КР вариант №3. 1. Задание к выполнению курсовой работы

Название	1. Задание к выполнению курсовой работы
Анкор	КР вариант №3.doc
Дата	26.12.2017
Размер	0.8 Mb.
Формат файла
Имя файла	КР вариант №3.doc
Тип	Документы #12984

Содержание

1. Задание к выполнению курсовой работы………………………………………	3
2. Расчет смеси идеальных газов…………………………………………………..	5
2.1. Определение объемного состава смеси…………………………………..	5
2.2. Газовые постоянные компонентов и смеси………………………………	6
2.3. Кажущаяся молекулярная масса смеси…………………………………...	6
2.4. Масса и парциальные давления компонентов смеси по параметрам газа в начальной точке расширения газа в двигателе………………………..	7
2.5. Плотность и удельный объем компонентов смеси при расчетных и нормальных условиях…………………………………………………………..	7
2.6 Истинные теплоемкости смеси (массовые, мольные и объемные) при постоянном давлении и объеме………………………………………………..	9
2.7 Средняя теплоемкость смеси и (массовая, мольная и объемная) в процессе росширения газа в цикле двигателя (процесс 3–4)………………...	11
3. Расчет и термодинамический анализ цикла газового двигателя……………...	15
3.1 Определение параметров цикла P, v, T, u, h в узловых точках цикла.....	15
3.2 Определение значений c, , , q, l для каждого процесса цикла…….	16
3.3 Расчет работы цикла, термического КПД, и среднеидикаторного давления................................................................................................................	18
3.4 Среднеинтегральные температуры процессов. Потери работоспособ-ности……………………………………………………………………………..	18
3.5 Изображение цикла в P–v и T–s тепловых диаграммах………………….	19
3.6 Оптимизация цикла двигателя…………………………………………….	19
4. Расчет цикла и термодинамический анализ паросиловой установки………..	20
5. Список литературы………………………………………………………………	26

2. РАСЧЕТ СМЕСИ ИДЕАЛЬНЫХ ГАЗОВ
Смесь газов имеет массовый состав: N₂ – 72 %, СО – 2 %, CO₂ – 17 %,
H₂O – 9 %.

Определить:

а) объемный состав смеси;

б) газовую постоянную компонентов и смеси;

в) кажущийся молекулярный вес смеси;

г) парциальные давления компонентов смеси в точке цикла 3;

д) плотность и удельный объем компонентов и смеси при заданных и нормальных физических условиях;

е) истинные теплоемкости смеси (мольную, объемную и массовую при p = const и v = const) для заданной температуры;

ж) средние теплоемкости смеси (мольную, объемную и массовую).
2.1 Определение объемного состава смеси

Объемные доли компонентов смеси r_i связаны с массовыми g_i зависимостью:

,

где µ_i – молесулярные массы компонентов смеси.

Зная, что

µ_N2 = 0,028 моль/кг; µ_CO = 0,028 моль/кг;

µ_СО2 = 0,044 моль/кг; µ_Н2О = 0,018 моль/кг.

(0,72/0,028)+(0,02/0,028)+(0,17/0,044)+(0,09/0,018)=35,292

.

Отсюда:

;

.
2.2 Газовые постоянные компонентов и смеси

Газовые постоянные компонентов смеси рассчитываются по зависимости:

,

где

8314

– универсальная газовая постоянная.

Тогда:

8314/0,028 = 297

;

8314/0,028 = 297

;

8314/0,044 = 189

;

8314/0,018 = 462

.

Газовая постоянная смеси определяется как:

,

Таким образом получим:

297·0,72+297·0,02+189·0,17+462·0,09 = 293

.
2.3 Кажущаяся молекулярная масса смеси

Кажущаяся молекулярная масса смеси определяется по выражению:

0,7286·0,028+0,0202·0,028+0,1095·0,044+0,1417·0,018 = 29,06

.
2.4 Масса и парциальные давления компонентов смеси по параметрам газа в начальной точке расширения газа в двигателе

Начальная точка расширения газа – точка 3.

Определим значение

через начальные параметры состояния в заданном цикле.

Для процесса 1–2:

, т.е.

или

.

Для процесса 2–3:

, откуда

120 000·6^1,3·4 = 4 929 897 Па

Тогда парциальные давления компонентов смеси:

4 929 897·0,7286 = 3 591 923 Па;

4 929 897·0,0202 = 99 584 Па;

4 929 897·0,1095 = 539 824 Па;

4 929 897·0,1417 = 698 566 Па.
2.5 Плотность и удельный объем компонентов смеси при расчетных и нормальных условиях.

