ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ

При политропном изменении состояния рабочего тела в полос­ти двигателя работа сжатия

РаУ

А

РсУ,

 

ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ

/ —

 

(39)

 

1 —

 

Пг—1

 

П%~

 

Пг — 1

 

Где П — показатель политропы сжатия,

4. Работа сжатия дизеля и двигателя Стирлинга

Двигатель

8

Т к

1 а1 А

V

Кгс/см2

Va, л

^СЖ’

КгС’М

Дизель

1

15

330

1,37

1,0

1,07

50

Двигатель Стир­линга

1

1.5

330

1.3

100

3,0

1300

В табл. 4 приведены подсчитанные по формуле (39) значе­ния работы, затраченной в процессе сжатия в дизеле и в дви-

Гателе Стирлинга. При расчете принято, что рабочий объем у обоих двигателей одинаковый.

Из таблицы видно, что работа сжатия в двигателе Стер­линга во много раз больше, чем у дизелей. Поэтому целесооб­разно использовать также энергию сжатия, которая специаль­но аккумулируется в буферной полости объемом VБ (см. рис. 10). Такие полости имеются во всех двигателях Стирлин­га простого действия.

В качестве буферных полостей в двигателях иногда исполь­зуется герметичный картер. Буферная полость заполняется тем же рабочим телом, что и цилиндр двигателя, и сообщается с его рабочей полостью через капиллярную трубку [47]. Это обеспечивает автоматическое регулирование давления в буфер­ной полости в зависимости от давления в рабочем пространст­ве, которое зависит, в свою очередь, от нагрузки двигателя.

При расширении в рабочей полости двигателя (движении рабочего поршня к н. м. т.) в буферной полости происходит сжатие газа, т. е. аккумулирование энергии, которая в даль­нейшем используется для сжатия рабочего тела.

Для установившегося режима работы двигателя без учета потерь можно записать

Где £Рб — работа расширения в буферной полости.

Этот энергетический баланс может быть обеспечен при раз­личных объемах буферной полости.

Работа расширения в буферной полости

Рб шах (лб *)!пб

— 1

Рб Min^Б

(епб“!

Шах

£ __ Рб Min^Б шах

 

ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ

1>,

 

Рб

 

/гб— 1

 

1

 

Лб

 

Рб Min

 

Где РБ mm и ро шах — соответственно минимальное и макси­мальное давления в буферной полости; <i6max— максимальный

Объем буферной полости; «б — показатель политропы процес­са в буферной полости.

Тогда объем буферной полости

V

Б шах

^сж (^6 1)

 

(40)

 

ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ

P6min t(^ б max/^б min) ^ l]

 

Отношение максимального и минимального давлений в бу­ферной полости зависит от ее объема. Для уменьшения потерь теплоты в окружающее пространство от стенок буферной по­лости желательно уменьшать перепад давлений, т. е. увеличи­вать объем буферной полости. В многоцилиндровых двигате­лях Стирлинга это достигается объединением между собой бу­ферных полостей отдельных цилиндров.

В табл. 5 приведены дав­ления в рабочей и буферной полостях существующего дви­гателя Стирлинга мощно­стью 40 л. с. с диаметром цилиндра D = 88 мм н ходом поршня 5=60 мм [25].

Среднее давление РСр оп­ределялось как среднее ариф­метическое Ртах и /?min — Пе­репад давлений в буферной

Полости меньше, чем в рабочей, а средние давления в этих по­лостях близки Друг другу по величине.

Если объем буферной полости выбран из конструктивных соображений, то изменение давления в ней можно определить по формуле

In^6 max Г/Тб max * __________ j~|

6-1 [ V6M]N ) J

Прн выбранном Уб шах и Кб min — У б шахVh находят мини­мальное давление в буферной полости min. Затем по уравне­нию политропного изменения состояния газа определяют теку­щее давление Р в буферной полости.

На рис. 21 показано изменение давления в буферной полости в функции угла поворота коленчатого вала для двигателя, име­ющего Уь = 2140 см3; 1^ = 7130 см3; V,6max = 8428 см3; X—R/L —

—0,3; (где R — раднус кривошипа, L — длина шатуна); K = = e/R (где Е — дезаксиал кривошнпно-шатунного механизма); е= 1,3; # = 4,6 см; S/D = 0,8 (где 5 — ход поршня, D — диаметр цилиндра); диаметр штока £)шт = 2,0 см; работа сжатия в бу­ферной полости 1сжб=:176 200 кгс-см.

