Курсовая работа - Циклы ДВС, ГТУ - файл n1.doc

Курсовая работа - Циклы ДВС, ГТУ
скачать (590 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.doc590kb.07.07.2012 02:27скачать

n1.doc

Министерство образования РБ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра "Промышленная теплоэнергетика и теплотехника"
Курсовая работа по курсу:
«ТЕХНИЧЕСКАЯ ТЕРМОДИНАМИКА»


Выполнил:
Минск 2010

  1. Циклы поршневых двигателей внутреннего сгорания

Исходные данные:

Рассчитать цикл поршневого двигателя внутреннего сгорания, если начальное давление – P1=0,09МПа, начальная температура – T1=270К, степень сжатия - =16, степень повышения давления - =1,6, степень предварительного расширения - =1,9. Рабочее тело – воздух. Rв=287Дж/(кг·К); Ср=1,01 кДж/(кг·К); Сv=0,72кДж/(кг·К); n1=1,32(сжатие); n2=1,4 (расширение);

А. Цикл ДВС с подводом теплоты при р=const.

Б. Цикл ДВС с подводом теплоты при .

В. Цикл ДВС со смешанным подводом теплоты.

Г. Цикл ДВС с турбонаддувом и продолженным расширением газов.

Определить:


РЕШЕНИЕ:
Для того чтобы рассматривать термодинамические циклы необходимо работу тепловых машин идеализировать. Эта идеализация сводится к тому, что в идеальных термодинамических циклах:

- процессы протекают во всех своих стадиях с постоянным количеством рабочего тела;

- отбрасывается возможность сгорания топлива, в связи с чем химический состав рабочего тела принимается постоянным при всех стадиях термодинамического цикла. Процесс сгорания при этом заменяется подводом теплоты к рабочему телу через стенки цилиндра от некоторого фиктивного горячего источника теплоты;

- процессы сжатия и расширения рабочего тела принимаются адиабатными;

- удаление отработавшего рабочего тела не учитывается и заменяется отводом теплоты от рабочего тела через стенки цилиндра к так называемому холодному источнику теплоты (холодильнику);

- теплоемкости рабочих тел принимаются не зависящими от температуры;

- рабочим телом является идеальный газ.

А. Цикл ДВС с подводом теплоты при р=const.
Параметры точки 1:

Р1=0,09МПа; Т1=270К;

Параметры точки 2:



Параметры точки 3:

Р23=3,5МПа;

Параметры точки 4:



Удельная работа расширения:

Удельная работа сжатия:



Полезная удельная работа:



Удельное количество подведенной теплоты:



Удельное количество отведенной теплоты:



Полезно использованное удельное количество теплоты:



Среднее индикаторное давление в цикле:



Термический КПД цикла:

КПД цикла Карно:

Изменение внутренней энергии:

Изменение энтальпии:

Изменение энтропии:

Средняя интегральная температура подвода теплоты:



Средняя интегральная температура отвода теплоты:

Б. Цикл ДВС с подводом теплоты при .
Параметры точки 1:

Р1=0,09МПа; Т1=270К;

Параметры точки 2:



Параметры точки 3:



Параметры точки 4:



Удельная работа расширения:



Удельная работа сжатия:



Полезная удельная работа:



Удельное количество подведенной теплоты:



Удельное количество отведенной теплоты:



Полезно использованное удельное количество теплоты:



Среднее индикаторное давление в цикле:



Термический КПД цикла:

КПД цикла Карно:

Изменение внутренней энергии:



Изменение энтропии:

Средняя интегральная температура подвода теплоты:



Средняя интегральная температура отвода теплоты:

В. Цикл ДВС со смешанным подводом теплоты.
Параметры точки 1:

Р1=0,09МПа; Т1=270К;

Параметры точки 2:



Параметры точки 3:



Параметры точки 4:



Параметры точки 5:





Удельная работа сжатия:



Удельная работа расширения:





Полезная удельная работа:

Удельное количество подведенной теплоты:





Удельное количество отведенной теплоты:



Полезно использованное удельное количество теплоты:



Среднее индикаторное давление в цикле:



Термический КПД цикла:

КПД цикла Карно:

Изменение энтропии:


Изменение внутренней энергии:





Средняя интегральная температура подвода теплоты:



Средняя интегральная температура отвода теплоты:


Г. Цикл ДВС с турбонаддувом и продолженным расширением газов.
Термодинамический цикл с продолженным расширением может быть осуществлен в комплексной установке двигателя и турбонагнетателя, состоящего из газовой турбины и компрессора (рис. 1, рис. 2). В газовой турбине происходит дальнейшее расширение газов, а полученная при этом энергия расходуется на привод нагнетателя для наддува двигателя. Циклы установки с продолженным расширением, переменным и постоянным давлением газов перед турбиной представлены соответственно на рис. 1 и на рис. 2. Расчет характерных точек аналогичен, рассмотрен выше циклам. Определим термический КПД цикла с продолженным расширением, переменным и постоянным давлением газов перед турбиной:






где bf - продолженное расширение газа на лопатках турбины; f0 – отвод теплоты при р = const; 0а – адиабатное сжатие воздуха в нагнетателе; - общая степень сжатия.




frame1frame2

Из сравнения выражений для КПД обобщенного цикла и цикла с продолженным расширением газов видно, что КПД последнего выше. Это относится также к циклу с продолженным расширением, когда давление перед турбиной поддерживается постоянным, и кинетическая энергия отработавших газов не используется на лопатках турбины (рис.2).

  1. Циклы газотурбинных установок

Исходные данные:

А. Цикл ГТУ с подводом теплоты при р=const.

Б. Цикл ГТУ с подводом теплоты при .

В. Цикл ГТУ с предельной регенерацией теплоты.

Рабочее тело – (воздух); Rв=287Дж/(кг·К); Ср=1,01 кДж/(кг·К); Сv=0,72кДж/(кг·К); начальные параметры рабочего тела: P1=0,09МПа; T1=270К; степень увеличения давления в компрессоре при адиабатном процессе сжатия n1=1,32(сжатие); n2=1,4 (расширение). Температура газов перед соплами турбины в точке 3 не должна превышать 1000К.

Определить:

параметры всех характерных точек цикла (р, Т, );

удельную работу расширения, сжатия, работу цикла;

удельное количество подведенной и отведенной теплоты;

термический КПД цикла ГТУ;

термический КПД цикла Карно по условиям задачи.


РЕШЕНИЕ:


А. Цикл ГТУ с подводом теплоты при р=const.
Параметры точки 1:

Р1=0,09МПа; Т1=270К;

Параметры точки 2:



Параметры точки 3:



Параметры точки 4:



Удельная работа сжатия:

Удельная работа расширения:



Полезная удельная работа:

Удельное количество подведенной теплоты:



Удельное количество отведенной теплоты:



Полезно использованное удельное количество теплоты:



Термический КПД цикла:

КПД цикла Карно:

Средняя интегральная температура подвода теплоты:



Средняя интегральная температура отвода теплоты:

Б. Цикл ГТУ с подводом теплоты при v=const.
Параметры точки 1:

Р1=0,09МПа; Т1=270К;

Параметры точки 2:



Параметры точки 3:



Параметры точки 4:



Удельная работа сжатия:

Удельная работа расширения:



Полезная удельная работа:

Удельное количество подведенной теплоты:



Удельное количество отведенной теплоты:



Полезно использованное удельное количество теплоты:



Термический КПД цикла:

КПД цикла Карно:

Средняя интегральная температура подвода теплоты:



Средняя интегральная температура отвода теплоты:


В. Цикл ГТУ с предельной регенерацией теплоты.

Если предположить, что охлаждение газов в регенераторе происходит до температуры воздуха, поступающего в него, т.е. Т4 до Т62, то регенерация полная. Расчет параметров характерных точек аналогичен расчет цикла ГТУ с подводом теплоты при р=const. Определим термический КПД цикла с предельной регенерацией и сравним его с КПД цикла с подводом теплоты при р=const.

Т3=1000К; Т1=270К;

Термический КПД цикла:



КПД цикла Карно:

Термический КПД цикла с предельной регенерацией при заданных параметрах оказался немного ниже КПД цикла с изобарным подводом теплоты.

Практически полную регенерацию осуществить нельзя вследствие ограниченных размеров регенератора и наличие конечной разности температур между нагреваемым и охлаждаемым потоками газа.


  1. Циклы паросиловых установок

Исходные данные:

В паросиловой установке, работающей при начальных параметрах Р1=9МПа, t1=500єС и Р2=0,002МПа, введен вторичный перегрев пара при Р'=3,5МПа до начальной температуры t'= t1=500єС.

Определить:

- термический КПД цикла со вторичным перегревом.

- термический КПД установки при отсутствии вторичного перегрева;

- оценить влияние вторичного перегрева на термический КПД цикла.


РЕШЕНИЕ:
Термический КПД ПСУ, работающей по идеальному циклу Ренкина без промперегрева определяется как:

где -энтальпия пара при Р1 и t1(определяем по iS-диаграмме);

-энтальпия после адиабатного расширения в турбине до Р2(определяем по iS-диаграмме);

-энтальпия насыщенной воды при Р2.