Удельный объем компонентов смеси можно определить из выражения:

.

При нормальных условиях

(293·273)/101300 = 0,7924 .

Таким образом, удельный объем компонентов смеси при нормальных условиях:

0,7286·0,7924 = 0,5773

;

0,0202·0,7924 = 0,0160

;

0,1095·0,7924 = 0,0868

;

0,1417·0,7924 = 0,1123

.

Плотность компонентов смеси при нормальных условиях:

.

Тогда:

0,72/0,5773 = 1,247

;

0,02/0,016 = 1,250

;

0,17/0,0868 = 1,959

;

0,09/0,1123 = 0,801

Плотность газовой смеси при нормальных условиях:

0,7286·1,247+0,0202·1,25+0,1095·1,959+0,1417·0,801 = 1,262

Определяем

через начальные параметры состояния в заданном цикле:

;

293·303/(120000·6) = 0,1233

.

При расчетных условиях удельные объемы компонентов смеси:

0,7286·0,1233 = 0,0898

;

0,0202·0,1233 = 0,0025

;

0,1095·0,1233 = 0,0135

;

0,1417·0,1233 = 0,0175

.

При расчетных условиях плотности компонентов смеси:

0,072/0,0898 = 8,018

;

0,02/0,0025 = 8,000

;

0,17/0,0135 = 12,593

;

0,09/0,0175 = 5,143

.

Плотность смеси при расчетных условиях составит:

.

Тогда:

0,7286·8,018+0,0202·8+0,1095·12,593+0,1417·5,143 = 8,111

.
2.6 Истинные теплоемкости смеси (массовые, мольные и объемные) при постоянном давлении и объеме.

В точке 3:

4 929 897·0,1233/293 = 2075 К (1802 ºC).

Истинная мольная теплоемкость при

находиться по интерполяционным формулам [1, c.40, табл.4 и 5]:

32,7466+0,001652·2075 = 35,723

;

33,6991+0,0013406·2075 = 36,115

;

56,8768+0,002174·2075 = 60,794

;

40,2393+0,005985·2075 = 51,025

.

Истинная мольная теплоемкость газовой смеси при

35,723·0,7286+36,115·0,202+60,115·0,1095+51,025·0,1417 = 40,644

.

Истинная мольная теплоемкость газовой смеси при

;

.

Тогда:

40,644–28,3·293 = 32,352

.

Истинная массовая теплоемкость:

при

40,644/28,3 = 1,4362

;

при

=32,352/28,3 = 1,1432

.

Истинная объемная теплоемкость:

при

40,644/22,4 = 1,814

;

при

32,352/22,4

.
2.7 Средняя теплоемкость смеси

(массовая, мольная и объемная) в процессе росширения газа в цикле двигателя (процесс 3–4).

Для определения средних теплоемкостей процесса, необходимо рассчитать теплоемкости смеси в начальной и конечной точках процесса.
Точка 3:

2075 К (1802 ºC).

Средняя мольная теплоемкость при

находиться по интерполяционным формулам [1, c.40, табл.4 и 5]:

29,7815+0,0016835·2075 = 29,782

;

30,4242+0,0015579·2075 = 33,232

;

48,4534+0,0030032·2075 = 53,865

;

34,5118+0,0045979·2075 = 42,797

.

Средняя мольная теплоемкость смеси при

29,782·0,7286+33,232·0,0202+53,865·0,1095+42,797·0,1417 = 34,333

.

Средняя мольная теплоемкость смеси при

;

34,333–28,3·293 = 26,041

.

Средняя массовая теплоемкость смеси при

34,333/28,3 = 1,2132

;

при

26,041/28,3 = 0,9202

.

Средняя объемная теплоемкость смеси:

при

34,333/22,4 = 1,533

при

26,041/22,4 = 1,163

.
Точка 4:

;

1374 К (1101 ºC).

Средняя мольная теплоемкость при

находиться по интерполяционным формулам [1, c.40, табл.4 и 5]:

29,7815+0,0016835·1374 = 31,631

;

30,4242+0,0015579·1374 = 32,139

;

48,4534+0,0030032·1374 = 50,044

;

34,5118+0,0045979·1374 = 39,576

.

Средняя мольная теплоемкость смеси при

31,631·0,7286+32,139·0,0202+50,044·0,1095+39,576·0,1417 = 34,783

.

при

;

34,783–28,3·293 = 26,491

.

Средняя массовая теплоемкость смеси:

при

34,783/28,3 = 1,229

;

при

26,491/28,3 = 0,936

.

