9Июн

Рабочее тело двс: какое рабочее тело,какой нагреватель и какой холодильник у двигателя внутреннего сгорания?

Содержание

Рабочее тело и параметры его состояния

Рабочее тело в теплотехнике и термодинамике — это условное несменяемое материальное тело, расширяющееся при подводе к нему теплоты и сжимающееся при охлаждении и выполняющее работу по перемещению рабочего органа тепловой машины. В теоретических разработках рабочее тело обычно обладает свойствами идеального газа.

Рабочее тело тепловых двигателей — это продукты сгорания углеводородного топлива (бензина, дизельного топлива и др.), или водяной пар, имеющие высокие термодинамические параметры (начальные: температура, давление, скорость и т. д.).

Рабочее тело в ракетостроении — это отбрасываемое от ракеты с целью получения импульса тяги вещество. Например, в электрическом ракетном двигателе рабочим телом является ионизированное расходуемое вещество (например, ксенон).

Рабочее тело в лазерной технике — это оптический элемент лазера, в котором происходит формирование когерентного электромагнитного излучения.

Всякая тепловая машина приводится к движение вследствие происходящего в ней изменения состояния вещества, называемого рабочим телом или рабочим агентом.

Термодинамическая система — это совокупность тел, находящихся в тепловом и механическом взаимодействии друг с другом и окружающей средой.

Рабочее тело определяет тип и назначение тепловой машины. Так у паровой машины рабочим телом является водяной пар, у поршневых двигателей внутреннего сгорания и газотурбинных двигателей — продукты сгорания топлива, у компрессоров холодильных машин рабочим агентом является пар аммиака, фреона и т. д. Для расчета термодинамического анализа работы тепловой машины необходимо знать термодинамические свойства рабочего тела.

Наиболее эффективными рабочими телами для тепловых машин являются газы и пары, обладающие наибольшим коэффициентом объемного расширения.

В технической термодинамике в качестве рабочего тела принимается идеальный газ — условное газообразное вещество, силами взаимодействия между молекулами которого пренебрегают.

В реальных же газах учитываются силы притяжения между молекулами, а молекулы имеют объем. Если реальные газы сильно разряжены, их свойства близки к свойствам идеального газа.

В качестве идеальных газов могут рассматривать такие газы, как азот, гелий, водород.

В общем случае для теплотехнических расчетов вполне допустимо распространение свойств идеального газа на все рассматриваемые газы. Это позволяет упростить математические выражения законов термодинамики.

Очевидно, что одно и то же вещество при различных условиях может находиться в различных состояниях.

Для того чтобы определить конкретные физические условия, при которых рассматривается данное вещество и тем самым однозначно определить его состояние, вводятся параметры состояния вещества.

Параметры состояния газа — это величины, характеризующие данное состояние газа.

К параметрам состояния газа относятся:

  • абсолютная температура
  • абсолютное давление
  • удельный объем
  • внутренняя энергия
  • энтропия
  • энтальпия
  • и др.

Абсолютная температура, абсолютное давление и удельный объем являются основными параметрами газообразного вещества.

Энергетическое образование

1. Циклы газовых двигателей

Прямое преобразование тепловой энергии в работу запрещается постулатом Томсона. Поэтому для этой цели используются термодинамические циклы. Термодинамические циклы это круговые процессы в термодинамике, то есть такие процессы, в которых совпадают начальные и конечные параметры, определяющие состояние рабочего тела (давление, объём, температура и энтропия). Термодинамические циклы являются моделями процессов, происходящих в реальных тепловых двигателях.

Тепловым двигателем называется устройство, способное превращать полученное количество теплоты в механическую работу. Механическая работа в тепловых двигателях производится в процессе расширения некоторого вещества, которое называется рабочим телом. В качестве рабочего тела обычно используются газообразные вещества (пары бензина, воздух, водяной пар).

Прямой термодинамический цикл.

Для того, чтобы управлять состоянием рабочего тела, в тепловую машину входят нагреватель и холодильник. В каждом цикле рабочее тело забирает некоторое количество теплоты $Q_1$ у нагревателя и отдаёт количество теплоты $Q_2$ холодильнику. Работа, совершённая тепловой машиной в цикле, равна, таким образом:

$$A=Q_1-Q_2-ΔU = Q_1-Q_2.$$

Изменение внутренней энергии $ΔU$ в круговом процессе равно нулю (это функция состояния), а работа не является функцией состояния, иначе суммарная работа за цикл также была бы равна нулю.

Поэтому тепловой, или, как его ещё называют, термический или термодинамический коэффициент полезного действия тепловой машины (отношение полезной работы к затраченной тепловой энергии) равен:

$$η=\frac{A}{Q_1} =\frac{Q_1-Q_2}{Q_1} =\frac{M·q_1-M·q_2}{M·q_1}=\frac{q_1-q_2}{q_1} =1-\frac{q_2}{q_1}.$$

Цикл Карно. Французский инженер Сади Карно в 1824 году впервые дал теоретическое объяснение работы тепловых машин. Основное положение теории С. Карно, впоследствии получившее название принципа Карно, состоит в том, что для получения работы в тепловой машине необходимы, по крайней мере, два источника теплоты с разными температурами.

Карно предложил идеальный цикл тепловой машины, где используются два источника теплоты с постоянными температурами: источник с высокой температурой – горячий источник и источник с низкой температурой – холодный источник. Поскольку цикл идеальный, то он состоит из обратимых процессов теплообмена между рабочим телом и источниками теплоты, протекающим по двум изотермам, и двух идеальных адиабат перехода рабочего тела с одной изотермы на другую.

Цикл Карно.

В цикле Карно горячий источник теплоты с $T_1=const$ передает теплоту рабочему телу, это обратимый процесс, поэтому рабочее тело получает теплоту $q_1$ по изотерме AB. На процессе BC рабочее тела расширяется по обратимой адиабате от $T_1$ до $T_2$. В обратимом процессе CD рабочее тело передает теплоту $q_2$ холодному источнику по изотерме $T_2=const$. На процессе DA рабочее тело сжимается по обратимой адиабате от $Т_2$ до $Т_1$.

Для цикла Карно в $T-s$ диаграмме подведенная $q_1$ и отведенная $q_2$ теплота к рабочему телу представляют площади под изотермическими процессами, которые соответствуют прямоугольникам со сторонами: для $q_1$ – с $T_1$ и $Δs$, для $q_2$ – с $T_2$ и $Δs$. Величины $q_1$ и $q_2$ определяются по формулам изотермического процесса:

$$q_1=T_1·Δs,$$ $$q_2=T_2·Δs.$$

Работа цикла Карно равна разности подведенной и отведенной теплоты:

$$l_ц=q_1-q_2=(T_1-T_2)·Δs. $$

В соответствии с выражением выше получить работу возможно только при наличии разности температур у горячего и холодного источников теплоты. Максимальная работа Цикла Карно теоретически была бы при $Т_2=0$ K, но в качестве холодного источника в тепловых машинах, как правило, используется окружающая среда (вода, воздух) с температурой около $300$ K. Кроме этого, достижение абсолютного нуля в природе невозможно (этот факт относится к третьему закону термодинамики). Таким образом, в цикле Карно не вся теплота $q_1$ превращается в работу, а только ее часть, Оставшаяся после получения работы теплота $q_2$, отдается холодному источнику, и при заданных $Т_1$ и $Т_2$ она не может быть использована для получения работы, величина $q_2$ является тепловыми потерями (тепловым сбросом) цикла.

Термический КПД цикла Карно может быть записан в виде

$$η=1-\frac{q_2}{q_1} =1-\frac{T_2·Δs}{T_1·Δs}=1-\frac{T_2}{T_1}.$$

Таким образом, КПД цикла Карно будет тем больше, чем больше $T_1$ и меньше $T_2$. При $T_1=T_2$ КПД равен нулю, т.е. при наличии одного источника теплоты получение работы невозможно.

Цикл поршневого двигателя внутреннего сгорания (ДВС). Тепловые двигатели, рабочим телом которых являются газообразные продукты сгорания топлива, сжигаемого непосредственно внутри цилиндра двигателя, называются поршневыми двигателями внутреннего сгорания (ДВС).

Поршневые ДВС делятся на двухтактные, у которых один рабочий ход приходится на два хода поршня, и четырехтактные с одним рабочим ходом на четыре хода поршня. Кроме того, поршневые ДВС подразделяются на двигатели с подводом теплоты при постоянном объеме (быстрого сгорания), двигатели с подводом теплоты при постоянном давлении (постепенного сгорания) и двигатели, работающие по смешанному циклу.

Идеализируя рабочий цикл как двухтактных, так и четырехтактных карбюраторных двигателей внутреннего сгорания, получают термодинамический цикл, называемый часто циклом Отто. В этом цикле процесс сжатия рабочей смеси происходит по адиабате 1-2. Изохора 2-3 соответствует горению топлива, воспламененного от электрической искры, и подводу теплоты $q_1$. Рабочий ход, осуществляемый при адиабатном расширении продуктов сгорания, изображен линией 3-4. Отвод теплоты $q_2$. осуществляется по изохоре 4-1, соответствующей в четырехтактных двигателях выпуску газов и всасыванию новой порции рабочей смеси, а в двухтактных – выпуску и продувке цилиндра.

Термодинамический цикл поршневого ДВС с подводом тепла при постоянном объеме $v=const$ (цикл Отто).

Термический КПД рассматриваемого цикла вычисляется следующим образом:

$$η_t=1-\frac{q_2}{q_1} =1-\frac{c_v·(T_4-T_1)}{c_v·(T_3-T_2)}=1-\frac{T_4-T_1}{T_3-T_2}=1 - \frac{ \frac{T_4}{T_1} - 1 }{ \frac{T_3}{T_2} - 1 } · \frac{T_1}{T_2}. {k-1}}.$$

Из этого выражения видно, что термический КПД двигателей, работающих по циклу Отто, зависит только от степени сжатия $ε$, и с увеличением $ε$ $η_t$ возрастает. Понятно, что температура в конце сжатия $T_2$ не должна достигать температуры самовоспламенения горючей смеси. Поэтому степень сжатия в реальных двигателях такого типа составляет порядка $7-10$ или несколько больше, в зависимости от антидетонационных свойств применяемого топлива.

Степень сжатия в цикле ДВС может быть повышена, если сжимать не горючую смесь, а воздух, и затем получив высокое давление и температуру, обеспечить самовоспламенение распыленного в цилиндре топлива. В этом случае процесс горения затягивается, и двигатели такого типа характеризуются постепенным (или медленным) сгоранием топлива при постоянном давлении. Идеализированный цикл такого двигателя внутреннего сгорания называется циклом Дизеля. Рабочее тело (воздух) сжимается по адиабате 1-2, а изобарный процесс 2-3 соответствует процессу горения топлива, т. {k-1}}.$$

Это выражение показывает, что основным фактором, определяющим экономичность двигателей, работающих по циклу Дизеля, также является степень сжатия $ε$, с увеличением которой термический КПД цикла возрастает. Нижний предел для $ε$ обусловлен необходимостью получения в конце сжатия температуры воздуха, значительно превышающей температуру самовоспламенения топлива. Верхний предел $ε$ (до $20$) ограничен допустимым давлением в цилиндре, превышение которого приводит к утяжелению конструкции двигателя и увеличению потерь на трение. Повышение степени предварительного расширения $ρ$ вызывает снижение термического КПД цикла. Отсюда следует, что с увеличением нагрузки и удлинением процесса горения топлива экономичность двигателя уменьшается. Это следует учитывать, наряду с другими обстоятельствами, при определении оптимального режима работы двигателя.

Цикл Тринклера или цикл со смешанным подводом теплоты, по которому работают современные бескомпрессорные дизели, осуществляется по следующей схеме. {k-1}}.$$

Параметр $λ$ называется степенью повышения давления и рассчитывается так:

$$λ=\frac{p_3}{p_2}.$$

В двигателях, работающих по циклу Тринклера, распыл топлива производится механическим топливным насосом высокого давления, а воздушный компрессор, применяемый в двигателе Дизеля, отсутствует. Степень сжатия $ε$ в рассматриваемом цикле может достигать $18$ и более.

Легко показать, что математическое выражение термического КПД цикла со смешанным подводом теплоты является общим для циклов поршневых ДВС.

Сравнение эффективности рассмотренных циклов проведем на $T-s$ диаграмме, предположив, что в каждом из них достигается одинаковая максимальная температура $T_3$.

Одинаковы и количества отведенной теплоты $q_2$ в каждом цикле (площадь 14аb). При таких условиях теплота цикла $q_ц$, равная полезной работе цикла $l_ц$, будет наибольшей для цикла Дизеля 12”34 и наименьшей для цикла Отто 1234. Цикл Тринклера 12’3’34 занимает промежуточное положение.

Сравнение циклов ДВС на $T-s$ диаграмме 1234 – цикл Отто; 12”34 – цикл Дизеля; 12’3’34 – цикл Тринклера.

Таким образом, термический КПД, характеризующий степень термодинамического совершенства цикла, будет наибольшим для цикла Дизеля с подводом теплоты при постоянном давлении и наименьшим для цикла Отто с подводом теплоты при постоянном объеме.

Цикл двигателя Стирлинга представляет собой цикл газового двигателя поршневого типа с внешним подводом теплоты, которая получается в результате сгорания твердых, жидких, газообразных топлив. Внешний подвод теплоты осуществляется через теплопроводящую стенку. Рабочее тело (водород, гелий, аргон, углекислый газ) находится в замкнутом пространстве и во время работы не заменяется.

В общем виде схема работы устройства выглядит следующим образом: в нижней части двигателя рабочее вещество (например, воздух) нагревается и, увеличиваясь в объеме, выталкивает поршень вверх. Горячий воздух проникает в верхнюю часть мотора, где охлаждается радиатором. Давление рабочего тела снижается, поршень опускается для следующего цикла. При этом система герметична и рабочее вещество не расходуется, а только перемещается внутри цилиндра.

Существует несколько вариантов конструкции силовых агрегатов, использующих принцип Стирлинга. Например двигатель стирлинга модификации «Альфа» состоит из двух раздельных силовых поршней (горячего и холодного), каждый из которых находится в своем цилиндре. К цилиндру с горячим поршнем подводится тепло, а холодный цилиндр расположен в охлаждающем теплообменнике.

Двигатель стирлинга модификации «Альфа».

Идеальный цикл Стирлинга состоит из четырех процессов. В процессе 3 холодное рабочее тело сжимается в изотермическом процессе $T_2=const$ при интенсивном отводе теплоты $q_2''$. В процессе 4 поршень-вытеснитель перемещает рабочее тело из холодной полости в горячую, так что $v=const$ (изохорный процесс), а температура увеличивается от $T_2$ до $T_1$ при подводе теплоты $q_1'$.

В изотермическом процессе расширения 1 $T_1=const$ к рабочему телу подводится теплота $q_1''$. Затем в процессе 2 поршень-вытеснитель, перемещаясь в обратном направлении, выталкивает рабочее тело из горячей полости в холодную ($v=const$) с отводом теплоты $q_2'$. Отличительной особенностью цикла Стирлинга является то, что рабочее тело, перемещаясь из холодной полости в горячую и обратно через регенератор, то воспринимает теплоту от рабочего тела, то, охлаждаясь, отдает теплоту рабочему телу.

Диаграмма работы идеального цикла Стирлинга.

Работа в цикле Стирлинга представляет собой разность работы, полученной в процессе изотермического расширения (подвод теплоты $q_1''$), и работы, затраченной в процессе изотермического сжатия с отводом теплоты $q_2''$:

$$l_ц=q_1''-q_2''.$$

Термический КПД цикла:

$$η_t=\frac{q_1''-q_2''}{q_1'-q_1''}.$$

Дизельная электростанция как правило, объединяет в себе генератор переменного тока и двигатель внутреннего сгорания, а также систему контроля и управления установкой. Такие электростанции и установки применяются в качестве основных, резервных или аварийных источников электроэнергии для потребителей одно- или трёхфазного переменного тока.

Схема дизельной электростанции.

Цикл газотурбинной установки. Одним из основных недостатков поршневых двигателей является невозможность достижения больших мощностей в одном агрегате, что сужает нишу возможного использования ДВС поршневого типа. Это связано, прежде всего с наличием кривошипно-шатунного механизма, предназначенного для преобразования возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение коленчатого вала. Периодичность производства рабочего хода поршня неизбежно вызывает неравномерность работы конструкции и требует наличие маховика, что заметно увеличивает удельный вес двигателя – отношение веса двигателя к вырабатываемой им мощности. Этих недостатков лишены двигатели внутреннего сгорания газотурбинного типа, к числу которых относятся воздушно-реактивные двигатели.

В газотурбинных установках подвод теплоты к рабочему телу может осуществляться при постоянном давлении (цикл Брайтона) или при постоянном объеме (цикл Гемфри).

Цикл Брайтона. Принципиальная схема газотурбинной установки со сгоранием при постоянном давлении содержит в себе все основные элементы, присущие турбокомпрессорному воздушно-реактивному двигателю. Газотурбинный двигатель состоит из размещенных на одном валу турбины, компрессора, топливного насоса и потребителя мощности. В схему входит также камера сгорания, выхлопное сопло или патрубок отвода отработавших газов и свеча зажигания.