Изменение давления газа в буферной полости необходимо знать для расчета газовых сил, действующих на рабочий пор­шень.

ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ

Рис. 21. Изменение давления в буферной полости Р^ двигателя Стирлинга

Уравнение общего теплового баланса двигателя, показываю­щее распределение теплоты, выделяемой при сгорании топлива в камере сгорания, на полезную работу и различные потери, .можно представить в следующем виде:

Фт = (}е + фц, + (?газ + См + Сне Фост»

Где (}е — теплота, эквивалентная эффективной работе двигате­ля; фю — теплота, передаваемая в систему охлаждения; (2газ — теплота, уносимая продуктами сгорания; (?м — теплота, переда­ваемая смазочному маслу; С2кс — потери теплоты вследствие неполноты сгорания топлива; ф0ст — остаточный член, характе­ризующий неучтенные потери теплоты.

Наиболее точно величины составляющих теплового баланса могут быть определены только экспериментальным путем.

В большинстве случаев тепловой баланс составляют в отно­сительных величинах (в долях или процентах), т. е. относят его составляющие к количеству располагаемой теплоты. В этом слу­чае уравнение теплового баланса имеет вид

100% = де-]~ —1- Дгаз дм дис дост.

Распределение располагаемой теплоты топлива в двигателе Стирлинга при Л^ = 40 л. с., я=1500 об/мин и ртах^140 кгс/см? показано па рис. 22 [48].

Сравнение зтнх данных с тепловым балансом, например, че­тырехтактного дизеля при работе по внешней характеристике (рис. 23) показывает, что тепловой баланс двигателя Стирлин­га существенно отличается от теплового баланса дизеля. По

ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ

Рис. 22> Тепловой ба­ланс двигател я Стир­

Линга:

А — при работе с =соп&и 6 — при работе

С Р тах=сопз1

ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ

О г ‘ П;0

ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИРис. 23. Тепловой баланс четырехтактного дизеля при работе по внешней характеристике

Рис. 24. Схема длн составления теплового баланса двигателя Стирлинга с камерой сго­рания для жидкого топлива:

/ — холодная полость двигателя; 2 — компрессор; 3 — горячая полость двигателя; 4 — воз­духоподогреватель; 5 — камера сгорания; 6 — нагреватель; 7 — газовая полость регене­ратора; 8 — насадка регенератора; 9 — охладитель

Сравнению с дизелями в двигателях Стирлинга Значительно Меньше отводится теплоты с продуктами сгорания Дгаа и значи­тельно больше в систему охлаждения Так как тепло рассеи­вание этой части теплоты в окружающую среду осуществляется при малых температурных перепадах, то двигатель Стирлинга должен быть оборудован системой охлаждения со значительно большей теплопередающей поверхностью. Это обстоятельство, в частности, является одним из недостатков двигателей Стирлин­га при их использовании и а транспортных средствах.

Для анализа процессов в отдельных контурах или отдель­ных агрегатах двигателя Стирлинга составляют соответствую­щие тепловые балансы. Схема для составления Теплового балан­са двигателя Стирлинга с вытеснительным поршнем, оборудо­ванного камерой сгорания, работающей на жидком топливе, изображена на рис. 24. Направления тепловых потоков обозна­чены стрелками.

При составлении теплового баланса двигателя обычно выде­ляют внешний разомкнутый контур подвода теплоты, внутрен­ний контур двигателя (в котором происходит рабочий цикл) и
внешний контур отвода теплоты от двигателя (который включа­ет системы отвода теплоты от охладителя 9 и из системы смаз­ки) .

Процесс подвода теплоты во внешнем контуре осуществля­ется следующим образом. Воздух, поступающий в компрессор 2, вносит теплоту QB0, определяемую разностью энтальпий возду­ха при изменении температуры его от 0 ° С до температуры на входе в компрессор. После сжатия в компрессоре воздух с теп­лотой Qbk поступает в воздухоподогреватель 4, где он получает дополнительную теплоту от продуктов сгорания топлива, вы­шедших из нагревателя 6, Поступающие в воздухоподогрева­тель продукты сгорания топлива вносят теплоту Q’nc, а на вы­ходе из воздухоподогревателя ими выносится теплота QHhx. Теп­лота, вносимая воздухом в камеру сгорания 5, равна Qbh. До­полнительно в камеру сгорания вносится физическая теплота топлива Qxo и теплота QTt выделяемая при полном сгорании топлива.