Можно отметить, что в цикле при увеличении начальных параметров пара термический КПД возрастает.

Определим термический КПД ПСУ при введении вторичного промперегрева:



где -энтальпия пара при Р1 и t1(определяем по iS-диаграмме);

-энтальпия после адиабатного расширения в турбине до Р2(определяем по iS-диаграмме);

-энтальпия насыщенной воды при Р2;

-энтальпия насыщенного пара при Р/;

-энтальпия пара при Р/ и t1(определяем по iS-диаграмме).

Таким образом, при введении вторичного промперегрева конечная степень сухости увеличивается, что благоприятно сказывается на работе последних ступеней турбины, и возрастает термический КПД цикла.



  1. Циклы холодильных машин

Исходные данные:

Рассчитать компрессионную холодильную установку при следующих данных:

– хладагент-хладон-R12;

– холодопроизводительность установки

– температура испарения хладагента

– температура конденсации
– переохлаждение конденсата

При расчете принять: удельную теплоемкость воды = 4,19 кДж/(кгК), рассола =5,0 кДж/(кгК), перепад температур воды на входе и выходе из конденсатора =10 С, рассола на входе и выходе из испарителя =5 С.

Определить:

- параметры хладагента в характерных точках цикла,

- удельный объем пара, всасываемого компрессором,

- удельную массовую и объемную холодопроизводительность q0, qv;

- удельную работу сжатия в компрессоре ;

- теоретическую, индикаторную и эффективную мощности компрессора Nk, Ni, Ne;

- теоретический и действительный холодильный коэффициенты ,

По полученной холодопроизводительности из таблиц подобрать тип компрессора.

РЕШЕНИЕ:
Рассчитать схему – это значить найти, в первую очередь, параметры хладагента (ХА) в характерных точках схемы (цикла) с помощью фазовых диаграмм или по таблицам теплофизических свойств агента. Далее в задачу расчета входит определение расхода ХА, тепловых нагрузок отдельных агрегатов установки (конденсатора, переохладителя, испарителя), расхода электрической энергии на привод компрессора, а также холодильного коэффициента.

Принципиальная схема аммиачной компрессионной холодильной установки изображена на рисунке 3.1. Компрессор одноступенчатого сжатия 1, приводимый в действие асинхронным электродвигателем 2, засасывает из испарителя 5 холодильный агент – пары аммиака NH3. Жидкий аммиак кипит в испарителе при температуре t0 и давлении P0 под воздействием энергии в виде теплового потока, полученного от рассола. Рассол – раствор CaCl2 (или NaCl) в воде циркулирует по системе охлаждения камер холодильника 7 при помощи центробежного насоса 6, отнимая теплоту от продуктов, находящихся в камерах. Сжатые до давления конденсации Pк пары аммиака при температуре перегрева t2 направляются через маслоотделитель 10 в конденсатор 3, охлаждаемый водой из системы оборотного водоснабжения. Сконденсировавшийся аммиак при температуре tк собирается в ресивере 9, представляющем запасную емкость, откуда через переохладитель 8 транспортируется к регулирующей станции, имея температуру . В регулирующем вентиле 4 жидкий аммиак дросселируется до давления P0 и температуры t0 , при этих параметрах он поступает снова в испаритель.

З
начения энтальпии i в различных точках холодильного цикла (рисунок 3.1) определяются с помощью диаграммы T-s для аммиака. Индексы значений i1, i2 и т.д. и t1 и t2 и т.д. соответствуют точкам на диаграмме T-s.

Конденсатор и испаритель – теплообменные аппараты, работающие с изменением агрегатного состояния одного теплоносителя (ХА). Поэтому изменение температуры теплоносителей (в конденсаторе: конденсирующиеся пары ХА – охлаждающая вода, в испарителе: кипящий ХА – рассол) по длине теплообменников выглядит следующим образом:

С учетом заданного переохлаждения жидкого аммиака температура его после охладителя t3 = tк - tпер=30-15=15 оС.

По значениям to, tк и t3 строят цикл работы КХУ на одной из диаграмм (T,s (см. приложение); h,s или h,P) и находят параметры ХА в характерных точках цикла (рисунок 3.1). Для определения положения точки 2 действительного сжатия в компрессоре находится энтальпия ХА на выходе из компрессора с учетом внутреннего относительного КПД i .



где – удельная работа компрессора при изоэнтропном сжатии (1-2)


Удельная внутренняя работа компрессора:



Удельные тепловые нагрузки:

- испарителя

- конденсатора

- охладителя

Осуществляется проверка решения по I закону термодинамики. Энергетический баланс установки на 1 кг ХА:



Далее расчет КХУ осуществляется по формулам:

массовый расход ХА:



объемная производительность компрессора:



где v1 – удельный объем ХА в точке 1, м3/кг

полная нагрузка конденсатора:



полная нагрузка охладителя:



электрическая мощность компрессора:



холодильный действительный коэффициент:



холодильный теоретический коэффициент:



Подбираем компрессор.