Турбина приводит во вращение компрессор, в котором сжимается воздух, поступающий из окружающей среды. Процесс сжатия предполагается протекающим по адиабате 1-2. Сжатый воздух подается в камеру сгорания, куда насосом из топливной емкости прокачивается топливо. Тщательно перемешенная смесь в камере сгорания воспламеняется свечой зажигания, и при постоянном давлении реализуется процесс сжигания топлива. {\frac{k-1}{k}} },$$

где $ε=\frac{v_1}{v_2}$ – степень сжатия, а $λ=\frac{p_2}{p_1}$ – степень повышения давления.

Энергетический кризис, связанный с истощением запасов ископаемых энергоресурсов в виде органического топлива (газ, нефть, уголь и т. д.), делает необходимостью бережное отношение к его использованию. Вместе с тем, температура газа, покидающего турбину, еще достаточно велика и поэтому целесообразно частично вернуть избыточную по отношению к окружающей среде энергию уходящих газов в форме тепла в цикл. Обычно такой процесс называют регенерацией, суть которой состоит в полезном использовании вторичных энергоресурсов.

Отличие регенеративной газотурбинной установки от рассмотренной ранее состоит во введением дополнительного конструктивного узла в виде теплообменника регенератора, в котором тепло от уходящих газов передается к газу, сжатому компрессоре установки.

$T-s$ диаграмма регенеративного цикла.

По условиям организации цикла не все избыточное тепло уходящих газов может быть передано воздуху, сжатому в компрессоре. Тогда коэффициент полезного действия можно определить:

$$η_t=1-\frac{q_2}{q_1} =\frac{ (T_5-T_1)-(T_3-T_2) }{T_4-T_2}.$$

Цикл Гемфри. Газотурбинная установка со сгоранием при $v=const$ в случае, если предельные давления одинаковы и подведенные теплоты равны, будут иметь несколько большую эффективность по сравнению с изобарным циклом. Это связано с тем, что при отмеченных условиях сравнения в цикле с $v=const$ по сравнению с циклом $p=const$ отводимая теплота будет несколько меньше, чем в цикле со сгоранием при $p=const$. Это видно из сравнения циклов, построенных в $T-s$ диаграмме.

Сравнение циклов газотурбинных установок с подводом тепла при $v=const$ и $p=const$.

Однако в конструкторском отношении газотурбинная установка с подводом тепла при $v=const$ заметно сложнее. Турбина приводит во вращение сидящие с ней на одном валу компрессор, насос и потребитель выработанной установкой механической энергии, обычно в виде трехфазного электрогенератора. Одновременно в камеру сгорания поступает воздух, сжатый в компрессоре, и топливо подаваемое насосом. В камере сгорания при закрытых клапанах, свечой зажигания осуществляется воспламенение топлива. Сгорание топлива происходит при закрытых клапанах, т.е. при постоянном объеме. В конце процесса сгорания при достижении заданного давления открываются выпускные клапаны и рабочее тело – продукты сгорания в виде высокоэнтальпийного потока – поступает на лопатки соплового аппарата, а затем рабочего колеса, на которых энтальпия рабочего тела срабатывается, превращаясь в механическую энергию, воспринимаемую приводами. Отработавшие продукты сгорания – газы отводятся из двигателя через выхлопной патрубок.

Коэффициент полезного действия такого цикла определяется и соотношения:

$$η_t=1-\frac{k}{ε^{k-1}}·\frac{λ^{\frac{1}{k}}-1}{λ-1}. $$

где $λ=\frac{p_3}{p_2}$ – степень повышения давления.

Парогазовая установка – электрогенерирующая станция, служащая для производства электроэнергии. Парогазовая установка содержит два отдельных двигателя: паросиловой и газотурбинный. В газотурбинной установке турбину вращают газообразные продукты сгорания топлива. Топливом может служить как природный газ, так и продукты нефтяной промышленности (дизельное топливо). На одном валу с турбиной находится генератор, который за счет вращения ротора вырабатывает электрический ток. Проходя через газовую турбину, продукты сгорания отдают лишь часть своей энергии и на выходе из неё, когда их давление уже близко к наружному и работа не может быть ими совершена, все ещё имеют высокую температуру. С выхода газовой турбины продукты сгорания попадают в паросиловую установку, в котел-утилизатор, где нагревают воду и образующийся водяной пар. Температура продуктов сгорания достаточна для того, чтобы довести пар до состояния, необходимого для использования в паровой турбине (температура дымовых газов около $500$ °C позволяет получать перегретый пар при давлении около $100$ атмосфер). Паровая турбина приводит в действие второй электрогенератор.

Схема газотурбинной электростанции комбинированного цикла.

Задачи по теме Циклы ДВС и ГТУ

Задача 214

Условие: Для теоретического цикла ДВС со смешанным подводом теплоты, смотри рисунок 1, определить количество подведенной теплоты q1 , количество отведенной теплоты q2, полезную работу цикла lц, и термический КПД цикла ηt,. Определить также, КПД цикла Карно, имеющего одинаковые с заданным циклом минимальную и максимальную температуры. Параметры рабочего тела в начале процесса сжатия: давление – р1=0,1 МПа; начальная температура – t1= -14º С. Заданы безразмерные характеристики цикла: степень сжатия – ε=v1/v2=22; степень повышения давления – λ=р3/р2=1,7; степень предварительного расширения – ρ=v3/v4=1,7. В одном килломоле рабочего тела содержится: 0, 73 кмоль N2; 0, 05 кмоль О2; 0, 04 кмоль CО2; остальное – h3О (т.е. состав смеси задан мольными долями).
Указания (порядок выполнения расчетов):
1. Рассчитать молекулярную массу, газовую постоянную, теплоемкости Cp и Cv газовой смеси, а также показатель адиабаты к. Считать их постоянными для всего цикла. 2. Определить для характерных точек цикла значения давления р, температуры Т, удельного объема v, энтальпии h, и энтропии s. Результаты свести в таблицу.
3. Рассчитать количество подведенной q1 и отведенной q2 теплоты, работу цикла lц, изменение энтальпии, внутренней энергии и энтропии для всех процессов, образующих цикл. Результаты свести в таблицу.
4. Определить термический КПД заданного цикла ηt, а также КПД цикла Карно, имеющего одинаковые с заданным циклом минимальную и максимальную температуры.
5. По результатам расчетов изобразить цикл ДВС на миллиметровой бумаге в масштабе в координатах р-v и T-s. Величину энтропии определить относительно состояния при нормальных физических условиях (Т0=273 К, р0=0,101 МПа). При изображении процессов кривыми линиями определить параметры, по крайней мере, одной промежуточной точки.

Прочитать больше

Пламенный мотор


Реактивные авиадвигатели во второй половине XX века открыли новые возможности в авиации: полеты на скоростях, превышающих скорость звука, создание самолетов с высокой грузоподъемностью, а также сделали возможным массовые путешествия на большие расстояния. Турбореактивный двигатель по праву считается одним из самых важных механизмов ушедшего века, несмотря на простой принцип работы.

История

Первый самолет братьев Райт, самостоятельно оторвавшийся от Земли в 1903 году, был оснащен поршневым двигателем внутреннего сгорания. И на протяжении сорока лет этот тип двигателя оставался основным в самолетостроении. Но во время Второй мировой войны стало ясно, что традиционная поршнево-винтовая авиация подошла к своему технологическому пределу – как по мощности, так и по скорости. Одной из альтернатив был воздушно-реактивный двигатель.

Идею применения реактивной тяги для преодоления земного притяжения впервые довел до практической осуществимости Константин Циолковский. Еще в 1903 году, когда братья Райт запускали свой первый самолет «Флайер-1», российский ученый опубликовал труд «Исследование мировых пространств реактивными приборами», в котором разработал основы теории реактивного движения. Опубликованная в «Научном обозрении» статья утвердила за ним репутацию мечтателя и не была воспринята всерьез. Циолковскому потребовались годы трудов и смена политического строя, чтоб доказать свою правоту.


Реактивный самолет Су-11 с двигателями ТР-1, разработки КБ Люльки


Тем не менее, родиной серийного турбореактивного двигателя суждено было стать совсем другой стране – Германии. Создание турбореактивного двигателя в конце 1930-х было своеобразным хобби немецких компаний. В этой области отметились практически все известные ныне бренды: Heinkel, BMW, Daimler-Benz и даже Porsche. Основные лавры достались компании Junkers и ее первому в мире серийному турбореактивному двигателю 109-004, устанавливаемому на первый же в мире турбореактивный самолет Me 262.

Несмотря на невероятно удачный старт в реактивной авиации первого поколения, немецкие решения дальнейшего развития нигде в мире не получили, в том числе и в Советском Союзе.

В СССР разработкой турбореактивных двигателей наиболее удачно занимался легендарный авиаконструктор Архип Люлька. Еще в апреле 1940 года он запатентовал собственную схему двухконтурного турбореактивного двигателя, позже получившую мировое признание. Архип Люлька не нашел поддержки у руководства страны. С началом войны ему вообще предложили переключиться на танковые двигатели. И только когда у немцев появились самолеты с турбореактивными двигателями, Люльке было приказано в срочном порядке возобновить работы по отечественному турбореактивному двигателю ТР-1.

Уже в феврале 1947 года двигатель прошел первые испытания, а 28 мая свой первый полет совершил реактивный самолет Су-11 с первыми отечественными двигателями ТР-1, разработки КБ А. М. Люльки, ныне филиала Уфимского моторостроительного ПО, входящего в Объединенную двигателестроительную корпорацию (ОДК).

Принцип работы

Турбореактивный двигатель (ТРД) работает по принципу обычной тепловой машины. Не углубляясь в законы термодинамики, тепловой двигатель можно определить как машину для преобразования энергии в механическую работу. Этой энергией обладает так называемое рабочее тело – используемый внутри машины газ или пар. При сжатии в машине рабочее тело получает энергию, а при последующем его расширении мы имеем полезную механическую работу.

При этом понятно, что работа, затрачиваемая на сжатие газа должна быть всегда меньше работы, которую газ может совершить при расширении. Иначе никакой полезной «продукции» не будет. Поэтому газ перед расширением или во время него нужно еще и нагревать, а перед сжатием – охладить. В итоге за счет предварительного нагрева энергия расширения значительно повысится и появится ее излишек, который можно использовать для получения необходимой нам механической работы. Вот собственно и весь принцип работы турбореактивного двигателя.

Таким образом, любой тепловой двигатель должен иметь устройство для сжатия, нагреватель, устройство для расширения и охлаждения. Все это есть у ТРД, соответственно: компрессор, камера сгорания, турбина, а в роли холодильника выступает атмосфера.

 

Рабочее тело – воздух, попадает в компрессор и сжимается там. В компрессоре на одной вращающейся оси укреплены металлические диски, по венцам которых размещены так называемые «рабочие лопатки». Они «захватывают» наружный воздух, отбрасывая его внутрь двигателя.

Далее воздух поступает в камеру сгорания, где нагревается и смешивается с продуктами сгорания (керосина). Камера сгорания опоясывает ротор двигателя после компрессора сплошным кольцом, либо в виде отдельных труб, которые называются жаровыми трубами. В жаровые трубы через специальные форсунки и подается авиационный керосин.

Из камеры сгорания нагретое рабочее тело поступает на турбину. Она похожа на компрессор, но работает, так сказать, в противоположном направлении. Ее раскручивает горячий газ по тому же принципу, как воздух детскую игрушку-пропеллер. Ступеней у турбины немного, обычно от одной до трех-четырех. Это самый нагруженный узел в двигателе. Турбореактивный двигатель имеет очень большую частоту вращения – до 30 тысяч оборотов в минуту. Факел из камеры сгорания достигает температуры от 1100 до 1500 градусов Цельсия. Воздух здесь расширяется, приводя турбину в движение и отдавая ей часть своей энергии.

После турбины – реактивное сопло, где рабочее тело ускоряется и истекает со скоростью большей, чем скорость встречного потока, что и создает реактивную тягу.

Поколения турбореактивных двигателей

Несмотря на то, что точной классификации поколений турбореактивных двигателей в принципе не существует, можно в общих чертах описать основные типы на различных этапах развития двигателестроения.

К двигателям первого поколения относят немецкие и английские двигатели времен Второй мировой войны, а также советский ВК-1, который устанавливался на знаменитый истребитель МИГ-15 и на самолеты ИЛ-28, ТУ-14.


Истребитель МИГ-15


ТРД второго поколения отличаются уже возможным наличием осевого компрессора, форсажной камеры и регулируемого воздухозаборника. Среди советских примеров двигатель Р-11Ф2С-300 для самолета МиГ-21.

Двигатели третьего поколения характеризуются увеличенной степенью сжатия, что достигалось увеличением ступеней компрессора и турбин, и появлением двухконтурности. Технически это самые сложные двигатели.

Появление новых материалов, которые позволяют значимо поднять рабочие температуры, привело к созданию двигателей четвертого поколения. Среди таких двигателей – отечественный АЛ-31 разработки ОДК для истребителя Су-27.

Сегодня на уфимском предприятии ОДК начинается выпуск авиационных двигателей пятого поколения. Новые агрегаты установят на истребитель Т-50 (ПАК ФА), который приходит на смену Су-27. Новая силовая установка на Т-50 с увеличенной мощностью сделает самолет еще более маневренным, а главное – откроет новую эпоху в отечественном авиастроении.  

Тепловые машины. ДВС. Удельная теплота сгорания топлива

«Тепловые машины. ДВС.


Удельная теплота сгорания топлива»

Тепловые машины в термодинамике — это периодически действующие тепловые двигатели и холодильные машины (термокомпрессоры). Разновидностью холодильных машин являются тепловые насосы.

Устройства, совершающие механическую работу за счёт внутренней энергии топлива, называются тепловыми машинами (тепловыми двигателями). Для функционирования тепловой машины необходимы следующие составляющие: 1) источник тепла с более высоким температурным уровнем t1, 2) источник тепла с более низким температурным уровнем t2, 3) рабочее тело. Иначе сказать: любые тепловые машины (тепловые двигатели) состоят из нагревателя, холодильника и рабочего тела.

В качестве рабочего тела используются газ или пар, поскольку они хорошо сжимаются, и в зависимости от типа двигателя может быть топливо (бензин, керосин), водяной пар и пр. Нагреватель передаёт рабочему телу некоторое количество теплоты (Q1), и его внутренняя энергия увеличивается, за счёт этой внутренней энергии совершается механическая работа (А), затем рабочее тело отдаёт некоторое количество теплоты холодильнику (Q2) и охлаждается при этом до начальной температуры. Описанная схема представляет цикл работы двигателя и является общей, в реальных двигателях роль нагревателя и холодильника могут выполнять различные устройства. Холодильником может служить окружающая среда.

Поскольку в двигателе часть энергии рабочего тела передается холодильнику, то понятно, что не вся полученная им от нагревателя энергия идет на совершение работы. Соответственно, коэффициент полезного действия двигателя (КПД) равен отношению совершенной работы (А) к количеству теплоты, полученному им от нагревателя (Q1):

 



Двигатель внутреннего сгорания (ДВС)

Существует два типа двигателей внутреннего сгорания (ДВС): карбюраторный и дизельный. В карбюраторном двигателе рабочая смесь (смесь топлива с воздухом) готовится вне двигателя в специальном устройстве и из него поступает в двигатель. В дизельном двигателе горючая смесь готовится в самом двигателе.

 ДВС состоит из цилиндра, в котором перемещается поршень; в цилиндре имеются два клапана, через один из которых горючая смесь впускается в цилиндр, а через другой отработавшие газы выпускаются из цилиндра. Поршень с помощью кривошипно-шатунного механизма соединяется с коленчатым валом, который приходит во вращение при поступательном движении поршня. Цилиндр закрыт крышкой.

Цикл работы ДВС включает четыре такта: впуск, сжатие, рабочий ход, выпуск. Во время впуска поршень движется вниз, давление в цилиндре уменьшается, и в него через клапан поступает горючая смесь (в карбюраторном двигателе) или воздух (в дизельном двигателе). Клапан в это время закрыт. В конце впуска горючей смеси закрывается клапан.

Во время второго такта поршень движется вверх, клапаны закрыты, и рабочая смесь или воздух сжимаются. При этом температура газа повышается: горючая смесь в карбюраторном двигателе нагревается до 300— 350 °С, а воздух в дизельном двигателе — до 500—600 °С. В конце такта сжатия в карбюраторном двигателе проскакивает искра, и горючая смесь воспламеняется. В дизельном двигателе в цилиндр впрыскивается топливо, и образовавшаяся смесь самовоспламеняется.

При сгорании горючей смеси газ расширяется и толкает поршень и соединенный с ним коленчатый вал, совершая механическую работу. Это приводит к тому, что газ охлаждается.

Когда поршень придёт в нижнюю точку, давление в нём уменьшится. При движении поршня вверх открывается клапан, и происходит выпуск отработавшего газа. В конце этого такта клапан закрывается.




