Нагнетатели и тепловые двигатели

• Название: Нагнетатели и тепловые двигатели
• Дата: 18.06.2022
• Размер: 168.86 Kb.
• Имя файла: 28_Lysokon_Kursovaya_rabota.docx
• Тип: Пояснительная записка; #601359
• страница: 1 из 4

Министерство транспорта Российской Федерации

Федеральное агентство железнодорожного транспорта

Омский государственный университет путей сообщения

Кафедра «Теплоэнергетика»

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ,

ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ, ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

ЦИКЛА ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ
Пояснительная записка к курсовой работе
по дисциплине «Нагнетатели и тепловые двигатели»

Выполнил:

студент гр. 79ПТ-93028
________ Лысоконь В.В.

(подпись)
Проверил:
доцент кафедры Т
________ Лазарев Е.С.

(подпись)

Омск 2021 г.

Содержание

1.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ С НАДДУВОМ 5

1.1.Материальный баланс и параметры начальной точки 5

1.2.Процесс сжатия 9

1.3.Процесс сгорания 10

1.4.Процесс расширения 12

1.5.Cреднее индикаторное давление 12

1.6.Определение индикаторной и эффективной мощности двигателя, расхода топлива, КПД 13

2.ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ 16

2.1.Определение скорости истечения пара из сопла 16

2.2.Построение треугольников скоростей 17

2.3.Вычисление составных частей теплового баланса и соответствующего КПД турбины 19

2.4. Определение КПД на окружности колеса турбины по балансу потерь 19

2.5. Построение графика теплового процесса в h, s - диаграмме 20

2.6. Определение потерь на трение и вентиляцию, относительного внутреннего КПД и эффективного КПД турбины 25

2.7. Определение действительной мощности на валу турбины 26

Изображение проточной части в масштабе 26

3.ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЦИКЛА ОДНОВАЛЬНОГО ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ С РЕГЕНЕРАЦИЕЙ ТЕПЛА 28

Библиографический список 35

УДК 621.651:621.4 (075.8)

РЕФЕРАТ

Курсовая работа содержит страниц, рисунков, таблиц.

Паровые турбины, газотурбинные установки, двигатели внутреннего сгорания, эффективный̆ КПД, проточная часть, треугольник скоростей̆.
Объекты исследования: ДВС, ПТУ, ГТУ.

Цель работы: освоение и закрепление методики теплового расчета четырехтактного дизельного двигателя внутреннего сгорания с наддувом, теплового расчета турбины и термодинамического цикла газотурбинной̆ установки с регенерацией̆ тепла.

Полученные результаты: параметры газа в основных точках расчетного цикла, приведенные к нормальным условиям; параметры начальной̆ точки рабочего цикла; параметры газов в процессах сжатия, сгорания, расширения; среднее индикаторное давление; индикаторная и эффективная мощность двигателя; расход топлива; КПД в зависимости от температуры окружающего воздуха; скорость истечения пара из сопла; КПД на окружности колеса; потери на трение и вентиляцию; относительный внутренний КПД и эффективный КПД турбины; действительная мощность на валу турбины; давление и температура в основных точках цикла газотурбинного двигателя; оптимальное значение КПД; максимальное значение удельной работы цикла, степень повышения давления в компрессоре; секундный расход воздуха и часовой расход топлива.

Результаты расчетов позволили выявить расчетный режим для ГТУ, проанализировать процесс расширения пара в проточной части паровой турбины, проследить изменение показателей рабочего процесса в ДВС и газовой турбине.

Область применения: объекты исследования имеют широкое применение в промышленности, на транспорте, в автомобиле- и авиастроении, в отраслях, занимающихся производством электроэнергии.
Введение

1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДИЗЕЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ С НАДДУВОМ

1. Материальный баланс и параметры начальной точки

Выбирается массовый состав топлива по данным табл.1.1.

Таблица 1.1

Данные для выбора состава топлива

Состав дизельного топлива по массе
С	Н	О
0,863	0,126	0,011
0,865	0,125	0,010
0,860	0,130	0,010
0,867	0,123	0,010

Определяется теоретически необходимое количество воздуха для сгора­ния 1 кг (1 м³) топлива, м³/кг (м³/м³):





где: С, Н и О - массовые доли соответствующих компонентов в топливе.

Подсчитывается действительное количество воздуха, м³/кг (м³/м³):

М =  М₀ = 1,7*0,4965 = 0,844

где:  - коэффициент избытка воздуха

Определяется количество продуктов сгорания, м³/кг (м³/м³):



Вычисляется химический коэффициент молекулярного изменения:



Подсчитывается средняя скорость поршня, м/с:



где s - ход поршня, м; n - частота вращения коленчатого вала, мин^-1.