Средняя объемная теплоемкость:

при

34,783/22,4 = 1,553

;

при

26,491/22,4 = 1,183

.

Средняя мольная теплоемкость процесса 3–4:

при

;

при

.

Средняя массовая теплоемкость процесса 3–4:

33,626/28,3 = 1,188

;

25,334/28,3 = 0,895

.

Средняя объемная теплоемкость процесса 3–4:

33,626/22,4 = 1,501

;

25,334/22,4 = 1,131

.
3. РАСЧЕТ И ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ЦИКЛА ГАЗОВОГО ДВИГАТЕЛЯ
Цикл поршневого двигателя имеет следующие характеристики:

=30°C и давление 120 000 Па. Принимается за рабочее тело воздух для процесса 1–2. (

1,004

0,716

, R=287 Дж/(кг град)), требуется:

определить параметры цикла p, v, t, u, s, i для основных точек цикла;
определить с, , q, l для каждого процесса входящего в цикл;
найти работу цикла, термический КПД и среднее индикаторное давление;
определить среднеинтегральные температуры процессов;
изобразить цикл на T–s диаграмме.

3.1 Определение параметров цикла P, v, T, u, h в узловых точках цикла.
Точка 1:

Давление

120 000 Па, температура

303 К;

Удельный объем

определим из уравнения состояния:

287·303/120000 = 0,74

;

Внутренняя энергия:

0,716·303 = 217

;

Энтальпия:

1,004·303 = 304

;
Точка 2:

0,74/6 = 0,123

;

120 000·6^1,3 = 1 232 474 Па;

1 232 474·0,123/287 = 517 К;

0,716·517 = 370

;

1,004·517 = 519

;

Точка 3:

4·1 232 474 = 4 929 897 Па;

0,123

;

4 929 897·0,123/297 = 2070 К;

0,92·2070 = 1904

;

1,213·2070 = 2510

;

Точка 4:

0,74

;

120 000·6^(1,3–1,23)·4 = 544 141 Па;

544 141·0,74/297 = 1374 К;

0,936·1374 = 1286

;

1,229·1374 = 1689

.
3.2 Определение значений c,

, q, l для каждого процесса цикла

Расчет изменения внутренней энергии процесса

370–217 = 153

;

1904–370 = 1534

;

1286–1904 = –618

;

217–1286 = –1069

Расчет изменения энтальпии процессов

519–304 = 215

;

2510–519 = 1991

;

1689–2510 = –821

;

1689–304 = 1385

Расчет изменения работы процесса

293 (303–517)/(1,3–1) = –209

;

293 (2069–1374)/(1,23–1) = 885

;

0.

Расчет изменения теплоты процессов:

154–209 = –56

;

1535+0 = 1535

;

–821+885 = 268

;

–1069+0 = –1069

Расчет изменения средней теплоемкости процессов

–56/(517–303) = –0,261

;

1534/(2070–517) = 0,988

;

268/(1374–2070) = 0,3855

;

–1069/(303–1374) = –0,998

.
3.3 Расчет работы цикла

, термического КПД

, и среднеидикаторного давления

Расчет работы цикла

–209+0+885+0 = 676

.

Расчет термического КПД цикла

Расчет среднеиндикаторного давления

676/(0,74–0,123) = 1 096 154 Па
3.4 Среднеинтегральные температуры процессов. Потери работоспособности.

Для расчета среднеинтегральной температуры, необходимо предварительно рассчитать энтропию в узловых точках цикла.

,

T₀ = 273 K, p₀ = 101 300 Па – параметры процесса при нормальном состоянии.

;

.

Определим среднеинтегральные температуры

1534/(1,298–0,023) = 1203 К;

(–56+268–1069)/(1,298–1,441) = 672 К;

1–672/1203 = 0,44.

Потери производительности:

(1,298–0,023) (2070–517) = 1303

.
3.5 Изображение цикла в P–v и T–s тепловых диаграммах.

Изображение цикла см. на рис.1.1 и 1.2 соответственно
3.6 Оптимизация цикла двигателя.

Чтобы улучшить КПД процесса, нужно стремиться поставить выше точку 2, и точку 4 на T–s диаграмме опустить ниже либо увести вправо. Практически этого можно добиться следующими способами: увеличить коэффициент предварительного сжатия

, а также по возможности максимально приблизить коэффициент политропы к коэффициенту адиабаты.