Паровая турбина

Паровая турбина представляет собой насаженный на вал диск, на котором укреплены лопасти. На лопасти поступает пар. Пар, нагретый до 600 °С, направляется в сопло и в нём расширяется. При расширении пара происходит превращение его внутренней энергии в кинетическую энергию направленного движения струи пара. Струя пара поступает из сопла на лопасти турбины и передаёт им часть своей кинетической энергии, приводя турбину во вращение. Обычно турбины имеют несколько дисков, каждому из которых передаётся часть энергии пара. Вращение диска передаётся валу, с которым соединён генератор электрического тока.



Удельная теплота сгорания топлива

При сгорании различного топлива одинаковой массы выделяется разное количество теплоты. Например, хорошо известно, что природный газ является энергетически более выгодным топливом, чем дрова. Это значит, что для получения одного и того же количества теплоты, масса дров, которые нужно сжечь, должна быть существенно больше массы природного газа. Следовательно, различные виды топлива с энергетической точки зрения характеризуются величиной, называемой удельной теплотой сгорания топлива.

Удельная теплота сгорания топлива — физическая величина, показывающая, какое количество теплоты выделяется при полном сгорании топлива массой 1 кг.

Удельная теплота сгорания обозначается буквой q, её единицей является 1 Дж/кг.

Значение удельной теплоты определяют экспериментально. Наибольшую удельную теплоту сгорания имеет водород, наименьшую — порох.

Удельная теплота сгорания нефти — 4,4*107 Дж/кг. Это означает, что при полном сгорании 1 кг нефти выделяется количество теплоты 4,4*107 Дж. В общем случае, если масса топлива равна m, то количество теплоты Q, выделяющееся при его полном сгорании, равно произведению удельной теплоты сгорания топлива q на его массу:

 Q = qm.


Конспект урока по физике в 8 классе «Тепловые машины. ДВС. Удельная теплота сгорания».

Следующая тема: «Электризация тел».

 

Способ преобразования в механическую работу всего тепла, получаемого рабочим телом теплового двигателя от нагревателя, в частности тепла, получаемого от вещества окружающей среды, и устройство для его осуществления

 

Использование: энергомашиностроение. Сущность изобретения: предложены способ и устройство для эффективного преобразования тепловой энергии в механическую. В способе реализуется замкнутый термодинамический процесс, в котором жидкую и паровую фазы рабочего тела разделяют при минимальной температуре цикла, а затем сжимают газообразную фазу адиабатически до достижения температуры нагревателя. В устройстве, содержащем стандартные элементы поршневого теплового двигателя, рабочие цилиндры разделены на два блока, один из которых находится в тепловом контакте и равновесии с нагревателем, а в другом каждый цилиндр адиабатически изолирован. 2 с.и. 5 з. п. ф-лы, 5 ил.

Способ и устройство для преобразования в механическую работу всего тепла, получаемого рабочим телом теплового двигателя от нагревателя, в частности, тепла, получаемого от вещества окружающей среды.

Изобретение относится к теплоэнергетике, более конкретно, к способам преобразования тепловой энергии в механическую, и к устройствам для реализации этих способов. Изобретение может быть использовано либо для создания новых видов тепловых двигателей, которые, получая тепло от традиционнных источников, обеспечат его преобразование в работу с коэффициентами полезного действия (КПД), большими чем в цикле Карно и близкими к 1, либо для создания устройств, представляющих новый класс источников даровой механической энергии, получаемой в результате преобразования в полезную работу тепла, отбираемого от вещества окружающей среды. Аналогами изобретения-способа являются известные способы преобразования тепла в работу, реализуемые с помощью тепловых двигателей циклического действия. Соответственно двигатель, реализующий конкретный известный способ преобразования тепла, является аналогом устройства, предлагаемого данным изобретением. Описание способов-аналогов и реализующих эти способы устройств (тепловых двигателей) (книга "Техническая термодинамика" под редакцией В.И. Крутова, М. 1991 г. с. 278-305, или в книге С.В. Бальян "Техническая термодинамика и тепловые двигатели" Л. 1973 г. с. 107-117, 228-248). Общими признаками способов-аналогов является то, что полезную работу совершают, расширяя рабочее тело, нагреваемое теплом, получаемым от нагревателя. Замкнутность реализуемого термодинамического цикла обеспечивают, сжимая рабочее тело и отводя от него тепло при температурах (давлениях) более низких, чем в процессе расширения. Для реализации способов-аналогов необходимо наличие двух тепловых резервуаров с различными температурами (нагревателя и холодильника). Совершение работы сопровождается передачей холодильнику части тепла, получаемого рабочим телом от нагревателя. Тепло, переданное холодильнику, теряется. Следствием существования этих потерь является невозможность полного преобразования известными способами тепла в работу и ограниченность достижимых КПД известных тепловых двигателей значениями КПД цикла Карно. Необходимость иметь два тепловых резервуара делает невозможным использование способов-аналогов даже частичного преобразования в работу тепловой энергии, содержащейся в веществе окружающей среды, и эта невозможность, так же как ограниченность достижимых КПД, является одной из формулировок второго закона термодинамики (книга "Фейнмановские лекции по физике" Фейнман Р.П. Лейтон Р.Б. Сэндс. М. 1965 г. т. 4 с. 99-123). Согласно общепринятым взглядам, невозможны процессы, обходящие ограничения второго закона термодинамики. Предлагаемое изобретение показывает, что справедливость этого утверждения не является абсолютной: практически полное преобразование тепловой энергии в механическую возможно. Возможность такого преобразования обусловлена существованием замкнутого термодинамического цикла, на отдельных этапах которого рабочее тело представляет гетерогенную систему из конденсированной и газообразной фаз используемого вещества. В процессе возвращения рабочего тела в исходное состояние сжатию подвергают только газообразную фазу. Отвод тепла от рабочего тела осуществляют адиабатическим сжатием газообразной фазы до достижения температуры нагревателя, восстановлением теплообмена между сжимаемым веществом и нагревателем, изотермическим сжатием до начальной плотности. Один и тот же тепловой резервуар выполняет на разных этапах цикла функцию как нагревателя всего рабочего тела, так и холодильника для части гетерогенного рабочего тела, состоящей из вещества газообразной фазы. Такая организация цикла исключает передачу тепла от рабочего тела холодильнику (окружающей среде), а следовательно, и потери тепла в нем. Благодаря этому полная работа цикла оказывается равной количеству тепла, получаемому рабочим телом от нагревателя, и отличной от нуля. Доказательство факта полного преобразования тепла в работу в предлагаемом способе является логическим следствием первого закона термодинамики. То обстоятельство, что следствие первого закона термодинамики не согласуется с формулировками второго закона, выявляет факт логического противоречия обоих законов и создает необходимость его объяснения. Вопрос о способе устранения обнаруженного противоречия остается открытым и к предмету данного изобретения не относится. Можно лишь заметить, что поскольку первый закон термодинамики, являясь законом сохранения энергии, не подлежит сомнениям (как и все выводимые из него следствия), то для устранения обнаруженного противоречия и согласования требований обоих законов может потребоваться либо уточнение формулировок второго закона, либо признание того, что они в их известной форме не являются универсальными в применении к конечным макроскопическим системам. Прототипом изобретения-способа выбран способ, реализующий термодинамический цикл Отто ("Справочник по физике" Б.М. Яворский и А.А. Детлаф, М. 1964 г. с. 158), состоящий из изохорного нагрева и охлаждения и адиабатного расширения и сжатия рабочего тела. Прототипом устройства, для предложенного способа выбран общеизвестный четырехтактный двигатель внутреннего сгорания, реализующий термодинамический цикл Дизеля (книга под ред. А.С. Орлина "Двигатели внутреннего сгорания". М. 1980 г. с. 8-43). Цели изобретения обеспечить пользователям экономию топливных ресурсов и уменьшить загрязнение окружающей среды продуктами сгорания сжигаемого топлива и отработанным теплом. Эти цели будут достигнуты посредством реализации процесса практически полного преобразования тепловой энергии в механическую в работе тепловых двигателей, использующих предлагаемый способ. Изобретение-способ характеризуется следующими признаками: 1. Рабочее тело адиабатически расширяют из начального состояния в замкнутом термодинамическом цикле до достижения минимальной температуры цикла. Значения термодинамических параметров начального и конечного состояния вещества в процессе адиабатического расширения выбирают так, чтобы при минимальной температуре цикла рабочее тело представляло равновесную систему жидкости и насыщенного пара, а плотность жидкой фазы равнялась начальной плотности вещества. 2. Отделяют при минимальной температуре цикла фазы рабочего тела друг от друга, сохраняя адиабатическую изоляцию вещества каждой фазы от внешней среды. 3. Адиабатически сжимают вещество газообразной фазы рабочего тела от состояния насыщенного пара при минимальной температуре цикла до достижения температуры нагревателя. 4. Создают возможность теплообмена между сжатым веществом газообразной фазы и нагревателем и продолжают сжатие изотермически, передавая нагревателю тепло, отводимое от сжимаемого вещества. 5. Ликвидируют возможность теплообмена между веществом сжимаемой газообразной фазы и нагревателем после достижения начальной плотности. 6. Создают возможность теплообмена между фазами рабочего тела и приводят их к тепловому равновесию в изохорном процессе при адиабатической изоляции всего вещества. 7. Объединяют обе части рабочего тела в начальном объеме. 8. Создают возможность передачи тепла от нагревателя к рабочему телу и нагревают его в изохорном процессе от равновесной температуры до начальной температуры цикла. 9. Минимальную температуру рабочего тела в описанном термодинамическом цикле выбирают произвольно из интервала, ограниченного температурой плавления и критической температурой вещества рабочего тела. Выбор минимальной температуры однозначно определяет начальную плотность вещества (плотность равновесной жидкой фазы). Начальную температуру рабочего тела в цикле и температуру нагревателя выбирают произвольно в интервале, границами которого являются выбранное значение минимальной температуры цикла и значение температуры, при котором плотность вещества, адиабатически сжимаемого из состояния насыщенного пара при минимальной температуре цикла, равна начальной плотности рабочего тела (фиг. 1). Температура нагревателя должна быть больше или равна начальной. 10. При равенстве начальной температуры и температуры нагревателя возвращение рабочего тела в исходное термодинамическое состояние осуществляют сжатием газообразной фазы, как описано выше, изохорным нагревом жидкой фазы теплом нагревателя от минимальной температуры до начальной, объединением частей рабочего тела в начальном объеме. 11. Для преобразования в работу тепла, отбираемого от вещества окружающей среды, начальную температуру цикла выбирают меньшей или равной температуре среды. 12. Для преобразования в работу тепла, отбираемого от вещества окружающей среды, в качестве рабочего тела используют вещества, у которых критические температуры меньше температуры среды, например, азот, кислород, аргон, водород. На фиг. 1 в координатах V-T показаны границы области двухфазных состояний вещества рабочего тела, образованная графиками зависимостей от температуры удельных объемов равновесных фаз насыщенного пара Vнп(T) (кривая 1) и жидкости Vж(T) (кривая 2), а также график адиабаты, проходящей через состояние насыщенного пара при минимальной температуре цикла (кривая 3). Из фиг. наглядно видно, как выбор минимальной температуры рабочего тела Tмин определяет пределы возможного изменения значений начальной температуры Tо и температуры нагревателя Tн. На фиг. 2 показана V-T диаграмма описанного цикла. Процесс адиабатического расширения однородного рабочего тела из начального состояния представлен графиком адиабаты 1-2. Точка 2 находится на границе области двухфазных состояний. В зависимости от выбора начальной температуры рабочее тело в точке 2 является либо насыщенным паром, либо жидкостью. Предварительный рисунок соответствует последнему варианту. Дальнейшее адиабатическое расширение рабочего тела приводит к разделению расширяемого вещества на равновесные фазы жидкости и насыщенного пара. Зависимость от температуры объемов равновесных фаз на втором этапе адиабатического расширения представлена кривая 2-3 (фаза жидкости) и 4-5 (фаза пара). Сжатие газообразной фазы от минимальной температуры до температуры нагревателя изображено графиком адиабаты 5-6. Процесс изотермического сжатия представлен отрезком 6-7. Состояние фаз рабочего тела в изохорном процессе установления равновесной температуры изображено отрезками 7-8 и 3-9. Процесс изохорного нагрева рабочего тела теплом нагревателя на завершающем этапе цикла, после установления теплового равновесия и объединения частей рабочего тела в начальном объеме, изображен отрезком 10-1. На фиг. 3 представлена T-S диаграмма цикла. На этой диаграмме: 1 график зависимости, связывающей удельную энтропию и температуру вещества рабочего тела в изохорном процессе при начальной плотности; 2, 3 графики удельных энтропий равновесных фаз жидкости и пара вещества рабочего тела; Tо, Sо параметры начального состояния; Tр, Sр параметры состояния после установления теплового равновесия между частями рабочего тела; Tкр, Sкр критические параметры. Отрезок 1-2 представляет процесс адиабатического расширения однородного вещества рабочего тела из начального состояния. Точки 3, 4 характеризуют состояние равновесных фаз вещества при минимальной температуре цикла. Отрезки 4-5 и 5-6 представляют процессы адиабатического и изотермического сжатия газовой фазы рабочего тела. Процесс установления теплового равновесия представлен участками изохоры 3-7 и 6-7. Изохорный нагрев вещества изображен участком изохоры 7-1. На фиг. 4 представлена схема устройства, реализующего предлагаемый способ. На этой схеме 1 и 2 блоки цилиндров с рабочим телом, в которых находятся подвижные поршни, соединенные кривошипно-шатунными механизмами с общим коленчатым валом 3 и маховиком 4; на схеме приняты обозначения: 5, 6, 7 - резервуары, содержащие вещество рабочего тела, 8 нагреватель, 9 - теплопровод для передачи тепла от нагревателя к рабочему телу, 10 насос для перекачки жидкой фазы вещества между резервуарами, 11 трубопроводы для подачи в цилиндры и для удаления из них рабочего тела. Стрелками на схеме показаны направления потоков вещества и тепла при работе устройства (сплошные линии потоки вещества рабочего тела, пунктирные потоки тепла). На фиг. 5 представлена конструктивная схема простейшего варианта устройства, в котором блоки рабочих цилиндров 1 и 2 на фиг. 4 состоят каждый из одного цилиндра. Элементами устройства, изображенного на фиг. 5, являются: 1 и 2 - цилиндры с рабочим телом, 3 коленчатый вал, 4 маховик, 5 резервуар с гетерогенным веществом рабочего тела, 6 и 7 резервуары с гомогенным веществом рабочего тела, 8 резервуар, заполненный веществом нагревателя, 9 - теплопровод, 10 насос для перекачки жидкой фазы вещества рабочего тела между резервуарами, 11 трубопровод, 12 вентиль (клапан), обеспечивающий возможность одностороннего движения вещества рабочего тела по трубопроводу, 13 вентиль, регулирующий величину теплового потока по теплопроводу, 14 - поршень, 15 шатун. Контакт стенок цилиндра 2 с веществом нагревателя в резервуаре 8 обеспечивает возможность отвода тепла от рабочего тела в процессе изотермического сжатия его газообразной фазы. Примером, подтверждающим возможность реализации изобретения, являются результаты расчета значений термодинамических и энергетических параметров конкретного варианта описанного цикла при использовании в качестве рабочего тела азота (N2). Данные о свойствах вещества взяты из книги Н.Б. Варгафтик "Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидкостей" М. 1972 г. с. 433-477. В соответствии с изложенным выше, минимальную температуру цикла можно выбрать произвольно из интервала 63,15-126,25 K. Например, при Tмин=100 K удельные объемы равновесных фаз вещества равны Vж(Tмин) 0,04054 л/моль, Vнп(Tмин) 0,8758 л/моль. Воспользовавшись уравнением адиабаты для газа Ван-дер-Ваальса (см. книгу Л.Д.Ландау и Е.М. Лифшиц "Статистическая физика" М. 1964 г. с. 271), вычисляют оценку температуры Tмакс по формуле где b=Vкр/3=0,03071 л/моль константа уравнения Ван-дер-Ваальса, 1,4 показатель адиабаты. Для указанных значений величин, входящих в формулу, Tмакс=594 K. Начальную температуру цикла выбирают из интервала возможных значений, задав величину давления Pо в начальном состоянии рабочего тела. Например, при Pо 5102 бар Tо 151oK. Адиабата, проходящая через начальное состояние, оканчивается на границе фазового равновесия между паром и жидкостью при температуре 117 K. Оценку доли вещества в фазе пара в конце процесса адиабатического расширения рабочего тела вычисляют по формуле Для значений характерных температур выбранного варианта цикла (Tмин) 0,1
Оценку равновесной температуры, устанавливающейся после завершения процесса сжатия газовой фазы и объединения частей рабочего тела, вычисляют по формуле
Tp [1-(Tмин)]Tмин+(Tмин)Tн
Оценку удельного количества тепла, получаемого от нагревателя в процессе изохорного нагрева рабочего тела от равновесной до начальной температуры, вычисляют по формуле

где
оценка средней изохорной теплоемкости вещества при начальной плотности. Оценку удельного количества тепла, отводимого от вещества сжимаемой газовой фазы рабочего тела и передаваемого нагревателю, вычисляют по формуле

Оценку полного удельного количества тепла, получаемого рабочим телом в цикле, вычисляют по формуле

