівців своїм високої ККД, здатністю працювати від будь-яких джерел тепла, у тому числі низького потенціалу. Однією з найважливіших умов, пропонованих у даний час до будьяких енергетичних установок, крім ККД, є екологічна чистота. Двигуни Стирлинга, є одними з найбільш зроблених пристроїв, у комплексі задовольняючих зазначеним вимогам. Тому дуже перспективним представляється використання двигунів Стірлінга для силових установок автомобілів, особливо для внутріміського транспорту.

Двигуни Стірлінга, основні модифікації яких представлені схематично на плакаті 1, є одними з найбільш ефективних перетворювачів енергії. В даний час теплові машини Стірлінга в основному знаходяться в стадії дослідно-конструкторських розробок. Накопичений (на жаль, в основному за границями СНД) деякий досвід їхніх розрахунків, проектування, виготовлення й експлуатації. Теоретично й експериментально характеристики таких машин досліджені в значно меншому ступені, чим ДВЗ, ГТУ, ПСУ. Пошуки і нові розробки в цьому напрямку постійно продовжуються.

Широкому застосуванню двигунів цього типу перешкоджає наявність ряду невирішених проблем, у числі яких - правильний вибір параметрів. До інших варто віднести необхідність створення раціональних методів розрахунку характеристик двигунів. Дотепер не створена універсальна і досить надійна методика оптимізації, хоча проведені численні теоретичні і досвідчені дослідження як окремих вузлів, так і двигунів у цілому.

Ціль роботи Виходячи з вищенаведеного визначилися мети проведених досліджень, а саме:

1.Порівняльний аналіз параметрів відомих схем і моделей машин Стірлінга.

2.Створення методики теплового, гідравлічного розрахунку параметрів двигунів.

3.Дослідження співвідношень видів втрат енергії в машинах з метою з метою подальшої оптимізації їхніх параметрів.

4.Розробка методів розрахунку характеристик двигунів.

Упропонованої Вашій увазі роботі розглядається метод розрахунку робочих процесів

іоптимізації параметрів теплових машин Стірлінга, що дозволяє підвищити їхню потужність і ККД. Ця оптимізація може проводитися вже на стадії попереднього пророблення варіантів побудови машин. Пропонована методика не претендує на повну завершеність, оскільки дослідження в даному напрямку продовжуються, однак її основні положення і принципи вже дають підбадьорюючі результати. Кінцевою метою є визначення основних параметрів двигунів на основі замкнутої оптимізації, що дозволяє щонайкраще вибирати основні співвідношення його вузлів і деталей на стадії конструювання.

8.1. Розрахунок параметрів дійсних циклів

Відомі методи розрахунку параметрів дійсних циклів двигунів проводяться звичайно за східчастою схемою. На першому етапі визначаються і вибираються параметри ідеального циклу, найчастіше на основі теорії Шмідта, на другому - обчислюються параметри дійсного циклу з обліком теплових, гідравлічних і ін. утрат у внутрішньому контурі двигуна. Наступні етапи припускають визначення основні характеристики двигуна з обліком механічних, зовнішніх теплових і ін. утрат.

Однак східчаста схема розрахунків параметрів двигунів може бути застосована далеко не завжди. Її не можна використовувати, наприклад, при оптимізації по внутрішньому чи ефективний ККД двигуна, оскільки для будь-яких співвідношень його параметрів ККД ідеального циклу визначається тільки температурами джерел теплоти. Аналогічним образом обстоїть справа при оптимізації по ряду інших параметрів, зокрема, літровій потужності й ін. Тому в загальному випадку завжди варто віддавати перевагу

повної оптимізації параметрів двигуна по якому-небудь з них, або комплексу з цих параметрів. Так, для транспортних двигунів, оптимізацію звичайно здійснюють по якомунебудь з параметрів потужності, тобто якоюсь мірою по питомій масі, для стаціонарних силових установок - по питомій витраті палива, тобто по ефективному ККД. Можливі й інші критерії оптимізації в залежності від призначення двигуна й умов його роботи.

Оптимізація припускає одержання для двигуна максимального значення такого параметра, що у даному варіанті його практичного застосування варто вважати найбільш важливим (цей параметр надалі називається оптимізуємим), і обчислення інших характеристик машини і співвідношень між ними, що іменуються оптимальними. У процесі оптимізації на початковому етапі виробляється розрахунок ідеального циклу, а потім дійсного, причому в ході обчислень коректуються параметри як вихідного, так і дійсного циклів з урахуванням геометричних характеристик двигуна, різного роду втрат, роду робочого тіла, дійсних температур і ін.

Пропонований порядок обчислень параметрів дійсних циклів і двигунів шляхом замкнутої оптимізації представлений на плакатах 2,3. Варьіруємими параметрами крім тих, традиційно використовуються при оптимізації ідеальних циклів, є довжина і діаметр трубок нагрівача й охолоджувача, а також параметри насадки регенератора. Методика дозволяє врахувати кінцеву різницю температур на внутрішніх поверхнях теплообмінників, гідравлічні втрати в теплообмінниках і регенераторі, неповноту регенерації, процеси теплообміну безпосередньо в циліндрах двигуна, механічні втрати на тертя. У процесі обчислень враховується зміна в'язкості і теплопровідності робочого тіла в залежності від його температури. Модель і методика розрахунку дозволяють знаходити оптимальні геометричні співвідношення двигунів, визначати їхній внутрішній і ефективний ККД, оцінювати вплив окремих величин на параметри двигуна.

8.3. Результати досліджень

Як приклад, що підтверджує достоїнства замкнутої оптимізації, у верхній частині на плакаті 4 у виді таблиці представлені результати розрахунків двигунів -модифікації з ефективною потужністю 32 квт. Досвідчені зразки двигунів цієї модифікації випробувалися за рубежем на автомобілях, тому досліджені параметри подібного двигуна. З таблиці видно, що при оптимізації ідеальних циклів по параметрі роботи wmax параметри дійсного циклу практично збігаються з параметрами двигуна, оптимізованого по параметрі потужності Z. Однак оптимізація по параметрі Z2 уже дає істотні відмінності, як це і передбачалося Д.Кірклі. Оптимізація по параметрі Z3 приводить до зменшення габаритів двигуна за рахунок скорочення обсягів нагрівача, охолоджувача і регенератора, однак при цьому, як і при оптимізації по Z2, значення внутрішнього й ефективного ККД невеликі.

Інтерес представляють результати оптимізації за значеннями внутрішнього й ефективного ККД двигуна. У першому випадку отримана досить висока величина i, як це видно з таблиці, однак досягається це за рахунок росту обсягів теплообмінників, циліндрів і регенератора, що сприяє зменшенню гідравлічних утрат, поліпшенню процесів теплообміну

ірегенерації. У той же час збільшення розмірів циліндрів приводить до різкого зменшення механічного ККД і, відповідно, ефективного ККД. Оптимізація по ефективному ККД дає цілком задовільні результати і її можна рекомендувати для розрахунків високоекономічних двигунів.

Оптимізація по літровій потужності двигуна дає приблизно такі ж результати, як і оптимізація по параметрі Z. Оптимізацію по питомій роботі дійсного циклу не можна визнати удалої унаслідок украй низьких значень внутрішнього й ефективного ККД.

Пропоновані Вашій увазі модель і методику розрахунку не слід вважати остаточними

ізавершеними. Вони мають потенційних можливіст, що переглядаються, з погляду поглиблення якісних характеристик і розширення кількісних параметрів.