4. РАСЧЕТ ЦИКЛА И ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПАРОСИЛОВОЙ УСТАНОВКИ

Параметры водяного пара перед конденсационной турбиной: p₁ = 13 МПа, t₁ = 560 °С, а после промежуточного перегрева р₃ = 3 МПа, t₃ = 560 ^оС. Давление в конденсаторе р₄ = 0,004 МПа. Определить подводимое количество теплоты в промежуточном перегревателе, а также термический КПД цикла. Сопоставить полученное значение этого КПД с его аналогом для цикла без промежуточного перегрева. В обоих случаях необходимо учесть работу, затрачиваемую на привод питательного насоса. Изобразить циклы в координатах h-s и T-s.

Решение

Промежуточный перегрев пара является одним из способов повышения степени его сухости. Принципиальная схема цикла Ренкина с промежуточным перегревом пара дана на рис. 4.1. В этой схеме предусмотрены две ступени турбины ПТ-I, ПТ-II и две ступени пароперегревателя ПП-I, ПП-II. Пар после первой ступени пароперегревателя ПП-I направляется в первую ступень турбины ПТ-I. Отработавший на лопатках первой ступени турбины пар направляется во вторую ступень пароперегревателя ПП-II, где его температура повышается до начальной температуры T₁. Затем пар поступает на лопатки второй ступени турбины ПТ-II.

Рис. 4.1.

Цикл Ренкина с промежуточным перегревом пара в Ts- координатах представлен на рис. 4.2. Рассмотрим процессы цикла: 1-а - адиабатное расширение пара на лопатках первой ступени турбины; а-b - промежуточный перегрев пара во второй ступени пароперегревателя; b-1 - адиабатное расширение пара на лопатках второй ступени турбины; 2-3 - конденсация пара в конденсаторе; 3-4 - сжатие воды в конденсатом насосе; 4-5 - подогрев воды до температуры кипения; 5-6 - превращение воды в пар; 6-1 - перегрев пара в пароперегревателе первой ступени.

Рис. 4.2
Если бы не было промежуточного перегрева пара, то процесс адиабатного расширения заканчивался бы в точке 2'. Из диаграммы видно, что промежуточный перегрев позволяет значительно увеличить сухость пара на выходе из турбины (х'₂ < х₂).

Термический кпд цикла определяется по формуле

где (i₁ – i_a) и (i_b – i₂) - адиабатные теплопадения в первой и второй ступенях турбины; (i₁ – i₃) – количество теплоты, подведенной в котле и в первой ступени пароперегревателя; (i_b – i_a) – количество теплоты, подведенной во второй ступени пароперегревателя.

Кроме того, применение промежуточного перегрева может повысить кпд, если средняя температура подвода теплоты в дополнительном цикле b22'abбудет выше, чем средняя температура подвода теплоты в цикле с однократным перегревом.

Построение цикла в T–s и h–s координатах.

Цикл изображенный в T–s и h–s координатах можно увидеть на рис 4.3 и 4.4.

Параметры состояния рабочего тела в характерных точках цикла сводим в таблицу 1:

Таблица 1.

Параметр	Темпера-тура t, ^оС	Давление Р, МПа	Энтальпия i, кДж/кг	Удельный объем v, м³/кг	Энтропия s, Дж/(кг К)
1	560	13,00	3490	0,02621	6615
2	320	3,00	3041	0,08376	6615
2'	30	0,004	1998	–	6615
3	560	3,00	3590	0,12211	7387
4	30	0,004	2236	–	7387
5	30	0,004	133	–	459
7	332	13,00	1557	–	3602

Подводимое количество теплоты в промежуточном перегревателе:

q_ПП_II = i₃ – i₂ = 3590 – 3041 = 549 кДж/кг.

Термический КПД цикла без промежуточного перегрева пара:

.

Термический КПД цикла с промежуточным перегревом пара:

5. Список используемой литературы.
1.Куянов Ю. Ф. Методическое пособие к курсовому проекту по термодинамике и тепло-массообмену.

2.Сборник задач по технической термодинамике и теплопередаче.

2-ое издание. Под ред. Юдаева Б.Н.

3.Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи.

М.Высшая школа, 1968-346с.

4.Двигатели внутреннего сгорания : Системы поршневых и комбинированных двигателей. Под ред. Орлина А.С. и Круглова М.Г. – 3-е издание. М.: Машиностроение, 1985-456с.

5.Малинов М.С., Куликов Ю.А., Черток Е.Б.

Охлаждающие устройства тепловозов. М. – Машгиз, 1962-206с.

6.Андрющенко А.И. Основы термодинамики циклов теплоэнергетических установок. - М.: Высш. шк.,1968-278с.

7. Юдаев Б.Н. Техническая термодинамика. Теплопередача.

М.:Высш.шк.,1988-479с.