Оценку средней изохорной теплоемкости вычисляют по формуле

где Q(T) удельная теплота испарения вещества рабочего тела. Из приведенных формул видно, что:
при Tн, меньшем Tмакс, полное удельное количество тепла, получаемого в цикле рабочим телом, положительно. Поскольку цикл замкнут, то в соответствии с первым законом термодинамики q равно удельной работе, совершенной рабочим телом. Численная величина совершаемой работы является убывающей функцией произвольно выбранной температуры нагревателя. Поэтому оптимальным является вариант цикла, в котором Tн взято близким Tо. Вычисление для приведенных выше значений параметров дает:
При Tн=Tо=151 K q144 кал/моль. Увеличение температуры нагревателя до Tн=280 K (значения близкого к средней температуре вещества окружающей среды) уменьшает удельную величину получаемого тепла (совершаемой работы) до q63 кал/моль. Описанный способ реализуется устройством, аналогами которого являются общеизвестные четырехтактные двигатели внутреннего сгорания, у которых в каждом рабочем цилиндре последовательно проходят процессы всасывания, сжатия, расширения и выброса вещества рабочего тела во внешнюю среду. Устройство, реализующее предлагаемый способ, состоит (фиг. 4) из двух блоков рабочих цилиндров 1 и 2, общего коленчатого вала 3 с маховиком 4, резервуаров 5, 6, 7, содержащих вещество рабочего тела, нагревателя 8, теплопровода 9, обеспечивающего возможность передачи регулируемого количества тепла от нагревателя к резервуару 6, насоса 10 для перекачивания вещества жидкой фазы рабочего тела из резервуара 5 в резервуар 6. В каждом цилиндре находится подвижной поршень, соединенный кривошипно-шатунным механизмом с коленчатым валом. Резервуары соединены с цилиндрами трубопроводами 11 и клапанами, обеспечивающими возможность подачи и удаления вещества из рабочих объемов цилиндров. Блок цилиндров 1 предназначен для реализации адиабатических процессов предложенного термодинамического цикла. В блоке цилиндров 2 реализуется процесс изотермического сжатия рабочего тела с передачей нагревателю тепла, отводимого от сжимаемого вещества. Температура вещества в резервуаре 5 равна выбранной минимальной температуре цикла. Удельный объем вещества в резервуаре взят таким, что оно представляло равновесную систему фаз жидкости и насыщенного пара. В резервуаре 6 температура и плотность (давление) вещества близки к значениям, выбранным для начального состояния. Передача по теплопроводу тепла от нагревателя к резервуару 6 обеспечивает реализацию процесса изохорного нагрева рабочего тела. Блок цилиндров 2 находится в тепловом контакте и равновесии с нагревателем (при выбранной температуре Tн). Плотность вещества в резервуаре 7 равна плотности, достигаемой в конце процесса адиабатического сжатия газовой фазы рабочего тела. Блоки цилиндров, резервуары и трубопроводы имеют теплоизоляцию, обеспечивающую поддержание необходимых температурных режимов. Работа устройства происходит следующим образом. Когда в каком-либо из рабочих цилиндров блока 1 поршень находится в верхней крайней точке (при минимальном рабочем объеме), открывается впускной клапан, соединяющий через трубопровод рабочий объем цилиндра с резервуаром 6. При дальнейшем движении поршня до момента закрытия впускного клапана в рабочий объем поступает вещество с термодинамическими параметрами начального состояния. После закрытия впускного клапана, начинается процесс адиабатического расширения рабочего тела, который заканчивается когда поршень находится в нижней крайней точке. В этот момент открывается выпускной клапан, связывающий рабочий объем с резервуаром 5, в который вытесняется вещество при обратном ходе поршня. При повторном движении поршня от верхней крайней точки в рабочий объем всасывается через соответствующий трубопровод и клапан необходимое количество насыщенного пара из резервуара 5. Процесс всасывания заканчивается при нижнем положении поршня и начинается процесс адиабатического сжатия газовой фазы рабочего тела, длящийся до достижения сжимаемым веществом температуры нагревателя. В этот момент открывается клапан, связывающий рабочий объем с резервуаром 7, и сжатое вещество вытесняется в этот резервуар. Вытеснение длится до достижения поршнем верхнего положения, после чего цикл рабочих процессов повторяется. Аналогично протекает рабочий цикл в цилиндрах блока 2: при движении поршня от верхней крайней точки вещество поступает в рабочий объем из резервуара 7. Процесс заканчивается при нижнем положении поршня. При обратном ходе поршня в рабочем объеме происходит изотермическое сжатие вещества. В момент достижения начальной плотности открывается клапан, связывающий рабочий объем с резервуаром 6, и сжатое вещество вытесняется в него. Вытеснение заканчивается при верхнем положении поршня, после чего цикл повторяется. Постоянство массы вещества в резервуарах обеспечивается перекачкой необходимого количества жидкой фазы рабочего тела из резервуара 5 в резервуар 6 с помощью насоса 10. Такая перекачка происходит одновременно с описанными выше процессами реализуемого термодинамического цикла, для чего конструктивно насос выполняют в виде отдельного рабочего цилиндра в блоке 1. При движении поршня цилиндра от верхней крайней точки из резервуара 5 всасывается жидкая фаза вещества, а при обратном движении она вытесняется в резервуар 6. Чтобы процессы подачи и забора вещества из резервуара не изменяли установленного температурного режима, масса вещества в резервуарах должна быть существенно больше массы, содержащейся в рабочих объемах цилиндров. Передача преобразуемого в работу тепла от нагревателя к резервуару 6 обеспечивается наличием разности температур между ними. Стабильность процесса преобразования при фиксированных значениях характерных температур цикла поддерживают регулированием величины теплового потока. Если выбранное значение начальной температуры цикла превосходит температуру вещества окружающей среды, то получение полезной работы является итогом передачи нагревателю и последующего преобразования тепла, получаемого от сжигания топлива. Если начальная температура цикла меньше или равна температуре вещества среды, то само это вещество может выполнять функции нагревателя в описанном цикле и являться источником тепла, преобразуемого в полезную работу. Приведенный выше пример показывает, что снижения характерных температур цикла достигают использованием в качестве рабочего тела вещества с низкой критической температурой. Полезная мощность описанного устройства определена максимальным значением рабочего объема цилиндра и длительностью рабочего цикла (двойным периодом оборота коленчатого вала). Приняв для этих параметров значения
V ~ 1 ; t ~ 210-2 сек,
характерные по порядку величин для существующих двигателей внутреннего сгорания, получают, что в устройстве, реализующем описанный термодинамический цикл с приведенными выше конкретными значениями параметров, в одном цилиндре задействовано 10 молей (300 г) вещества рабочего тела, при этом достижимая мощность составляет 130-300 кВт. Признаками, отличающими от аналогов описанное устройство, обеспечивающее реализацию предлагаемого способа, являются:
1. Наличие в устройстве резервуаров с веществом рабочего тела и насоса для перекачки жидкой фазы рабочего тела, обеспечивающих замкнутость потока вещества рабочего тела во время работы устройства. 2. Наличие теплопровода для передачи рабочему телу от нагревателя тепла, преобразуемого в поезную работу. 3. Наличие рабочих цилиндров, в которых реализуется процесс изотермического сжатия газовой фазы вещества рабочего тела при температуре нагревателя с передачей ему тепла, отводимого от сжимаемого вещества. Технико-экономическая эффективность изобретения обусловлена тем, что оно создает возможность использовать тепло, получаемое от сжигания топлива и предназначаемое для преобразования в механическую работу, с КПД в 2-3 раза большими, чем достижимые КПД применяемых в настоящее время тепловых двигателей. Увеличение достижимых КПД в предлагаемом способе преобразования тепла в работу приведет при его реализации к соответственному сокращению расхода топлива и уменьшению загрязнения окружающей среды продуктами сгорания. Тепловые загрязнения среды, неустранимые при работе существующих тепловых двигателей, будут ликвидированы практически полностью. Возможный размер экономии от сохранения ресурсов топлива и от улучшения экологической обстановки в результате широкой замены используемых тепловых двигателей устройствами, реализующими предлагаемое изобретение, должен быть значителен. Еще большей будет эффективность изобретения в результате создания и внедрения устройств, реализующих процесс преобразования в полезную работу тепла, отбираемого от вещества окружающей среды. Создание таких устройств приведет к появлению новых типов источников даровой механической энергии, оптимальных по экономичности и экологической чистоте. Приведенная оценка мощности одного из таких источников показывает, что они могут широко использоваться как в стационарных, так и в транспортных энергетических установках. Преимущества предлагаемых устройств перед известными источниками даровой энергии (гидротехническими, ветровыми, солнечными, геотермальными и т.д.) будут состоять в большей удельной (на единицу объема) мощности и в независимости их работоспособности от географических, погодных, временных, климатических или каких-либо других условий. Отмеченные качественные особенности предлагаемых устройств, преобразующих в полезную работу тепло, отбираемое от вещества окружающей среды, создают возможность применения этих устройств для радикального решения проблем, возникающих из-за ограниченности топливно-энергетических ресурсов и неэкологичности известных используемых источников тепла.


Формула изобретения

1. Способ преобразования в механическую работу всего тепла, получаемого рабочим телом теплового двигателя от нагревателя, в частности тепла, получаемого от вещества окружающей среды, состоящий из совокупности термодинамических процессов, последовательно реализуемых с веществом рабочего тела, образующих замкнутый термодинамический цикл, включающий процессы адиабатического расширения, адиабатического и изотермического сжатия, изохорного охлаждения и нагрева, отличающийся тем, что, с целью экономии топливных ресурсов и уменьшения загрязнения окружающей среды продуктами сгорания сжигаемого топлива и отработанным теплом, разделяют на равновесные фазы жидкости и насыщенного пара рабочее тело в процессе его адиабатического расширения из начального состояния в цикле, отделяют фазы рабочего тела одна от другой при минимальной температуре цикла, адиабатически сжимают вещество газообразной фазы до достижения температуры нагревателя, создают тепловой контакт между сжатым веществом и нагревателем, продолжают сжатие изотермически при температуре нагревателя до достижения сжимаемым веществом начальной плотности, передавая в процессе сжатия нагревателю тепло, отводимое от сжимаемого вещества, ликвидируют тепловой контакт между нагревателем и сжатым веществом газообразной фазы, реализуют процесс изохорного теплообмена между разделенными частями рабочего тела до достижения теплового равновесия, объединяют части рабочего тела в начальном объеме, создают возможность передачи тепла от нагревателя к рабочему телу, изохорно нагревают рабочее тело теплом, получаемым от нагревателя, до начальной температуры в цикле. 2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что, с целью обеспечения разделения вещества рабочего тела на равновесные фазы жидкости и насыщенного пара, минимальную температуру цикла выбирают произвольно из интервала, ограниченного температурой плавления и критической температурой используемого вещества, начальную плотность рабочего тела в цикле берут равной плотности равновесной жидкой фазы вещества при минимальной температуре цикла, начальную температуру рабочего тела в цикле и температуру нагревателя выбирают произвольно в интервале, границами которого являются минимальная температура цикла и температура, при которой плотность вещества, адиабатически сжимаемого из состояния насыщенного пара при минимальной температуре, равна начальной плотности, температуру нагревателя берут большей или равной начальной температуре рабочего тела. 3. Способ по п. 1, отличающийся тем, что, с целью преобразования в механическую работу тепла, получаемого от вещества окружающей среды, начальную температуру рабочего тела в цикле выбирают меньшей или равной температуре окружающей среды. 4. Способ по п. 1, отличающийся тем, что, с целью преобразования в механическую работу тепла, получаемого от вещества окружающей среды, используют в качестве рабочего тела вещества, у которых критическая температура меньше температуры среды, например азот, кислород, аргон, водород. 5. Устройство для преобразования в механическую работу всего тепла, получаемого рабочим телом теплового двигателя от нагревателя, в частности тепла, получаемого от вещества окружающей среды, содержащее закрытые с одного торца цилиндры, в которых находятся подвижные поршни, соединенные с валом маховика механизмами, обратимо преобразующими линейное возвратно-поступательное движение поршней во вращательное движение вала, имеющее систему клапанов и трубопроводов для подачи в объемы, ограниченные поверхностями цилиндров и дном поршней, и для удаления из этих объемов рабочего тела, отличающееся тем, что, с целью избежать потери тепла, отводимого от сжимаемой фазы вещества, в процессе возвращения рабочего тела к исходному состоянию в используемом термодинамическом цикле, рабочие цилиндры разделены на два блока, один из которых находится в тепловом контакте и равновесии с нагревателем, а в другом каждый цилиндр адиабатически изолирован. 6. Устройство по п. 5, отличающееся тем, что, с целью обеспечения замкнутости потока вещества рабочего тела при работе устройства, в его состав включены резервуар, содержащий гетерогенное вещество рабочего тела при минимальной температуре цикла, резервуар, содержащий однородное вещество рабочего тела при начальной температуре и плотности, резервуар, содержащий однородное вещество рабочего тела при температуре нагревателя, насос для перекачки жидкой фазы вещества рабочего тела между резервуарами. 7. Устройство по п. 5, отличающееся тем, что, с целью передачи преобразуемого в работу тепла от нагревателя к рабочему телу, в состав устройства включен теплопровод от нагревателя к резервуару, содержащему вещество рабочего тела в состоянии с начальными значениями термодинамических параметров.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4, Рисунок 5

Двигатель внутреннего сгорания со сверхвысокой степенью сжатия (стр. 3 из 12)

Следует сразу отметить, что сравнение работы ДВС с циклом Карно может носить только условный характер. Для соблюдения в работе ДВС «принципа Карно» необходимо на такте изотермного расширения подавать в цилиндр не только топливо, но и дополнительные порции кислорода. А поскольку этого не делается, разница между величинами температур начала расширения, максимальной температурой цикла и на момент окончания тепловыделения в реальном ДВС столь велика, что о величинах Т1 и Т2 в работе ДВС можно говорить лишь, как о неких средних, условных величинах.

Вместе с тем, осмысление процессов происходящих в цикле Карно дает возможность установить основополагающие принципы работы ДВС.

Для оценки характера происходящих в конкретном ДВС рабочих процессов необходимо брать за основу его рабочий цикл. При рассмотрении конкретного рабочего цикла ДВС следует исходить из того, что цикл совершается за определенный промежуток времени, масса рабочего тела составляет конкретную величину и в это рабочее тело можно ввести только конкретное количество тепла.

Т.е. при рассмотрении рабочего цикла ДВС применительно к циклу Карно константами следует считать массу рабочего тела и количество вводимого тепла.

Современная теория ДВС проводит подробный анализ индикаторной работы ДВС по его внешней скоростной характеристике. Анализ индикаторной работы ДВС в режиме частичных нагрузочных характеристик практически отсутствует. Между тем, ответ на вопрос о том, как повысить КПД ДВС и что сделать, чтобы он работал, дает анализ его работы именно в указанных режимах.

По циклу Карно путем адиабатного сжатия температура рабочего тела доводится до величины Т1, после этого в рабочее тело вводится тепло и при сохранении температуры Т1 совершается процесс расширения. Во второй части расширения ввод тепла прекращается, процесс становится адиабатным. Температура рабочего тела от величины Т1 доходит до величины Т2.

При использовании в качестве источника тепла углеводородного топлива до выделения тепла оно должно пройти стадию предварительной подготовки, которая включает в себя период формирования очага пламени (период задержки воспламенения) и стадию распространения пламени по фронту, т.е. указанный процесс занимает определенный промежуток времени.

Для обеспечения нормального прохождения рабочего цикла современного ДВС часть тепла в количестве Q2 для доведения температуры (соответственно и давления) до величины Т1 вводится при движении поршня к ВМТ. Угол начала ввода и количество необходимого тепла Q2 определяется массой участвующего в цикле рабочего тела. Остальная часть тепла (поскольку величины Q и Q2 для данного рабочего цикла становятся константами) в количестве Q-Q2 вводится на такте расширения.

На такте сжатия в бензиновом ДВС по достижении в цилиндре определенного давления подается искра, происходит формирование очага пламени, затем пламя начинает распространяться по фронту. Повышение температуры и давления топливно-воздушной смеси с момента формирования очага пламени происходит под воздействием 2-х факторов: сжатия и ввода тепла. Примерное соотношение воздействия этих факторов видно по данным, полученным с помощью программы расчетного моделирования для бензинового ДВС со степенью сжатия Е=10 (условно: ход поршня 90 мм, высота камеры сгорания 10 мм).

1. При угле начала тепловыделения в 15* до ВМТ температура смеси в конце такта всасывания 65* С, на момент начала тепловыделения температура 355* С, давление 15.5 кг/см2, на момент ВМТ поршня температура 834* С, давление 33.2 кг/см2.

2. При тех же вводных данных, но при угле начала тепловыделения в 0 градусов температура смеси в конце такта всасывания 65* С, на момент ВМТ поршня в конце такта сжатия температура смеси 385* С, давление 19.5 кг/см2.

Т.е. увеличение температуры рабочего тела на 449* С и давления на 13.7 кг/см2 на такте сжатия получено за счет ввода тепла.