Принимается расчетная скорость воздуха в проходном сечении впускного клапана (в двух всасывающих клапанах - у быстроходных двигателей) _вп:

тихоходные двигатели - 40 - 50 м/с;

быстроходные - 50 - 80 м/с.

По эмпирической формуле определяется сопротивление всасывающей системы, МПа:



Принимается расчетная скорость газов в выпускном клапане (у быстроходных двигателей - в двух выпускных клапанах) _вып. Допустимые значения скорости газа в выпускном клапане на 15 - 20 % выше, чем во впускном.

Определяется сопротивление выпускного клапана (двух клапанов), МПа:



Вычисляется давление в цилиндре в конце впуска, МПа:

Ра = Рк - а = 0,1033 – 0,0201 = 0,0832 МПа

где Р_к - давление наддува, МПа.

Выбирается расчетное давление окружающего воздуха:

Р_окр = 1 ата - 0,1033 МПа.

Определяется давление в цилиндре в конце выпуска газа, МПа:

для двигателей с приводным компрессором –

Р_г = Р_окр + _г = 0,1033 + 0,0201 = 0,1234 МПа

для двигателей с турбокомпрессором

Р_г = Р_р + _г = 0,1033 + 0,0201 = 0,1234 МПа

где Р_р - давление газов в ресивере турбокомпрессора, емкости для сглаживания пульсаций, МПа.

Подсчитывается давление воздуха при входе в компрессор, МПа:

Р₁ = Р_окр - Р_к = 0,1033 – 0,04 = 0,0633 МПа,

где Р_к = 0,03 - 0,05 МПа.

Значение Р_р рассчитывается по формуле:

(4.12)



где _о - химический коэффициент молекулярного изменения; _тк = _к_т - КПД турбокомпрессора; Т_т - температура газов перед турбиной; k - показатель адиабаты воздуха, k = 1,41; к_т - показатель адиабаты выхлопных газов.

Уравнение (4.12) получено из равенства мощностей турбины и компрес­сора N_т = N_к, справедливого для турбокомпрессора, в котором турбина и ком­прессор посажены на один вал.

Принимая допустимое по прочности лопаток турбины значение Т_т и среднее значение _тк, построим график (рис.4.1) зависимости Р_к = f(Р_р), по которому определяются значения Р_р

Температура окружающей среды Т_окр принимается равной 293 К.

Вычисляется температура воздуха при выходе из компрессора, К:





где k - показатель адиабаты; _ад = _к/_м - адиабатный КПД компрессора, _к - полный КПД компрессора (значением _к следует задаваться в соответствии с данными табл.4.2); _м - механический КПД компрессора, _м = 0,96 - 0,98.



Рисунок 4.1 – зависимость Р_к = f (Р_р)

при Т_т = 873 К; _тк = 0,49; Р_окр = 0,102; k_T = 1,41

Вычисляется температура воздуха в цилиндре в конце всасывания с учетом нагрева от стенок цилиндра, К:

То = Т_к + Т = 364,7+15 = 379,7 К,

где Т = 10 - 15 К.

Определяется коэффициент остаточных газов:





Температура выпускных газов в цилиндре в конце выпуска Т_г ориентировочно может быть принята равной 800 - 1000 К.

При выборе Т_г следует учитывать, что с увеличением коэффициента избытка воздуха  и степени сжатия  значение Т_г уменьшается и что при малых значениях коэффициента _г значение Т_г незначительно отражается на точности теплового расчета, однако при больших значениях _г оно может дать существенные искажения, поэтому при _г > (0,10 - 0,15) следует проверить величину Т_г по формуле Е. К. Мазинга:



где Т_в - температура в цилиндре в конце расширения; Р_в - давление в цилиндре в конце расширения.

При больших расхождениях между принятым и полученным по расчету значениями Т_г необходимо задаться новым значением Т_г и повторить расчет.

Вычисляется действительный коэффициент молекулярного изменения:





Температура смеси в цилиндре в начале сжатия с учетом коэффициента остаточных газов с достаточной степенью точности может быть определена по формуле, К:





Определяется коэффициент наполнения для дизелей с наддувом

2. 
   Процесс сжатия
   

Выбирается показатель политропы сжатия п₁ по данным табл.4.3.