Продукты сгорания, выходящие из камеры сгорания, имеют теплоту Qnc; часть теплоты от сгорания топлива QHс теряется вследствие неполного его сгорания. Часть теплоты продуктов сгорания Q’вы передается во внутренний тепловой контур рабо­чему телу при постоянном объеме через стенки нагревателя, а другая часть Q"BH— при постоянной температуре через стенки цилиндра горячей полости 3. Некоторое количество теплоты Продуктов сгорания Qokp. c отводится во внешнем тепловом кон­туре в окружающую среду.

Уравнение теплового баланса внешнего контура подвода теплоты может быть записано в виде

9 Г*

Qb к + С ТО + Qt С вн + С вн ~Ь Свых + Сне + Сокр. с»

Где Qnbix —теплота, уносимая продуктами сгорания из воздухо­подогревателя.

Методика составления теплового баланса внутреннего тепло­вого контура ничем не отличается от приведенной выше. Во внутреннем тепловом контуре теплота Q^h н Q"вц расходуется на совершение эффективной работы, которой эквивалентна теп­лота QE, и на привод компрессора QK, кроме того, отводится в систему охлаждения QWt со смазочным маслом QM и в окружаю­щую Среду QoKp. p-

Уравнение теплового баланса внутреннего теплового контура имеет вид (индекс «1» соответствует подводу теплоты, индекс «2» — отводу теплоты; штрих — процессу теплообмена при пос­тоянном объеме; два штриха — процессу теплообмена при пос­тоянной температуре):

Овн “Г Свн -{- CtfI “Ь Qw2 “Ь См — Qe 4" Qn “Ь Со>1 Qu>2 +

ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ

Тепловой баланс может быть составлен отдельно для каждо­го узла двигателя, например для воздухоподогревателя, камеры сгорания, нагревателя и т. д.

Рассмотрим выражения для отдельных составных частей теплового баланса за час работы двигателя.

Располагаемая теплота топлива определяется низшей теп­лотой сгорания топлива Ни и часовым расходом топлива GT:

Q, = ад.

Эффективная работа, совершенная двигателем, выраженная в тепловых единицах:

Qe = 632Ne.

Теплота, воспринимаемая от рабочего тела внутренними по­верхностями цилиндра в холодной полости и стенками охлади­теля, отводится в окружающую среду при помощи охлаждаю­щей жидкости и определяется по расходу охлаждающей жид­кости и изменению температуры, ее при входе в систему и на выходе из нее:

QwQwi + Q W%y Где

Qwi " Qw ==

F *r

Qw2 == 0ш2 Qw2

G га и G^ —расходы охлаждающей жидкости соответственно через систему охлаждения холодной полости двигателя и систе­му охлаждения охладителя; At{ и Д/2— изменение температуры жидкости соответственно в системе охлаждения холодной полос — ти двигателя и в системе охлаждения охладителя; Cw — тепло­емкость охлаждающей жидкости.

Со смазочным маслом теплота теряется только в картере двигателя, так как в горячей и холодной полостях его движу­щиеся детали не смазываются, а теплота треиия передается только охлаждающей жидкости.

Теплоту, воспринимаемую маслом, определяют по расходу масла GM и изменению его температуры Д/м при выходе из си­стемы и при входе в нее

Qm = Зm Qm ~ GmA/mcm,

Где См — теплоемкость масла.

Теплоту, уносимую продуктами сгорания топлива, вычисля­ют по разности теплоты рВых отработавших газов за выпускным трубопроводом, теплоты поступающего в двигатель воздуха (?во и подаваемого в камеру сгорания топлива (2Т0:

«газ — А 1ЫХ — <3=0 — с те»

ГДС Qeljx—£?выхСртЛплх) Qua&взС PirJo Qxo~ ^вых? И

0Т — масса соответственно отработавших газов, воздуха и топ­лива; Срт и С’рТ—средние удельные теплоемкости соответствеи — ио отработавших газов и воздуха при постоянном давлении; /вых. /о и TT— температура соответственно отработавших газов за выпускным трубопроводом, окружающей среды и топлива, поступающего в форсунку камеры сгорания; СТ — удельная теп­лоемкость топлива.