В виду этого такт сжатия в современном ДВС можно отнести к адиабатному лишь условно, поскольку увеличение температуры и давления рабочего тела совершается и путем сжатия и путем ввода тепла. А это приводит к нарушению следующих условий цикла Карно:

1. Условие равенства адиабатных циклов расширения и сжатия. Поскольку на завершающем отрезке такта сжатия в рабочее тело вводится тепло в количестве Q2, цикл становится больше на количество отрицательной работы эквивалентной теплу Q2.

2. Сокращается продолжительность и протяженность цикла изотермного расширения по углам ПКВ. Поскольку количество тепла Q, которое можно ввести в рабочее тело в ДВС является константой, то ввод части этого тепла в количестве Q2 на такте сжатия уменьшает его количество на цикле изотермного расширения до величины Q-Q2. При этом для нейтрализации отрицательной работы, совершаемой теплом Q2 на такте сжатия, из оставшегося количества тепла Q-Q2 на такте расширения расходуется еще одно количество тепла Q2, что существенным образом снижает КПД двигателя.

Применительно к работе современного ДВС в диаграмме цикла Карно отрезок такта адиабатного сжатия, на котором тепло в количестве Q2 вводится в рабочее тело, должен быть выделен в особый переходный сектор. Отрезок такта изотермного расширения по углам ПКВ должен быть уменьшен на величину Q2. Соответственно этому либо величина Т1 должна быть уменьшена, либо величина Т2 должна быть увеличена на количество тепла 2Q2 и величину потерянной температуры Т. С учетом изложенного работа современного ДВС по циклу Карно может быть отображена в виде штриховой диаграммы на рисунке 1.

Признание массы m рабочего тела константой означает, что в него не возможно ввести тепла больше, чем Q. А это означает, что в рабочем цикле современного ДВС без изменения массы рабочего тела не возможно удлинить протяженность цикла изотермного расширения.

В виду не совершенства устройства и принципа работы современного ДВС простое уменьшение угла тепловыделения приводит к ухудшению эффективных характеристик двигателя. Происходит падение температуры и давления топливно-воздушной смеси на сжатии, что отрицательно влияет на формирование и подготовку смеси к горению. При переходе к фазе активного горения на линии расширения объем камеры сгорания и, соответственно, расстояние на которое пламя должно распространиться оказывается слишком большим и топливо не успевает сгореть.

Попытки уменьшить угол тепловыделения, совмещая это с увеличением степени сжатия при сохранении устройства и принципа работы современного ДВС, также приводят к отрицательным результатам. При работе под нагрузкой такой двигатель разрушается меньше чем за 1 минуту.

Но если найти правильное решение вопроса, исключив ввод тепла в рабочее тело на такте сжатия, можно увеличить степень сжатия ДВС и существенно повысить его эффективность.

Суть равенства циклов адиабатного сжатия и расширения заключается в том, чтобы отрицательную работу, затраченную на сжатие рабочего тела, получить в виде положительной работы адиабатного расширения. Если исключить ввод тепла на такте сжатия и получить требуемые температуру и давление рабочего тела путем сжатия, то тепловая протяженность циклов адиабатного сжатия и расширения становится, примерно, одинаковой и влияния на КПД двигателя не оказывают.

Если расчитывать линии расширения бензиновых двигателей со степенями сжатия 10 и 25, сравнение происходящих в них процессов на такте расширения дает следующую картину.

Двигатель № 1 с Е=10 (Д1): ход поршня 90 мм, высота камеры сгорания 10 мм, угол начала тепловыделения 15* до ВМТ, величина Рz достигается при 15* ПКВ после ВМТ.

Двигатель № 2 с Е=25 (Д2): ход поршня 90 мм, высота камеры сгорания 3.75 мм, угол начала тепловыделения 0* по углу ПКВ, величина Рz достигается при 0* ПКВ.

В обоих двигателях продолжительность тепловыделения 50* по углу ПКВ.

В Д1 при нахождении поршня в 15* после ВМТ (высота камеры сгорания при этом 11.53 мм) значительная часть тепла уже введена, но интенсивный процесс ввода тепла еще продолжается. При дальнейшем движении поршня от ВМТ температура газов растет, но давление из-за быстрого увеличения объема камеры сгорания падает. Примерно к 35* ПКВ (отрезок а-b1 рис. 1) процесс ввода тепла завершен, объем камеры сгорания в этой точке равен 18.14 мм. Далее происходит процесс адиабатного расширения.

В Д2 увеличение степени сжатия рабочего тела (соответственно, создание благоприятных условий для сгорания смеси) позволяет начать ввод в него тепла при нахождении поршня в ВМТ. При указанном положении поршня давление Рс= Рz, но температура (примерно на 300*С) меньше, чем в Д1. Начало распространения пламени по фронту совпадает с началом движения поршня от ВМТ. Увеличение фронта пламени сопровождается увеличением количества выделяемого тепла, ростом температуры и объема газов. Вместе с тем, увеличивается и объем камеры сгорания. Взаимодействие указанных факторов поддерживает величину давления на одном уровне.

Двигатели внутреннего сгорания

Двигатели внутреннего сгорания

Шон Кэссиди


10 декабря 2016

Представлено как курсовая работа для Ph340, Стэнфордский университет, осень 2016 г.

Введение

Рис.1: Цикл Отто для искрового зажигания Двигатель. [2] (Источник: С. Кэссиди)

Двигатель внутреннего сгорания - один из самых важные изобретения в истории человечества.Он произвел революцию в путешествиях благодаря автомобилем, поездом, лодкой и самолетом. Есть два основных типа двигатели внутреннего сгорания (IC): прерывистое и непрерывное сгорание двигатели. Например, четырехтактный поршневой двигатель - это прерывистый Двигатель внутреннего сгорания, в то время как газотурбинный двигатель использует непрерывное сгорание. IC двигатели используют сжигание топлива с окислителем для преобразования химическая энергия в разумную энергию и работу. После зажигания высокотемпературный газ оказывает давление на поршень или турбину, поскольку расширяется, принося полезную работу.Основной экзотермический углеводород реакцию горения (на воздухе) можно записать [1]

C x H y + w O 2 + 3,76 w N 2 → a CO 2 + b H 2 O + c O 2 + d N 2 + ε

, где w, a, b, c и d представляют молярный коэффициенты, которые зависят от конкретного углеводородного реагента и количество воздуха, реагенты wO 2 + 3.76wN 2 представляют собой инженерный воздух, а ε представляет энергию. [1] Однако на практике диоксид углерода, азот, и кислород - не единственные продукты сгорания. Такие виды, как оксид азота (NO), диоксид азота (NO 2 ) и углерод монооксид (CO) также являются обычными продуктами реакции и могут быть обнаружены в выхлопных газах двигателей внутреннего сгорания. [1] Краткий обзор двух двигателей IC Здесь представлены: поршневой двигатель с искровым зажиганием и газотурбинный жиклер. двигатель.

Двигатель с искровым зажиганием

Термодинамический цикл Отто описывает идеальный двигатель с искровым зажиганием. Топливно-воздушная смесь втягивается в поршень на постоянное давление (1-2), а затем сжимается изоэнтропически до тех пор, пока поршень достигает верхней мертвой точки (2-3). Искровое зажигание смеси моделируется как добавление тепла постоянного объема в рабочую жидкость (3-4), который затем изоэнтропически расширяется (4-5), пока не достигнет дна мертвая точка (BDC).В BDC тепло отводится при постоянном объеме, и Затем выхлопные газы удаляются при постоянном давлении. Схема Цикл Отто показан на рис. 1. Идеальная производительность цикла составляет область, ограниченная технологическим трактом.

В настоящем двигателе с искровым зажиганием идеализированный добавление тепла постоянного объема заменяется сжиганием топлива. В Чтобы приблизиться к идеальным условиям, текущие исследования стремятся гомогенизировать топливной смеси в камере сгорания, а также изучить время задержки воспламенения, распространение пламени и другие виды горения характеристики.

Газотурбинный двигатель

Рис.2: Цикл Брайтона для газовой турбины Двигатель. [2] (Источник: С. Кэссиди)

Газотурбинный двигатель идеально моделируется Термодинамический цикл Брайтона. [2] Воздух поступает через впускное отверстие, сжато изоэнтропически (1-2) и смешано с топливом. [2] Тепло добавлено при постоянном давлении в процессе, моделирующем идеальное горение топливо (2-3), и газ адиабатически расширяется через сопло (3-4).[2] Процесс показан на рис. 2. Как и в случае с циклом Отто, идеальный результат работы - это область, ограниченная технологическим трактом.

Настоящий газотурбинный двигатель содержит вход, компрессор, камера сгорания, турбина и сопло. [3] Турбина подключена к компрессору, так что газ, проходящий через турбину, приводит в движение ступень сжатия двигателя. [3] Воздух поступает через впускное отверстие и подается в компрессор. Сжатие часто происходит в нескольких этапы.После сжатия воздух смешивается с топливом и поступает в камера сгорания. [3] Высокотемпературный газ устремляется через турбина и расширяется через сопло. [3] Весь процесс происходит непрерывно, при этом газ проходит через двигатель без перебоев. [3]

Заключение

Термодинамический анализ искрового зажигания и газа газотурбинные двигатели раскрывают общие процессы, с помощью которых каждый преобразователь химическая потенциальная энергия в двигательную работу.Понимание настоящего химические реакции, происходящие внутри двигателей, дают представление о сам процесс горения, а также образование токсичных и экологически чистых вредные газы. Повышение эффективности и сокращение выбросов будут требуют инновационных исследований с глубоким пониманием термодинамики и газовая динамика, участвующая в системах двигателей внутреннего сгорания.

© Шон Кэссиди. Автор дает разрешение на копировать, распространять и демонстрировать эту работу в неизменном виде, с ссылка на автора, только в некоммерческих целях.Все остальные права, в том числе коммерческие, принадлежат автору.

Список литературы

[1] К. Варк, Расширенная термодинамика для Инженеры (McGraw-Hill, 1995), гл. 10.

[2] Y. Cengel and M. Boles Термодинамика: An Инженерный подход , 7-е издание (McGraw-Hill, 2011), гл. 9.

[3] С. Фарохи, Движение самолета , 2-я Издание (Wiley, 2014), гл.4.