Таблица 4.3


Данные для выбора показателя политропы сжатия

Тип бескомпрессорного дизеля	Значение n1
C неохлаждаемыми поршнями C охлаждаемыми поршнями	1,33 - 1,38 1,30 - 1,32

(4.20)

Вычисляется температура конца сжатия, К:





Определяется давление конца сжатия, МПа:

2. 
   Процесс сгорания
   

Рассчитывается низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг:

Q_н = 340*C + 1025*H - 108,5*O =

=340*86,3 + 1025*0,126 – 108,5*0,011 = 29469,95 кДж/кг

где С, Н, О - содержание элементов в топливе, %.

В основу процесса сгорания положен цикл со смешанным подводом тепла.

Определяется температура газов в конце сгорания горючей смеси, °C:





где С_pmz - теплоемкость продуктов сгорания в конце сгорания при постоянном давлении, кДж/(моль-К)





С_vmc ^_ теплоемкость продуктов сгорания в конце сжатия, кДж/(моль К)



 - степень повышения давления в процессе сгорания при постоянном объеме;  - коэффициент видимого выделения тепла, для тихоходных дизелей  равен 0,75 - 0,87, для быстроходных - 0,65 - 0,85 (большие значения - для однокамерных дизелей).

Так как температура сгорания t_z неизвестна, то необходимо задаться ориентировочным значением t_z (t_z 1600 - 1800 °C), по выражению (4.24) определить С_pmz и затем по формулам (4.23) вычислить значение t_z. По полученному значению t_z, если оно существенно отличается от принятого, необходимо провести новый расчет (до совпадения расчетного значения t_z с принимаемым ориентировочно для определения С_pmz).

Степень повышения давления 1 определяется по допустимому давлению конца сгорания и давлению конца сжатия Р_с.

Если для проектируемого двигателя известно допускаемое давление сго­рания P_z, то

 = P_z/P_с = 4,5/3,366 = 1,337

Ориентировочные значения максимального давления сгорания P_z приве­дены в табл. 4.4.

Таблица 4.4

Данные для выбора допустимого давления сгорания

Тип дизеля	Значение Pz, МПа
Стационарные тихоходные Быстроходные	4,5 - 6,0 4,5 - 10

По найденному значению температуры t_z определяется степень предвари­тельного расширения:





Если значение р получится меньше единицы, то значение л принято большим, следовательно, необходимо задаться меньшим значением Л и повто­рить расчет процесса сгорания.

Расчет процесса сгорания завершается определением максимального давления цикла, МПа:

2. 
   Процесс расширения
   

В двигателях высокого сжатия со смешанным сгоранием происходит предварительное расширение при постоянном давлении (Р_т = P_z, степень пред­варительного расширения равна р) и затем - политропное расширение (степень последующего расширения  равна /).

Для расчета процесса расширения необходимо выбрать показатель по­литропы расширения п₂ равным 1,28 - 1,36. Следует учитывать, что чем быстроходнее двигатель, тем меньше значение n₂.

В конце расширения определяются температура, К,





и давление, МПа,

2. 
   Cреднее индикаторное давление
   

Рассчитывается (предварительно) среднее индикаторное давление для бескомпрессорного дизеля (при расчете процесса сгорания по циклу со сме­шанным подводом тепла):





Вычисляется среднее индикаторное давление с учетом степени полноты действительной индикаторной диаграммы в сравнении с теоретической и с учетом дополнительной работы насосных ходов:





где а - коэффициент полноты диаграммы, а = 0,92 - 0,98.

2. 
   Определение индикаторной и эффективной мощности двигателя, расхода топлива, КПД
   

Подсчитывается рабочий объем цилиндра, м³





где D - диаметр цилиндра, м; S - ход поршня, м.

Определяется индикаторная мощность двигателя, кВт:





где: n – частота вращения, мин^-1; i – число цилиндров.

Вычисляется удельный индикаторный расход топлива, кг/(кВт^-ч)





Подсчитывается часовой расход топлива, кг/ч:





Для двигателя с приводным компрессором рассчитываются: расход воздуха, проходящего через компрессор в секунду,





где 28,95 кг/моль - молекулярная масса воздуха;

мощность компрессора, кВт, -





где





где R_B - газовая постоянная воздуха, R_B = 287 Дж/(кг-К).

Определяется эффективная мощность двигателя, кВт:

с турбокомпрессором





с приводным компрессором



где: - механический КПД двигателя без учета компрессора, принимается по данным табл.4.5.

Таблица 4.5

Данные для выбора значения механического КПД

Тип дизеля	Значение
Стационарный тихоходный Быстроходный	0,80 - 0,85 0,75 - 0,98

Вычисляется механический КПД двигателя с приводным компрессором:





Для двигателя с турбокомпрессором .

Удельный эффективный расход топлива




Эффективный КПД