Процесс сгорания топлива Обычно происходит при коэффи­циенте избытка воздуха в зоне горения не менее 1,3—1,5. Для обеспечения надежной работы деталей горячей полости двига­теля температура продуктов сгорания перед нагревателем не должна превышать определенной величины в зависимости от физических свойств материала нагревателя. Поэтому к продук­там сгорания после зоны горения подводится вторичный воздух в количестве, достаточном для доведения их температуры до не­обходимой по условиям надежности работы нагревателя. В свя­зи с этим общий коэффициент избытка воздуха может быть больше 2. Потери теплоты от неполного сгорания определяются по данным анализа продуктов сгорания, элементарному составу топлива и его расходу. Остаточный член теплового баланса ха­рактеризует количество теплоты, теряемой двигателем в резуль­тате теплообмена с окружающей средой, и неучтенные потери теплоты.

Эти потери расчету точно не поддаются и! могут Быть Приблизительно определены только экспериментальным. путем на реальных двигателях.

Количество теплоты, передаваемой из внешнего контура во внутренний, зависит от нагрузки на двигатель и определяется условиями теплообмена между этими контурами

Qbh Qbh = KTFkxF2^/2»

Где K, fe"T— коэффициенты теплопередачи между продуктами сгорания и рабочим телом соответственно в нагревателе и в горячей полости; Fu F2 — поверхности теплообмена соответст­венно нагревателя и горячей полости; А/ь А/2 — среднеинтег­ральные разности температур между продуктами сгорания и рабочим телом соответственно в нагревателе и в горячей поло­сти.

Процессы теплообхмена в двигателе нестационарные. Одна­ко опыт показывает, что в течение одного Цикла средняя темпе­ратура стенок цилиндра и трубок нагревателя изменяется нез­начительно и она Может быть принят А постоянной. При измене­нии режима работы двигателя обычно стремятся сохранить зна­чение этой температуры также постоянной, регулируя соответ­ствующим образом подачу топлива и воздуха, что позволяет поддерживать к. л. д. двигателя на достаточно высоком уровне.

Основная трудность заключается в расчете коэффициентов теплопередачи, тем более что характеристики теплопередачи, определенные при стационарном режиме, не совпадают с харак­теристиками для циклических процессов.

Температура продуктов сгорания выше максимальной тем­пературы рабочего тела, поэтому тепловой поток всегда направ­лен из внешнего теплового контур. а во внутренний.

В горячую полость двигателя теплота Q"hi (рис. 24) посту­пает с рабочим телом, втекающим в полость из нагревателя, а отводится теплота Q’Hi рабочим телом, вытесняемым из горячей полости и поступающим в нагреватель. Часть теплоты Qn отво­дится из горячей полости в холодную путем теплообмена с хо­лодной полостью через вытеснительный поршень и стенки ци­линдра. Потерями теплоты QnP вследствие перетекания части рабочего тела из горячей полости в холодную через зазор меж­ду стенками цилиндра и вытеснительным поршнем нельзя пре­небрегать, так как при равенстве количеств рабочего тела, пере­текающего через зазор между стеиками цилиндра и поршнем из горячей полости в холодную и обратно, тепловой поток из горя­чей полости в холодную по величине больше потока в обратном направлении. При перетекании рабочего тела из горячей полос­ти в холодную из нагревателя отводится теплота Q’n2» которая частично передается насадке регенератора в количестве Q’p, частично теряется в окружающую среду и отводится рабочим телом в охладитель в количестве Q’xi. При обратном движении рабочего тела к теплоте Q’xi, вносимой .рабочим телом, посту­пающим из охладителя в регенератор, в последнем прибавляет­ся теплота Q"Р. Однако Q"p<Q’p, Так как часть теплоты Qcwp. p. Из регенератора теряется в окружающую среду.

Таким образом, тепловой баланс регенератора представится в виде (индексы см. на стр. 40).

9 <) 0 9 И /

Qh2 — г Зp “Ь QxlQP “Г Qh2 + Qui “Ь Чокр. р*

При установившемся режиме работы двигателя, когда коли­чество рабочего тела, поступающего в каждую полость двига­теля, равно количеству рабочего тела, выходящего из полостей*

Qh2 Qh2о QP Qpо Qxi Qxi,

Количество теплоты, передаваемой насадке регенератора, в несколько раз превышает количество теплоты, отводимой из внешнего теплового контура во внутренний [6].