Двигатель внутреннего сгорания: основы 2E

Часто используемые символы, индексы и сокращения
ГЛАВА 1 Типы двигателей и их работа
1.1 Введение и историческая перспектива
1.2 Классификация двигателей
1.3 Рабочие циклы двигателя
1.4 Компоненты двигателя
1.5 Многоцилиндровые двигатели
1.6 Работа двигателя с искровым зажиганием
1.7 Различные типы Четырехтактных двигателей СИ
1.7.1 Двигатели с искровым зажиганием с левым впрыском топлива
1.7.2 Двигатели SI для гибридных электромобилей
1.7.3 Двигатели SI с форсированным двигателем
1.7.4 Двигатели SI с прямым впрыском
1.7.5 Двигатели SI с форкамерой
1.7.6 Роторные двигатели
1,8 Работа двигателя с воспламенением от сжатия
1.9 Различные типы дизельных двигателей
1.10 Работа двигателя с двухтактным циклом
1.11 Топливо
1.11.1 Бензин и дизельное топливо
1.11.2 Альтернативные виды топлива
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 2 Конструкция двигателя и рабочие параметры
2 .1 Важные характеристики двигателя
2.2 Геометрические соотношения для поршневых двигателей
2.3 Силы в поршневом механизме
2.4 Тормозной момент и мощность
2.5 Указанная работа за цикл
2.6 Механический КПД
2.7 Среднее эффективное давление
2.8 Удельный расход топлива и КПД
2.9 Воздух / топливо и соотношение топливо / воздух
2.10 Объемный КПД
2.11 Удельная мощность, удельный вес и удельный объем
2.12 Поправочные коэффициенты для энергетического и объемного КПД
2.13 Удельный выброс и индекс выбросов
2.14 Взаимосвязь между рабочими параметрами
2.15 Конструкция двигателя и рабочие характеристики
2.16 Требования к мощности транспортного средства
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 3 Термохимия топливно-воздушной смеси
3.1 Характеристики пламени
3.2 Модель идеального газа
3.3 Состав воздуха и топлива
3.4 Стехиометрия горения
3.5 Первый закон термодинамики и горения
3.5.1 Балансы энергии и энтальпии
3.5.2 Энтальпии образования
3.5.3 Значения нагрева
3.5.4 Адиабатические процессы горения
3.5.5 Эффективность горения двигателя внутреннего сгорания
3.6 Второй закон термодинамики, применяемый к горению
3.6.1 Энтропия
3.6.2 Максимальная работа от Двигатель внутреннего сгорания и КПД
3.7 Химически реагирующие газовые смеси
3.7.1 Химическое равновесие
3.7.2 Скорость химических реакций
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 4 Свойства рабочих жидкостей
4.1 Введение
4.2 Состав несгоревшей смеси
4.3 Взаимосвязь свойств газа
4.4 Простая аналитическая модель идеального газа
4.5 Диаграммы термодинамических свойств
4.5.1 Диаграммы несгоревшей смеси
4.5.2 Диаграммы сгоревшей смеси
4.5.3 Связь между несгоревшими и сгоревшими диаграммами
4.6 Таблицы свойств и состава
4.7 Компьютерные программы для расчета свойств и состава
4.7.1 Несгоревшие смеси
4.7.2 Сгоревшие смеси
4.8 Транспортные свойства
4.9 Состав выхлопных газов
4.9.1 Данные о концентрации частиц
4.9.2 Определение коэффициента эквивалентности по составляющим выхлопным газам
4.9.3 Влияние неоднородности соотношения топливо / воздух
4.9.4 Неэффективность сгорания
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 5 Идеальные модели циклов двигателя
5.1 Введение
5.2 Идеальные модели процессов двигателя
5.3 Термодинамические соотношения для процессов двигателя
5.4 Анализ цикла с идеальной газовой рабочей жидкостью с постоянной cv и cp
5.4.1 Цикл постоянного объема
5.4.2 Циклы ограниченного и постоянного давления
5.4.3 Сравнение циклов
5.5 Анализ топливно-воздушного цикла
5.5.1 Моделирование цикла двигателя SI
5.5.2 Моделирование цикла двигателя CI
5.5.3 Результаты расчетов циклов
5.6 Перерасширенные циклы двигателя
5.7 Анализ доступности процессов двигателя
5.7.1 Взаимосвязи доступности
5.7.2 Изменения энтропии в идеальных циклах
5.7.3 Анализ доступности идеальных циклов
5.7.4 Влияние коэффициента эквивалентности
5.8 Сравнение с реальными циклами двигателя
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 6 Процессы газообмена
6.1 Процессы впуска и выпуска в четырехтактном цикле
6.2 Объемный КПД
6.2.1 Квазистатические эффекты
6.2.2 Сопротивление потоку на впуске и выпуске
6.2.3 Теплопередача на впуске и в цилиндре
6.2.4 Временные эффекты впускного клапана
2.7 Комбинированные эффекты: безнаддувные двигатели
6.2.8 Влияние турбонаддува
6.3 Расход через клапаны и порты
6.3.1 Геометрия и работа клапана и порта
6.3.2 Скорость потока и коэффициенты нагнетания
6.3.3 Регулируемое время клапана
6.4 Доля остаточного газа
6.5 Изменение расхода отработавшего газа и температуры
6.6 Очистка в двухтактных двигателях
6.6.1 Конфигурации двухтактных двигателей
6.6.2 Параметры и модели продувки
6.6.3 Фактические процессы продувки
6.7 Поток через порты двухтактного двигателя
6.8 Наддув и турбонаддув
6.8.1 Методы повышения мощности
6.8.2 Основные взаимосвязи
6.8.3 Компрессоры
6.8.4 Турбины
6.8.5 Компрессор, двигатель, Согласование турбины
6.8.6 Устройства волнового сжатия
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 7 Приготовление смеси в двигателях SI
7.1 Требования к смеси двигателей с искровым зажиганием
7.2 Обзор дозирования топлива
7.2.1 Подходы к образованию смеси
7.2.2 Соответствующие характеристики топлива
7.3 Центральный (дроссельная заслонка) впрыск топлива
7.4 Портовый (многоточечный) впрыск топлива
7.4.1 Схема, компоненты и функции системы
7.4.2 Характеристики распыления топлива
7.4 .3 Воздействие обратного потока
7.5 Явления воздушного потока
7.5.1 Поток мимо дроссельной заслонки
7.5.2 Поток во впускных коллекторах
7.5.3 Модели воздушного потока
7.6 Явления потока топлива: Портовый впрыск топлива
7.6.1 Поведение жидкого топлива
7.6.2 Переходные процессы: модели с топливной пленкой
7.7 Прямой впрыск топлива
7.7.1 Обзор подходов к прямому впрыску
7.7.2 Процессы приготовления смеси DI
7.7.3 Система и компоненты двигателя DI
7.8 Датчики кислорода в выхлопных газах
7.9 Системы подачи топлива
7.10 Сжиженный нефтяной газ и природный газ
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 8 Движение заряда в цилиндре
8.1 Потоки, создаваемые всасываемым газом
8.2 Характеристики средней скорости и турбулентности
8.2.1 Определения соответствующих параметров
8.2.2 Применение к данным о скорости двигателя
8.3 Завихрение
8.3.1 Измерение завихрения
8.3.2 Создание завихрения во время индукции
8.3.3 Модификация завихрения в цилиндре
8.4 Тамбл
8.5 Поршневые потоки: Squish
8.6 Взаимодействие завихрения, падения, сдавливания потоков
8.7 Потоки в форкамерном двигателе
8.8 Щелевые потоки и прорыв
8.9 Потоки, создаваемые взаимодействием поршневого цилиндра и стенки
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 9 Возгорание в двигателях с искровым зажиганием
.1 Основные характеристики процесса
9.1.1 Основные принципы сгорания
9.1.2 Процесс сгорания в двигателе SI
9.2 Термодинамика сгорания в двигателе SI
9.2.1 Сгоревшие и несгоревшие состояния смеси
9.2.2 Анализ данных о давлении в цилиндрах
9.2.3 Процесс сгорания Характеристика
9.3 Структура и скорость пламени
9.3.1 Общие наблюдения
9.3.2 Структура пламени
9.3.3 Скорость ламинарного горения
9.3.4 Взаимосвязь распространения пламени
9.3.5 Горение с прямым впрыском топлива
9.4 Циклические вариации сгорания, частичного горения и пропусков зажигания
9.4.1 Наблюдения и определения
9.4.2 Причины колебаний от цикла к циклу и от цилиндра к цилиндру
9.4.3 Частичное горение, пропуски зажигания и стабильность двигателя
9.5 Искровое зажигание
9.5.1 Основы зажигания
9.5.2 Стандартные системы зажигания
9.5.3 Альтернативные подходы к зажиганию
9.6 Ненормальное возгорание: самовозгорание и детонация
9.6.1 Описание явлений
9.6.2 Основы детонации
9.6.3 Топливные факторы
9.6.4 Спорадическое преждевременное зажигание и детонация
9.6.5 Подавление детонации
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 10 Сгорание в двигателях с воспламенением от сжатия
10.1 Основные характеристики процесса
10.2 Типы систем сгорания дизельного топлива
10.2.1 Прямой впрыск Системы
10.2.2 Другие системы сгорания дизельного топлива
10.2.3 Сравнение различных систем сгорания
10.3 Сгорания дизельного двигателя
10.3.1 Оптические исследования процесса сгорания дизельного топлива
10.3.2 Сгорание в многораспылительных системах с прямым впрыском
10.3.3 Анализ скорости тепловыделения
10.3.4 Концептуальная модель сгорания дизельного топлива с прямым впрыском
10.4 Поведение при распылении топлива
10.4.1 Впрыск топлива
10.4.2 Общая структура распылителя
10,4 .3 Распыление и проявление распылением
10.4.4 Проникновение при распылении
10.4.5 Распределение размеров капель
10.4.6 Испарение при распылении
10.5 Задержка воспламенения
10.5.1 Определение и обсуждение
10.5.2 Качество воспламенения топлива
10.5.3 Самовоспламенение и предварительное горение
10.5.4 Физические факторы, влияющие на задержку воспламенения
10.5.5 Влияние свойств топлива
10.5.6 Корреляции для задержки зажигания в двигателях
10.6 Горение под контролем смешения
10.6.1 Общие сведения
10.6.2 Распыление и пламя Структура
10.6.3 Смешивание топлива и воздуха и скорости горения
10.7 Альтернативные подходы к сжиганию от сжатия-воспламенения
10.7.1 Многоканальное сгорание дизельного топлива
10.7.2 Расширенные концепции сгорания от сжатия-воспламенения
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 11 Образование и контроль загрязняющих веществ
11.1 Характер и масштаб проблемы
11.2 Оксиды азота
11.2.1 Кинетика образования NO
11.2.2 Образование NO2
11.2.3 Образование NO в двигателях с искровым зажиганием
11.2.4 Образование NOx в двигателях с воспламенением от сжатия
11.3 Углерод Монооксид
11.4 Выбросы углеводородов
11.4.1 Общие сведения
11.4.2 Основы тушения пламени и окисления
11.4.3 Выбросы углеводородов из двигателей с искровым зажиганием
11.4.4 Механизмы выбросов углеводородов в дизельном двигателе
11.5 Выбросы твердых частиц
11.5.1 Твердые частицы двигателя с искровым зажиганием
11.5.2 Характеристики частиц дизельного топлива
11.5.3 Распределение твердых частиц в цилиндре
11.5.4 Основы образования сажи
11.5.5 Окисление сажи
11.5.6 Адсорбция и конденсация
11.6 Очистка выхлопных газов
11.6.1 Доступные опции
11.6.2 Основы катализатора
11.6.3 Каталитические преобразователи
11.6.4 Фильтры или ловушки твердых частиц
11.6.5 Системы очистки выхлопных газов
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 12 Теплопередача двигателя
12.1 Важность теплопередачи
12.2 Режимы теплопередачи
12.2.1 Проводимость
12.2.2 Конвекция
12.2.3 Радиация
12.2.4 Общий процесс теплопередачи
12.3 Теплопередача и энергетический баланс двигателя
12.4 Конвективная теплопередача
12,4 .1 Анализ размеров
12.4.2 Корреляции для усредненного по времени теплового потока
12.4.3 Корреляции для мгновенных пространственных средних коэффициентов
12.4.4 Корреляции для мгновенных локальных коэффициентов
12.4.5 Теплопередача выхлопной и впускной систем
12.5 Радиационная теплопередача
12.5.1 Излучение газов
12.5.2 Излучение пламени
12.6 Измерение мгновенных скоростей теплопередачи
12.6.1 Методы измерения
12.6.2 Измерения двигателя с искровым зажиганием
12.6.3 Измерения дизельного двигателя
12.6.4 Оценка корреляции теплопередачи
12.6.5 Поведение пограничного слоя
12.7 Термическая нагрузка и температуры компонентов
12.7.1 Влияние переменных двигателя
12.7.2 Распределение температуры компонентов
12.7.3 Прогрев двигателя
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 13 Трение и смазка двигателя
13.1 Общие сведения
13.2 Определения
13.3 Основы трения
13.3.1 Трение со смазкой
13.3.2 Турбулентное рассеивание.3 Всего
13.3 Трение
13.4 Методы измерения
13.5 Данные о трении двигателя
13.5.1 Двигатели SI
13.5.2 Дизельные двигатели
13.6 Механические компоненты трения
13.6.1 Тесты поломки моторизованного двигателя
13.6.2 Система смазки двигателя
13.6.3 Трение и смазка поршневого узла
13.6.4 Трение коленчатого вала
13.6.5 Трение клапанного механизма
13.7 Накачивающее трение
13.8 Требования к мощности дополнительного масла
13.
13.10 Моделирование трения двигателя
13.10 Моделирование трения двигателя
Расход
13.10.1 Контекст потребления масла
13.10.2 Транспортировка масла в цилиндр
13.10.3 Испарение масла
13.10.4 Продувка и унос масла
13.11 Смазочные материалы
Проблемы
Ссылки
ГЛАВА 14 Моделирование реального потока в двигателе и процессов сгорания
14.1 Назначение и классификация моделей
14.2 Управляющие уравнения для открытой термодинамической системы
14.2.1 Сохранение массы
14.2.2 Сохранение энергии
14.3 Потребление и Модели потока выхлопных газов
14.3.1 Общие сведения
14.3.2 Модели квазистационарного потока
14.3.3 Методы наполнения и опорожнения
14.3.4 Газодинамические модели
14.4 Термодинамические модели цилиндров
14.4.1 Предпосылки и общая структура модели
14.4.2 Модели двигателя с искровым зажиганием
14.4.3 Модели двигателя с прямым впрыском
14.4.4 Модели двигателя с форкамерой
14.4.5 Модели многоцилиндрового двигателя и сложной системы двигателя
14.4.6 Второе начало Анализ процессов в двигателе
14.5 Многомерные модели на основе гидромеханики
14.5.1 Базовый подход и управляющие уравнения
14.5.2 Модели турбулентности
14.5.3 Численная методология
14.5.4 Прогнозирование поля потока
14.5.5 Моделирование распыления топлива
14.5.6 Моделирование горения
Ссылки
ГЛАВА 15 Рабочие характеристики двигателя
15.1 Цели проектирования двигателя
15.2 Рабочие характеристики двигателя
15.2.1 Основные характеристики дизельных двигателей
и дизельных двигателей
15.2.2 Характеристики двигателя
15.2.3 Крутящий момент , Мощность и среднее эффективное давление
15.2.4 Карты производительности двигателя
15.3 Рабочие переменные, влияющие на производительность, эффективность и выбросы двигателя SI
15.3.1 Время искры
15.3.2 Состав смеси
15.3.3 Нагрузка и скорость
15.3.4 Степень сжатия
15.4 Конструкция системы сгорания двигателя SI
15.4.1 Цели и опции
15.4.2 Факторы, контролирующие горение
15.4.3 Факторы, которые Контрольные характеристики
15.4.4 Требование октанового числа камеры
15.4.5 Выбросы двигателя SI
15.4.6 Оптимизация
15.5 Переменные, влияющие на производительность, эффективность и выбросы дизельного двигателя
15.5.1 Нагрузка и скорость
15.5.2 Конструкция системы сгорания
15.5.3 Впрыск топлива и EGR
15.5.4 Общее поведение системы
15.6 Двухтактные двигатели
15.6.1 Рабочие параметры
15.6.2 Двухтактные бензиновые двигатели SI
15.6.3 Двухтактные Двигатели Cycle CI
15.7 Шум, вибрация и жесткость
15.7.1 Шум двигателя
15.7.2 Динамика возвратно-поступательного механизма
15.7.3 Балансировка двигателя
15.8 Сводка характеристик двигателя и топлива
Проблемы
Ссылки
ПРИЛОЖЕНИЕ A Коэффициенты преобразования агрегата
ПРИЛОЖЕНИЕ B Идеальные газовые отношения
B.1 Закон идеального газа
B.2 The Mole
B.3 Термодинамические свойства
B.4 Смеси идеальных газов
ПРИЛОЖЕНИЕ C Уравнения для потока жидкости через ограничение
C.1 Поток жидкости
C.2 Расход газа
Ссылки
ПРИЛОЖЕНИЕ D Данные о рабочих жидкостях
Index

Чувствительность выбросов к неопределенностям в измерениях доли остаточного газа в автомобильных двигателях: численное исследование

Начальные условия рабочей жидкости (воздушно-топливной смеси) в цилиндре двигателя, а именно состав смеси и температура, сильно влияют на характеристики сгорания и выбросы двигателя.В частности, процентное содержание фракции остаточного газа (RGF) в цилиндре двигателя может значительно изменить температуру и состав рабочей жидкости по сравнению с воздушно-топливной смесью, вводимой в двигатель, таким образом влияя на выбросы из двигателя. Точное измерение RGF является обременительным и дорогостоящим, что затрудняет точное определение начального состава смеси и температуры в любом заданном цикле двигателя. Эта неопределенность может привести к проблемам с точной интерпретацией экспериментальных данных о выбросах и с реализацией стратегий контроля в реальном времени.Количественная оценка эффектов RGF может иметь важное значение для диагностики и контроля двигателей внутреннего сгорания. В этой статье сообщается об использовании хорошо проверенной двухзонной квазимерной модели для расчета выбросов NO и CO в бензиновом двигателе. Было исследовано влияние изменения RGF на выбросы в обедненных, почти стехиометрических и богатых условиях двигателя. Численные результаты показывают, что небольшие погрешности (~ 2–4%) в измеренных / вычисленных значениях RGF могут существенно повлиять на выбросы NO / CO из двигателя.

1. Введение

Начальная температура, давление в цилиндре и состав рабочей жидкости (воздушно-топливной смеси) играют важную роль в определении характеристик сгорания и, следовательно, выбросов из двигателя. На такие характеристики, как задержка воспламенения, скорость пламени и стабильность горения, в различной степени влияют начальные условия смеси, в зависимости от условий работы двигателя (например, частота вращения двигателя, нагрузка и момент зажигания).Эти характеристики сгорания напрямую влияют на выбросы из двигателя. Такие факторы, как температура окружающей среды, влажность воздуха и остаточный газ, вносят некоторую неопределенность в определение точных начальных условий воздушно-топливной смеси в цилиндре в начале такта сжатия двигателя. Горячий сгоревший газ, захваченный в зазоре в конце такта выпуска предыдущего цикла двигателя, называется остаточным газом [1]. Хотя температуру и влажность приточного воздуха можно измерить (хотя и за плату), нет датчика для измерения количества фракции остаточного газа (RGF).RGF можно вывести только путем моделирования или оценки [2]. Трудности определения точных значений начальных условий топливно-воздушной смеси могут привести к неточности в прогнозировании модели, а также анализе и интерпретации экспериментальных данных [3–5]. Например, авторы [6] сообщают об очень контролируемом экспериментальном исследовании влияния влажности всасываемого воздуха на характеристики и выбросы четырехцилиндрового дизельного двигателя с турбонаддувом при различных оборотах двигателя и нагрузках.Авторы этого исследования сообщили о снижении содержания NO x на 14% при небольшом добавлении влаги ~ или 1,35%, что подчеркивает важность начального состава смеси для выбросов NO из двигателя. Остаточный газ состоит из CO 2 , H 2 O, азота и избытка O 2 , а также других второстепенных продуктов сгорания, таких как NO, CO и OH, и обычно имеет температуру выше 350 ° C (в зависимости от условия эксплуатации двигателя). Количество остаточного газа зависит от степени сжатия, положения клапана и перекрытия клапана.Остаточный газ (из предыдущего цикла) смешивается с поступающим свежим воздухом и топливом, вводимым в двигатель в следующем цикле, изменяя таким образом среднюю температуру и состав смеси. В двигателях с искровым зажиганием значения RGF составляют от 3% до 7% в условиях полной нагрузки, но могут достигать 20% в условиях частичной нагрузки. RGF меньше в дизельных двигателях из-за большей степени сжатия [7]. На основании результатов, показанных в [6], ясно, что RGF будет влиять на исходный состав смеси и температуру и, следовательно, на выбросы из двигателя.RGF действует как внутренняя система рециркуляции отработавших газов (рециркуляция выхлопных газов) и воздействует на выбросы при выходе из двигателя, аналогично внешней рециркуляции отработавших газов, посредством разжижения, химических и тепловых эффектов. Бензиновые двигатели обычно работают близко к стехиометрическому; следовательно, в остаточном газе присутствует мало кислорода, тогда как в дизельных двигателях (которые обычно работают на обедненной смеси) могут присутствовать значительные количества O 2 . Концентрация O 2 в цилиндре двигателя оказывает сильное влияние на распространение пламени и кинетику (химический эффект).Кроме того, CO 2 и H 2 O (основные компоненты RGF) имеют более высокую удельную теплоемкость, чем N 2 и O 2 (основные компоненты входящего воздуха). В результате, усредненное по смеси отношение удельных теплоемкостей ( γ ) рабочего тела понижается, что изменяет временное изменение давления и температуры в цилиндре (тепловой эффект) [8]. Присутствие CO 2 и H 2 O в начальной загрузке двигателя также может влиять на кинетику сгорания и, следовательно, на задержку зажигания.Учитывая эти соображения, понимание роли остаточного газа важно с точки зрения выбросов. Несколько исследований, как экспериментальных, так и численных, были проведены для определения RGF [9–18]. Однако погрешности в измерениях могут привести к ошибкам в оценках RGF. Например, [19] указывает, что ошибка измерения давления в цилиндре 5% может привести к ошибке 2-3% в оценке RGF. Понимание чувствительности выбросов при выходе из двигателя к процентному содержанию RGF в цилиндре двигателя важно с точки зрения калибровки модели и интерпретации данных двигателя.Более того, чувствительность выбросов к неопределенности в RGF также важна для разработки надежных средств управления в реальном времени для минимизации выбросов при максимальной производительности и экономии топлива. В настоящее время нет экспериментальных данных или численных исследований, оценивающих чувствительность NO и CO в двигателе на RGF и, следовательно, основное внимание в данном численном исследовании.

Здесь сообщается о систематическом исследовании чувствительности выбросов NO и CO из двигателя к небольшим погрешностям в измеренных / расчетных значениях RGF.В отсутствие экспериментальных данных численные исследования могут дать полезную информацию о влиянии RGF на выбросы из двигателя. Проведение подробного многомерного моделирования двигателя с подробным химическим составом требует больших вычислительных ресурсов. Типичное параллельное вычисление, проводимое на одноцилиндровом двигателе в течение одного цикла, требует около 24–48 часов примерно на 30–50 ядрах. Непомерно большие вычислительные ресурсы, необходимые для многомерного моделирования, исключают их использование при проведении больших параметрических исследований, необходимых для проектирования / оптимизации.Модели пониженного порядка идеально подходят для проведения параметрических исследований в таких случаях. В этом численном исследовании использовалась хорошо проверенная, быстрая, надежная двухзонная квазимерная модель. Исследовали одноцилиндровый бензиновый двигатель, работающий в обедненных ( ϕ ~ 0,8), почти стехиометрических ( ϕ ~ 1,0) и богатых ( ϕ ~ 1,12) условиях. Большинство бензиновых двигателей работают близко к стехиометрическому; тем не менее, бедные и богатые случаи также были изучены, чтобы понять влияние RGF на крайние случаи концентрации O 2 в рабочей жидкости.Масса топлива, начальное давление в цилиндре и число оборотов в минуту были фиксированными для каждой из этих топливовоздушных смесей (от бедной до богатой). RGF варьировался от 0% (без RGF) до 7% в каждом случае, и временное изменение NO и CO для каждого из этих случаев вычислялось с использованием моделей скорости пониженного порядка. В этом исследовании использовался небольшой диапазон изменения RGF для оценки чувствительности выбросов NO и CO к небольшим неточностям в экспериментальных измерениях / численных оценках. Быстрые и надежные квазимерные модели могут использоваться не только для детального анализа одного цикла двигателя, но и для анализа полных циклов привода двигателя [20].Возможность проводить анализ чувствительности полных ездовых циклов в режиме реального времени необходима, потому что строгие стандарты выбросов в будущем потребуют анализа циклов движения по циклам. Эта работа закладывает основу как для одноциклового, так и для ездового анализа, чтобы понять влияние RGF на выбросы, и, таким образом, имеет потенциал для использования при интерпретации данных двигателя и калибровке модели в широком диапазоне работы двигателя.

Эта статья организована следующим образом. В разделах 2 и 3 кратко описываются модель и метод решения соответственно.В разделе 4 описывается проверка модели, а в разделе 5 обсуждаются результаты для одноцилиндрового бензинового двигателя. В разделе 6 кратко излагаются основные результаты этой работы.

2. Математическая формула

В этом разделе описывается двухзонная квазимерная модель, используемая для вычисления временного изменения среднего давления в цилиндре, а также температуры сгоревшего и несгоревшего газа в двигателе с искровым зажиганием. В этом разделе также описаны модифицированные модели с регулируемой скоростью реакции для NO и CO.

2.1. Двухзонная модель для расчета временных изменений температуры и давления

Численная модель, используемая для расчета временных изменений температуры и давления в одноцилиндровом дизельном двигателе, подробно описана в [8]. Похожая методика была использована в этой работе для моделирования двигателя с искровым зажиганием. Временные изменения давления и температуры двигателя во время сжатия и рабочего хода были получены путем численного решения уравнения энергии, как в [8].

Уравнение энергии, описывающее изменение давления в зависимости от угла поворота коленчатого вала, выглядит следующим образом. Количество тепла, выделяемого () из-за сожженного топлива от θ , определяется как тепло, теряемое двигателем в течение интервала времени, определяется как В данной работе температура стенки в (3) принималась постоянной и составляла 400 ° К.

Мгновенные значения объема и площади () задаются моделью кривошипа-ползунка, как описано в [7, 8]

Коэффициент конвективной теплопередачи выражается хорошо известной корреляцией Вошни и выражается как [21] где 3.26 - коэффициент масштабирования в корреляции Вошни.

Скорость сгоревшего газа в (4) определяется как Влияние температуры и состава смеси на теплофизические свойства рабочего тела было включено в решение уравнения энергии. Временные вариации теплофизических свойств всех компонентов газовой смеси получены с использованием термодинамических коэффициентов из базы данных CHEMKIN. Правильный расчет изменения во времени теплофизических свойств рабочего тела в зависимости от состава смеси и температуры чрезвычайно важен для правильного прогнозирования давления и температуры двигателя, как указано в [8].Во многих квазизмерных моделях используются постоянные значения отношения удельных теплоемкостей () во время тактов сжатия и расширения, что может привести к неточностям в вычисленном давлении двигателя и, как следствие, в температуре и выбросах. Эта ситуация особенно актуальна для бедных смесей или двигателей, работающих на высоких фракциях EGR. Полиномиальные выражения, зависящие от температуры, для удельной теплоемкости (), энтальпии () и внутренней энергии () отдельных частиц в рабочей жидкости были вычислены с использованием процедуры, описанной в [22].

Усредненные по смеси значения удельной теплоемкости рабочего тела были усреднены с использованием мольных долей следующим образом. Следуя процедуре в [8], химия горения топлива моделировалась одностадийной глобальной реакцией. Процесс сгорания предварительно перемешанной топливно-воздушной смеси после искры был смоделирован с использованием хорошо известной функции Вибе [7], где, и - мгновенный угол поворота коленчатого вала, угол поворота коленчатого вала для начала горения и продолжительность горения , соответственно. Кроме того, это сожженное топливо, это общее количество топлива в НМТ, и это доля массы топлива, сожженная при каждом угле поворота коленчатого вала, и используется для вычисления в (2).Константы функции Вибе; а именно, «», «» и «» являются функциями различных параметров, таких как геометрия двигателя, тип топлива, соотношение воздух-топливо, скорость двигателя и нагрузка.

Средняя температура газа была получена следующим образом: Функцию Вибе можно использовать для вычисления массы топлива, сжигаемого при каждом угле поворота коленчатого вала. Компоненты в сгоревшей и несгоревшей зонах рассчитываются таким образом, чтобы обеспечить общий элементный баланс (и, следовательно, баланс массы) в цилиндре. Зная массы обожженной и несгоревшей зон, была получена температура сгоревшего и несгоревшего газа, где нижние индексы «» и «» обозначают несгоревшее и сгоревшее количества соответственно.Для простоты предполагалось, что теплообмена между обгоревшей и несгоревшей зоной отсутствует. Объемная доля сгоревшего газа = может быть получена с помощью следующего соотношения [7]. Следующее [7] было использовано для простоты.

Моли CO 2 , H 2 O, O 2 и N 2 , полученные в CAD в соответствии с одноступенчатой ​​глобальной химической моделью, следующие: где - количество атомов углерода , - количество атомов водорода, - молекулярная масса топлива.В (13) и (14) ϕ и β обозначают отношение эквивалентности и отношение N 2 : O 2 моль в воздухе (обычно 3,76).

Общее количество молей любого вида (CO 2 , H 2 O, O 2 и N 2 ) в зоне выгорания при любом угле поворота кривошипа. θ , где суммирование проводится по интервал угла поворота коленчатого вала от (SOI) до θ . Поскольку начальные моли топлива, O 2 и N 2 , известны, состав зоны сгорания (и, следовательно, зоны без сгорания) может быть рассчитан на основе (11) - (15).

2.2. Модифицированная модель NO с контролируемой скоростью

Расширенный механизм Зельдовича использовали для получения выражения скорости для скорости изменения концентрации NO во времени. Подробности механизма и ставок можно найти в [7] (стр. 573). На основе расширенного механизма Зельдовича выражение для скорости изменения NO во времени выглядит следующим образом. Следуя упрощающим предположениям в [7], Равновесные концентрации O, N 2 , NO, H, OH и O 2 используются при вычислении правой части (17).Уравнение (17) справедливо в условиях постоянного объема. В двигателе внутреннего сгорания объем цилиндра изменяется со временем.

Поскольку концентрация, где - количество молей NO, а - мгновенный объем цилиндра, LHS (17) можно переписать, как обсуждалось в [23], что, как можно показать, дает, где - скорость изменения Концентрация NO при постоянном объеме, рассчитанная с использованием (17). Второй член справа в (18) учитывает уменьшение концентрации NO в результате увеличения объема цилиндра во время такта расширения.

От SOI до EOC сожженный объем может быть вычислен на основе процедуры, описанной ранее. После EOC, где - объем цилиндра при угле поворота коленчатого вала Уравнение (19) в данной работе называется модифицированной моделью NO с контролируемой скоростью реакции, поскольку оно учитывает скорость изменения объема двигателя при определении концентрации NO во время цикл двигателя.

Константы скорости и равновесные концентрации компонентов, используемые при оценке (19), вычисляются с использованием температуры и давления сгоревшего газа при заданном угле поворота коленчатого вала.Эффекты смешения сгоревшего и несгоревшего газа и градиенты температуры в области сгоревшего газа не учитываются. Решение (19) дает изменение концентрации NO во времени (в моль / см 3 ).

2.3. Модифицированная модель CO с контролируемой скоростью

Модифицированная модель CO с контролируемой скоростью, используемая в этой работе, является адаптацией модели, обсуждаемой в [24]. Подобно (19), модифицированная модель CO, используемая в этой работе, может быть записана как в (20) скорость изменения концентрации CO при постоянном объеме и выражается как где - параметр калибровки.может быть оценен с использованием соотношения между экспериментальными данными и прогнозами модели, полученными путем настройки для заданного набора рабочих условий. Это калиброванное значение остается неизменным для всех других условий эксплуатации.

Детали (21) вместе со скоростями реакций описаны в [24] (см. Уравнение 28). Концентрация всех членов, необходимых для оценки правой части (21), представляет собой равновесные значения при заданной температуре и давлении, соответствующих заданному углу поворота коленчатого вала.

3. Подробности вычислений

Двухзонная квазимерная модель, описанная выше, была использована для изучения характеристик и выбросов одноцилиндрового бензинового двигателя.Изооктан (C 8 H 18 ) был использован в качестве заменителя бензина для простоты. В с (11) по (14), и; β , отношение N 2 : O 2 в воздухе, принимается равным 3,76 и представляет собой молекулярную массу топлива (114 г / моль для изооктана). Были рассмотрены три различных отношения эквивалентности ( ϕ ), а именно: ϕ = 0,8 (обедненный), 1,0 (стехиометрический) и 1,12 (богатый). Крутящий момент двигателя для каждого из этих случаев поддерживался постоянным на уровне 17 Нм.Масса топлива и начальное давление в цилиндре в нижней мертвой точке (НМТ) поддерживались постоянными для каждого из рассматриваемых случаев. RGF варьировался от 0% до 7% для всех коэффициентов эквивалентности, рассмотренных в данной работе. Поскольку рассматриваемая в данной работе доля RGF невелика, она незначительно влияет на характеристики горения (скорость горения), поэтому для простоты во всех случаях, рассмотренных в данной работе, использовались одни и те же параметры Вибе. Предполагалось, что RGF состоит из CO 2 , H 2 O, N 2 и избытка O 2 (для бедных случаев).Начальная температура цилиндра при НМТ была рассчитана как среднемассовая температура входящего воздуха и предполагалось процентное содержание RGF. Исходный газовый состав баллона (моль O 2 , N 2 , H 2 O, CO 2 и топливо) был рассчитан на основе давления (в НМТ), среднемассовой температуры, коэффициент эквивалентности и RGF.

Численная процедура для получения давления в цилиндре дизельного двигателя подробно объяснена в [8]. Та же процедура была адаптирована для получения давления и температуры в двигателе SI с использованием описанных выше уравнений.Вкратце, для данного набора рабочих условий, а именно, заданной массы смеси топливо-воздух-RGF и температуры в НМТ, (1) решалось итеративно с использованием (2) - (10) для получения давления в цилиндре из θ = -180 (НМТ) до (угол поворота коленчатого вала для открытия выпускного клапана) с шагом 0,5 °. был установлен на 140 ° в каждом из рассмотренных случаев. Для заданного давления при угле поворота коленчатого вала значения температуры сгоревшего и несгоревшего газа были получены с использованием (9).

Размеры двигателя и условия эксплуатации, использованные в данной работе, показаны в таблицах 1 и 2 соответственно.


Диаметр цилиндра 59
Ход 103
Степень сжатия 8,1
Длина шатуна


Скорость (об / мин) 1100
Температура воздуха на входе 30 ° C
RG 350 ° C
Время искры 26 btDC

Зона горения включала CO 2 , H 2 O, избыток O 2 и соответствующие количество N 2 , а в несгоревшей зоне - несгоревшая часть фу el, O 2 и N 2 .Уравнения (11) - (15) объясняют процедуру вычисления состава зоны выгорания.

Зная временные изменения температуры, давления и элементного состава обожженной зоны (от (11) до (15)), можно вычислить временные изменения NO и CO, используя (19) и (20) соответственно. Как объяснялось ранее, решение этих уравнений требует вычисления равновесных концентраций O, N, OH, H, O 2 , CO, CO 2 и N 2 при каждом угле поворота коленчатого вала.Расчет равновесных концентраций требует очень много времени. Для этой цели использовался быстрый, точный и надежный решатель, основанный на методе константы равновесия, подробно описанном в [25]. Равновесный решатель, обсуждаемый в [25], позволяет вычислять равновесные концентрации, необходимые для вычисления (19) и (20) чрезвычайно быстро (порядка нескольких микросекунд для заданных температуры, давления и состава смеси). Соединение уравнения энергии с быстрым, равновесным решателем (необходимым для вычисления равновесных концентраций) чрезвычайно важно для того, чтобы можно было вычислить производительность и выбросы во всем цикле двигателя за миллисекунды.

4. Проверка модели

Двухзонная модель, описанная в разделе 2, была проверена путем подробного сравнения давления в цилиндре и прогнозов NO и CO на выходе из двигателя с экспериментальными данными, приведенными в [26]. На рисунках 1–3 показаны подробные подтверждения значений давления, NO и CO, полученные с использованием двухзонной модели, использованной в данной работе. На рисунке 1 показано, что модель хорошо соответствует давлению двигателя. Расхождение экспериментальных данных с моделью при −10 ° ≤ θ ≤ 2 ° можно отнести к тепловым потерям от двигателя.В источниках [27, 28] исследовалось влияние различных хорошо известных корреляций теплопередачи на давление в двигателе и сообщалось о значительных различиях между прогнозируемыми давлениями, особенно во время такта сжатия. Кроме того, квазимерная модель, используемая в этой работе, не имеет модели трещин, которая также могла бы привести к расхождению давления между моделью и экспериментальными данными. В целом, профиль давления, предсказанный моделью, хорошо согласуется с экспериментальными данными. Величина и местоположение пикового давления, которое важно с точки зрения прогнозирования выбросов, хорошо фиксируются моделью.На рисунке 2 показано сравнение NO при выходе из двигателя, предсказанного моделью, и экспериментальными данными. Видно, что модель правильно отражает хорошо известный тренд изменения NO с коэффициентом эквивалентности [7]. Образование NO зависит от концентраций N 2 и O 2 , а также от температуры сгоревшей газовой смеси. Хотя температура сгоревшей газовой смеси выше в условиях, близких к стехиометрическим (по сравнению с бедными смесями), концентрации N 2 и O 2 в бедных смесях выше, чем в смесях, близких к стехиометрическим.Учитывая противоположное влияние температуры и концентрации частиц N 2 и O 2 на скорость образования NO, максимальное образование NO происходит при 0,8 < φ <0,85. Рисунок 2 показывает, что прогнозируемый NO примерно на 7% выше, чем экспериментально наблюдаемый NO при выходе из двигателя. Это различие можно объяснить тем, что используемая в данной работе двухзонная модель не учитывает эффекты смешения и потери тепла в окружающий несгоревший газ. В реальном двигателе температура сгоревшего газа ниже из-за эффектов теплообмена между сгоревшим газом и несгоревшим газом, таким образом понижая температуру области сгоревшего газа.Несмотря на упрощающие допущения в двухзонной модели, модель хорошо предсказывает отсутствие двигателя. На рисунке 3 показано сравнение экспериментально измеренного CO вне двигателя и прогнозов модели. Замечено, что модель хорошо отражает характеристики образования СО.




5. Результаты и обсуждения

Эксперименты, изучающие влияние чувствительности RGF на выбросы от двигателя, отсутствуют. Следовательно, в этом разделе обсуждается влияние изменений в RGF на NO и CO в выхлопных газах на основе численных результатов, полученных с использованием хорошо проверенной квазимерной модели, описанной в разделе 2, для условий, описанных в разделе 3.

Как обсуждалось ранее, давление в цилиндре в НМТ поддерживалось постоянным для данного коэффициента эквивалентности для всех рассматриваемых фракций RGF. Поскольку давление в баллоне при НМТ может быть вычислено с использованием закона идеального газа, где средняя плотность вычисляется как и является средневзвешенной массой поступающего воздуха при 30 ° C, а остаточный газ () предполагается, что имеет температуру 350 ° C.

Увеличение процентного содержания RGF в BDC означает увеличение как массы остаточного газа (), так и средней температуры () и, следовательно, уменьшение массы воздуха.Уменьшение массы поступающего воздуха означает уменьшение количества молей N 2 и O 2 в рабочем теле.

На рис. 4 показано изменение массы входящего воздуха для каждого из рассматриваемых в данной работе соотношений воздух-топливо. Как объяснялось выше, увеличение% RGF снижает массу поступающего воздуха для всех коэффициентов эквивалентности, рассмотренных в этой работе.


Полное одностадийное сжигание углеводорода (бедное и стехиометрическое) можно представить как Для C 8 H 18 , и; следовательно, полное сгорание 1 моля бензина даст 8 моль CO 2 и 9 моль H 2 O.

На рисунках 5, 6 и 7 показано изменение молей CO 2 , H 2 O и CO в зоне сгоревшего газа, нормированное на общее количество молей топлива без остаточного газа в исходной смеси. (% RGF = 0). Во время такта расширения бедный и стехиометрический случаи показывают, что нормированные моли CO 2 и H 2 O близки к теоретически ожидаемым значениям, а моли CO незначительны. В богатых смесях не хватает кислорода для полного сгорания; следовательно, моли CO 2 и H 2 O после сгорания ниже ожидаемых теоретических значений.Богатые смеси также показывают значительно большую концентрацию CO по сравнению с бедными и стехиометрическими случаями.