Тепловой баланс охладителя

* TOC o "1-5" h z N t гг /, /

Qx2 “Г Qx2 “Ь — Qxl 4Qw2 Зx2.

В этом уравнении

Г 9 if ff if t

Qx2 Qxb Qxl Qx2> Qw2 ^ Qw2, потому что от охладителя теплота ртводится охлаждающей жидкостью как при прямом, так и при обратном движении ра­бочего тела через охладитель и она равиа разности энтальпий охлаждающей жидкости на выходе из охладителя н на входе в него.

Во внутреннем тепловом контуре, кроме указанных выше, имеются также потери теплоты, обусловленные аэродинамичес­ким треиием при перетекании рабочего тела из одной полости в другую. Так как процессы в рабочем пространстве двигателя Стирлинга являются циклическими, то эти потери также зави­сят от времени. Теплота, выделяемая при аэродинамическом трении, частично теряется через стенки, ограничивающие рабо­чее пространство двигателя, а частично расходуется на нагрев рабочего тела, что наиболее сильно отражается на параметрах газа в холодной полости двигателя. Потери иа аэродинамичес­кое треиие наибольшие в нагревателе (около 60%), а наимень­шие— в регенераторе (примерно 10%) [48].

Часть теплоты, преобразуемой в индикаторную работу дви­гателя, расходуется иа привод вспомогательных механизмов. Эта затрата теплоты обычно больше, чем в двигателях внутрен­него сгорания (из-за подачи большего количества воздуха в ка­меру сгорания и большего расхода охлаждающей жидкости). Однако в двигателях Стирлинга практически отсутствует расход смазочного масла вследствие выгорания, поэтому экономическая эффективность этого двигателя выше (расход масла в дизелях составляет 2—3 г/(л. с. ч) [48], а стоимость масла примерно в 10 раз выше стоимости дизельного топлива). Следовательно, при сравнении дизеля с двигателями Стирлинга к удельному расходу топлива дизелем следует прибавить еще 20— 30 г/(Л’С-ч).

Величины отдельных составляющих теплового баланса зави­сят от типа двигателя, режима работы, температуры поверхно­сти трубок нагревателя и охладителя.

Как уже отмечалось выше, наибольшие трудности представ­ляет определение составляющих внутреннего теплового балан­са двигателя. Имеющиеся данные показывают, что повышение температуры стенок ТРи нагревателя увеличивает мощность и к. п. д. двигателя (рис. 25), а повышение температуры Ton ох­лаждающей воды на входе в охладитель — уменьшает мощность и к. п. д. двигателя (рис. 26) [48].

При повышении температуры стенок нагревателя возраста­ет работа расширения, а при увеличении температуры охлажда­ющей воды — работа, затрачиваемая на сжатие газа в рабочей

Полости.

Применяемые в настоящее время для изготовления нагрева­теля материалы позволяют повышать температуру стенок до 700° С. Прн изменении режима работы двигателя температура

Ие, л.с.

 

‘?е

 

¥

 

ОЛ

 

0,2

 

ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ ОСНОВЫ РАСЧЕТА БУФЕРНОЙ ПОЛОСТИ

Рис. 25. Изменение эффективной мощности Ые и эффективного к. п. д. Г)е двигателя Стирлинга в зависимости от температуры стенок нагревателя при л = 1500 об/мин

Я ртах = 140 кгс/см3

Ряс. 26. Изменение эффективной мощности и эффективного к. п. д. Ге двигателя Стирлинга от температуры охлаждающей воды /оа на входе в холодильник при п = 1500 об/мин и Ртах "140 кг/см*

Стенок нагревателя поддерживается постоянной, а мощность ре­гулируется изменением давления рабочего тела в цилиндре. При постоянной частоте вращения коленчатого вала снижение давления газа в рабочем пространстве двигателя ухудшает ус­ловия теплообмена и к. п. д. двигателя уменьшается. При пос­тоянном максимальном давлении рабочего тела увеличение частоты вращения до некоторых пор способствует улучшению теплообмена между внешним и внутренним контурами и к. п. д. двигателя возрастает; при дальнейшем увеличении частоты вращения сокращается время, отводимое иа осуществление цикла, условия теплообмена ухудшаются, а также повышаются аэродинамические потери в двигателе и к. п. д. его начинает понижаться (см. рис. 22).

Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Обязательные поля помечены *