На рисунке 8 показано влияние процентного содержания RGF на максимальную температуру сгоревшего газа для всех соотношений эквивалентности, изученных в этой работе. Пиковая температура сгоревшего газа стехиометрической смеси выше, чем пиковая температура сгоревшего газа обедненной и богатой смесей для каждого из случаев RGF. Это хорошо известное явление при сжигании углеводородного топлива [29].Для бедных смесей увеличение RGF приводит к повышению максимальной температуры. Поскольку давление в НМТ поддерживается постоянным для каждого рассматриваемого отношения эквивалентности, уменьшение массы рабочей жидкости, как показано на рисунке 4, приводит к более высокой пиковой температуре горения, как требуется в (14). Однако в стехиометрических и богатых смесях эта тенденция меняется на противоположную, несмотря на уменьшение массы рабочего тела. Это можно объяснить неполным сгоранием. По мере увеличения процентного содержания RGF в смеси масса поступающего воздуха уменьшается, что приводит к уменьшению содержания O 2 в смеси топливо-воздух-RGF.Снижение содержания O 2 в рабочем теле приводит к неполному сгоранию топлива. Другими словами, отсутствие достаточного количества O 2 в смеси означает, что все моли топлива не полностью конвертируются в теоретически ожидаемые моли CO 2 и H 2 O, но производит большую долю CO. топливо, которое можно сжигать для получения дополнительной тепловой энергии за счет экзотермической реакции [1] Снижение максимальной температуры сжигаемого газа в богатых смесях происходит из-за потери тепловой энергии при преобразовании CO в CO 2 , как показано на ( 26).Следует отметить тот факт, что стехиометрическая смесь (при RGF = 0%) становится богатой при введении RGF.


Процентное падение пиковой температуры близко к процентному содержанию RGF, введенного в смесь, как для стехиометрических, так и для богатых смесей. Другими словами, введение 3% RGF в рабочую жидкость снижает пиковую температуру (смеси 0% RGF) примерно на 3%.

На рисунке 9 показано влияние процентного содержания RGF на NO вне двигателя для трех рассмотренных коэффициентов эквивалентности.Как и ожидалось, для любого заданного RGF бедные смеси производят более высокий выброс NO при выходе из двигателя, чем стехиометрические и богатые смеси. Кроме того, для данного отношения эквивалентности увеличение RGF снижает NO. Причина такой тенденции заключается в следующем. Увеличение RGF снижает массу свежего воздуха (следовательно, O 2 ) в смеси (эффект разбавления RGF). Несмотря на повышенную пиковую температуру (для бедных смесей) сниженная масса O 2 и N 2 в исходной рабочей жидкости снижает NO.RGF действует как внутренняя рециркуляция выхлопных газов (EGR) и, следовательно, приводит к снижению NO. Процент RGF оказывает значительное влияние на выбросы NO как для бедной, так и для богатой смеси. Например, численные результаты показывают, что для бедных смесей, если измеренное / оцененное RGF = 5% с ошибкой измерения / оценки ± 2%, ошибка в предсказанном NO составляет около 20%. Ошибка еще более серьезна, если учесть, что для бедных смесей при RGF = 7% наблюдается снижение NO примерно на 45% по сравнению с RGF = 0.Богатые смеси показывают снижение NO примерно на 70% при RGF 7% по сравнению с RGF = 0. Эти результаты показывают, что даже небольшая неточность в вычисленном / измеренном значении фракции RGF может оказать значительное влияние на двигатель. из НЕТ.


На рис. 10 показано влияние процентного содержания RGF на CO вне двигателя для трех рассмотренных коэффициентов эквивалентности. Как и ожидалось, для любого заданного RGF бедные смеси производят меньше CO на выходе из двигателя, чем богатые смеси. Кроме того, когда процентное содержание RGF увеличивается, CO увеличивается для всех коэффициентов эквивалентности.Как и в случае выбросов NO из двигателя, видно, что процентное содержание RGF в смеси оказывает существенное влияние на выбросы CO в двигателе. В качестве примера численные результаты показывают, что для стехиометрических смесей, если измеренное / оцененное RGF = 5% с погрешностью ± 2% в измерении / оценке, ошибка прогнозируемого CO составляет от 26 до 33%. На рисунках 9 и 10 показано влияние, которое RGF может оказать на выбросы из двигателя. Приведенные выше результаты предполагают, что инженеры-проектировщики и специалисты по контролю должны будут учитывать неопределенность в точности измерения / прогнозирования RGF при анализе данных и стратегиях оптимизации / управления.


На рисунке 11 показано изменение во времени NO в цилиндре в зоне горения для бедных смесей (а) и богатых смесей (б). Как и ожидалось, после начала зажигания (26 bTDC) NO очень мало. Во время такта сжатия температура зоны выгорания увеличивается, а объем цилиндра уменьшается; следовательно, концентрация NO увеличивается и достигает своего пика около верхней мертвой точки. После завершения сгорания, когда все топливо сгорает (как в бедном случае) или весь кислород израсходован (как в богатом случае), температура сгоревшего газа начинает снижаться по мере увеличения объема цилиндра (во время мощность или ход расширения).В течение этого периода масса NO замерзает и остается почти постоянной до открытия выхлопного отверстия (140 ° CAD). Это хорошо известное поведение изменения NO во времени наблюдается как для бедных, так и для богатых смесей с RGF и без него. Включение поправки на объем в уравнение скорости для NO (и CO), как обсуждалось в (18), позволяет прогнозировать правильное физическое поведение молей NO (и CO) во время хода расширения.

На Фигуре 12 показано влияние RGF на соотношение удельных теплоемкостей ( γ ) как для бедной, так и для богатой смесей.Увеличение RGF увеличивает концентрацию CO 2 и H 2 O в рабочей жидкости. Как объяснялось ранее, более высокие значения удельной теплоемкости CO 2 и H 2 O имеют тенденцию к уменьшению среднего значения по смеси γ . Такое поведение наблюдается как для бедных, так и для богатых смесей. Этот эффект уменьшения γ аналогичен эффекту введения EGR в рабочую жидкость, как описано в [8].

Как отмечалось ранее, малое время вычислений для моделирования полного цикла квазимерных кодов позволяет использовать их для проектных / параметрических исследований.Были разработаны быстрые надежные решатели, позволяющие квази-мерному коду, используемому в этой работе, завершить моделирование цикла двигателя за 70 миллисекунд на процессоре Intel E7500 с тактовой частотой 2,93 ГГц. Поскольку код работает со скоростью, близкой к реальному времени, крупномасштабные параметрические исследования цикла двигателя могут проводиться с минимальными вычислительными ресурсами и минимальным временем.

6. Резюме и выводы

Хорошо проверенная двухзонная квазимерная модель двигателя использовалась для проведения численного исследования чувствительности выбросов NO и CO при выключенном двигателе к неопределенности в процентном отношении остаточной газовая фракция.Модели контроля скорости образования NO и CO включали эффект изменения объема цилиндра. Усредненное по смеси отношение удельной теплоемкости ( γ ), вычисленное на основе температуры и состава рабочей жидкости, использовалось для более точного прогнозирования давления двигателя и, следовательно, выбросов. Подробная проверка двухзонной модели для NO и CO была представлена ​​для ряда соотношений эквивалентности. Обсуждались временные вариации NO, CO и γ . Модель правильно предсказывает характеристики горения обедненных, стехиометрических и богатых смесей.Бедные и стехиометрические смеси претерпевают почти полное сгорание, что приводит к образованию CO 2 и H 2 O, очень близких к теоретически ожидаемым значениям, тогда как богатые смеси дают значительно более высокую концентрацию CO по сравнению с обедненными и стехиометрическими смесями. Модель также правильно предсказывает, что максимальная температура сгоревшего газа возникает для стехиометрической смеси для всех рассмотренных RGF. Модель также хорошо предсказала известные тенденции выбросов NO и CO.Включение поправки на объем в уравнения скорости для CO и NO необходимо для того, чтобы уловить правильную временную изменчивость этих веществ. Учет влияния состава смеси и температуры показывает, что значения усредненного по смеси γ уменьшаются с увеличением RGF (как и ожидалось). Результаты численного исследования показали, что небольшие погрешности в измеренных / вычисленных значениях RGF могут иметь значительное влияние на выбросы NO / CO из двигателя. Численные результаты показали, что ошибка 2% в измеренном / оценочном значении RGF может привести к ошибке 20% в прогнозе NO для бедных смесей и примерно 30% ошибке в прогнозе CO для стехиометрических смесей.В этом исследовании подчеркивается важность учета неопределенности в измеренном / оценочном значении RGF при разработке и оптимизации алгоритмов управления автомобильными выбросами.

Конфликт интересов

Автор заявляет об отсутствии конфликта интересов в отношении публикации данной статьи.

Выражение признательности

Этот материал основан на работе, поддержанной Управлением науки Министерства энергетики США в соответствии с Контрактом №. DE-AC02-06Ch21357.

Двигатели внешнего сгорания - Bioliquids-CHP

Двигатель внешнего сгорания - это тепловой двигатель, в котором (внутренняя) рабочая жидкость сжимается и нагревается за счет сгорания внешнего топлива через стенку двигателя или теплообменник. Затем жидкость, расширяясь и воздействуя на механизм двигателя (поршень или турбину), создает мощность на валу. Паровые двигатели и двигатели Стирлинга являются наиболее известными двигателями внешнего сгорания.

Сильной стороной двигателей внешнего сгорания по сравнению с двигателями внутреннего сгорания является совместимость с широким спектром возобновляемых источников энергии и топлива.Они могут использовать тепло из любых источников, таких как биомасса и продукты, полученные из биомассы, бытовые отходы, ядерные, солнечные, геотермальные или экзотермические реакции, не связанные с горением. В последнем случае они строго классифицируются не как двигатели внешнего сгорания, а как внешние тепловые двигатели. Другими важными преимуществами двигателей внешнего сгорания являются низкие выбросы из-за постоянного внешнего сгорания и низкий уровень шума из-за исключения выхлопа продуктов сгорания под высоким давлением.
Перспективными концепциями двигателей внешнего сгорания являются двигатели Стирлинга, которые преобразуют тепловую энергию в механическую энергию поршня (поршней), совершающего возвратно-поступательное движение. Перемещение поршней происходит за счет циклического изменения давления газовой фазы рабочего тела под действием изменения его температуры и объема. Высокий теоретический термический КПД (КПД Карно), длительный интервал технического обслуживания, меньшее количество движущихся частей - дополнительные преимущества двигателей Стирлинга.

На практике термодинамический цикл Стирлинга отклоняется от теоретического цикла из-за потерь на трение, утечки рабочей жидкости, мертвых объемов и т. Д.Технические проблемы, в частности уравновешивание поршней (или поршня и буйка), совершающих возвратно-поступательное движение с фазовой задержкой, и уплотнение горячего поршня, в настоящее время препятствуют широкому применению двигателей Стирлинга.

Значительные улучшения двигателей Стирлинга ожидаются за счет использования двигателей, в которых вытеснитель жестко соединен с силовым поршнем. В этих двигателях узел поршень-вытеснитель перемещается за счет циклического изменения давления рабочего тела под влиянием изменения его температуры и количества внутри камеры двигателя.Эта концепция двигателя имеет ряд преимуществ по сравнению с современными двигателями внешнего (Стирлинга) и особенно внутреннего сгорания. Двигатель имеет только одну движущуюся часть и не имеет газовых пружин, поршневых колец и других трущихся деталей, требующих смазки. Это решает проблемы высокотемпературного уплотнения и балансировки поршней и снижает тепловые потери. Причем оба хода поршня рабочие в отличие от любых других типов поршневых двигателей.

ECT инициировала разработку принципиально нового однопоршневого двигателя внешнего сгорания и построила термодинамическую модель двигателя (новый тепловой цикл), подробную математическую модель двигателя и численную программу для моделирования характеристик двигателя.Также были подготовлены строительные чертежи двигателя, который строится в настоящее время.

ECT инициировала разработку принципиально нового однопоршневого двигателя внешнего сгорания (см. Рисунок ниже). Разработаны термодинамическая и детальная математическая модели двигателя (новый тепловой цикл) и численная программа для моделирования работы двигателя. На основе теоретических результатов был спроектирован двигатель и подготовлены строительные чертежи. После изготовления узлов двигателя двигатель был собран.Начались первые испытания двигателя.

Определение оптимального рабочего тела турбины для рекуперации тепла выхлопных газов ДВС

Матвеев Юрий 1 * , Марина Черкасова 1 , Рассохин Виктор 1 , Кирилл Лапшин 1 , Николай Кортиков 18 906 , Ростислав Ивановский 1 , Евгений Юрьевич 1 , Сергей Вохмянин 1 , Виктор Попов 1 и Ирина Ахметова 2

1 ул. Петра Великого.Санкт-Петербургский политехнический университет, Политехническая, 29, Санкт-Петербург, 195251, Россия
2 Казанский государственный энергетический университет, Казань, Российская Федерация

Внедрение микропаровой турбины для рекуперации тепла выхлопных газов двигателей внутреннего сгорания и последующего приобретения дополнительной мощности. исследованы во многих развитых странах мира. Результаты таких исследований уже нашли применение в некоторых грузовиках. Но этот тип турбин очень слаб на российском рынке.Турбинная установка за ДВС работает в условиях малого объемного расхода рабочей жидкости. Это приводит к уменьшению высоты проточного канала лопаточных и крыльчатых колес и увеличению относительных величин зазоров в уплотнениях, которые являются причинами роста утечек рабочей жидкости. Высокая степень снижения давления при выборе одноступенчатой ​​турбины приводит к сверхзвуковой скорости в проточной части и увеличению потерь из-за мощных ударных волн.КПД турбинной установки в этих условиях эксплуатации невысок и требует дополнительных исследований. В данной работе были исследованы рабочие жидкости, которые могут дать наибольший КПД турбинной установки. Было показано, что необходимо учитывать не только термодинамические, но и опасные и экономические параметры. Проведено сравнение рабочего тела с высокой термодинамической эффективностью с экономически выгодным. Было выбрано наиболее подходящее вещество и внедрено в микропаровую турбину.Ступень турбины, позволяющая повысить экономичность и экологичность двигателя внутреннего сгорания, была разработана и оптимизирована аналитическими методами.

Этот сайт использует файлы cookie для повышения производительности. Если ваш браузер не принимает файлы cookie, вы не можете просматривать этот сайт.


Настройка вашего браузера для приема файлов cookie

Существует множество причин, по которым cookie не может быть установлен правильно. Ниже приведены наиболее частые причины:

  • В вашем браузере отключены файлы cookie.Вам необходимо сбросить настройки своего браузера, чтобы он принимал файлы cookie, или чтобы спросить вас, хотите ли вы принимать файлы cookie.
  • Ваш браузер спрашивает вас, хотите ли вы принимать файлы cookie, и вы отказались. Чтобы принять файлы cookie с этого сайта, используйте кнопку «Назад» и примите файлы cookie.
  • Ваш браузер не поддерживает файлы cookie. Если вы подозреваете это, попробуйте другой браузер.
  • Дата на вашем компьютере в прошлом. Если часы вашего компьютера показывают дату до 1 января 1970 г., браузер автоматически забудет файл cookie.Чтобы исправить это, установите правильное время и дату на своем компьютере.
  • Вы установили приложение, которое отслеживает или блокирует установку файлов cookie. Вы должны отключить приложение при входе в систему или уточнить у системного администратора.

Почему этому сайту требуются файлы cookie?

Этот сайт использует файлы cookie для повышения производительности, запоминая, что вы вошли в систему, когда переходите со страницы на страницу. Чтобы предоставить доступ без файлов cookie потребует, чтобы сайт создавал новый сеанс для каждой посещаемой страницы, что замедляет работу системы до неприемлемого уровня.


Что сохраняется в файле cookie?

Этот сайт не хранит ничего, кроме автоматически сгенерированного идентификатора сеанса в cookie; никакая другая информация не фиксируется.

Как правило, в файле cookie может храниться только информация, которую вы предоставляете, или выбор, который вы делаете при посещении веб-сайта. Например, сайт не может определить ваше имя электронной почты, пока вы не введете его. Разрешение веб-сайту создавать файлы cookie не дает этому или любому другому сайту доступа к остальной части вашего компьютера, и только сайт, который создал файл cookie, может его прочитать.

% PDF-1.4 % 1 0 obj > endobj 2 0 obj > / Содержание [5 0 R] >> endobj 3 0 obj > endobj 4 0 obj > endobj 5 0 obj > транслировать конечный поток endobj 6 0 obj > транслировать application / pdf

  • 2020-04-30T22: 33: 16 + 05: 30PDF Разделение и слияние (http://www.pdfarea.com) 2020-04-30T22: 33: 16 + 05: 30PDF Разделение и слияние (http: // www. pdfarea.com) конечный поток endobj 7 0 объект > / ProcSet [/ PDF / Text / ImageB / ImageC / ImageI] >> / Содержание [30 0 R 31 0 R] / Группа> / Вкладки / S / StructParents 0 >> endobj 8 0 объект > транслировать конечный поток endobj 9 0 объект > / ProcSet [/ PDF / Text / ImageB / ImageC / ImageI] >> / Содержание 32 0 руб.