Выбор типа компрессора зависит от холодопроизводительности КХУ, условий работы и свойств рабочего тела. При заданном режиме работы установки ее холодопроизводительность определяется расходом хладагента, т.е. производительностью компрессора.

Теоретическая объемная производительность компрессора (объем, описываемый поршнями,) определяется по формуле:



где V0 –действительная (расчетная) подача компрессора (из расчета), м3/ч;

?- коэффициент подачи компрессора, зависящий от его типа, габаритов, качества изготовления, режима работы, устанавливается экспериментально.

Предварительная оценка значения коэффициента подачи  может быть произведена по формуле:



где v – объемный коэффициент, учитывающий влияние вредного пространства, определяется по формуле:



здесь Р0 и Рк - давление на всасе в компрессор и нагнетания (определить по Т, s – диаг.); с, n – заданы.

w – коэффициент подогрева, можно с некоторым приближением определить по формуле:



здесь Т0 и Тк – абсолютная температура хладагента в испарителе и конденсаторе;

пл – коэффициент плотности, учитывающий снижение производительности компрессора из-за перетекания рабочего тела из пространства с более высоким давлением в пространство с меньшим давлением.

Из справочной литературы выбирается компрессор АВ100 и приводим его технические характеристики:

производительность Q0=87кВт;

объем описываемый поршнями Vh=198 м3/ч;

диаметр цилиндра D=150мм;

число цилиндров компрессора – 2;

потребляемая мощность 25кВт.



  1. Процессы в компрессорных машинах

Исходные данные:

Рассчитать одноступенчатый поршневой компрессор при следующих данных:

– рабочее тело- воздух;

– начальные параметры P1 = 0,1 МПа, T1 = 300 К;

– давление в конце процесса сжатия P2=0,7МПа; V=0,05м3/с; n=1,34;

Определить:

- начальные и конечные параметры газа;

- работу в процессе сжатия;

- изменение внутренней энергии, энтальпии, энтропии;

- теоретическую мощность двигателя для привода компрессора

- расход охлаждающей воды, если ее температура при охлаждении цилиндра компрессора повысилась на t.

- во сколько раз изменится мощность двигателя и расход охлаждающей воды при переходе от изотермического сжатия к политропному;

- на сколько процентов уменьшится затрата работы при переходе от одноступенчатого на трехступенчатое сжатие газа.

- определить теоретическую мощность двигателя для привода трехступенчатого компрессора.

РЕШЕНИЕ:
Удельная работа, затрачиваемая на получение сжатого газа при политропном процессе сжатия:



Определим температуру в конце сжатия:



Изменение внутренней энергии:



Изменение энтропии:



Определим массу сжимаемого воздуха за 1секунду:



Теоретическая мощность привода компрессора при политропном сжатии:



Количество отводимого тепла в процессе сжатия:



Расход охлаждающей воды:



Удельная работа, затрачиваемая на получение сжатого газа при изотермическом процессе сжатия:



Следовательно, при переходе от изотермического сжатия к политропному мощность двигателя и расход охлаждающей воды увеличатся в 216,6/167,5=1,29 раза.

Трехступенчатый компрессор.

Определим степень увеличения давления воздуха в каждой ступени:



Удельная работа, затрачиваемая на получение сжатого воздуха в первой ступени:



Затраченная работа всех ступеней одинакова, поэтому общая работа на привод компрессора:



При переходе от одноступенчатого на трехступенчатое сжатие затраты работы уменьшаться на:

Теоретическая мощность двигателя для привода трехступенчатого компрессора:


  1. Термогазодинамические процессы в соплах

Исходные данные:

Воздух вытекает из резервуара через сопло в атмосферу:

D=20мм– диаметр горловины сопла;

Т=300К – температура воздуха в резервуаре;

Рм =2,4МПа– избыточное давление;

Рб = 0,1 МПа – атмосферное давление.
Определить:

- скорость истечения;

- массовый расход;

- параметры воздуха на срезе сопла.
РЕШЕНИЕ:


Определим критический параметр:

Площадь истечения воздуха:

Критическая скорость:

Определяем плотность среды:





Тогда массовый расход:
Список использованной литературы:

1. В.В. Нащекин. Техническая термодинамика и теплопередача.

2. Методическое пособие и задания для студентов специальностей 1-43 01 05 «Промышленная теплоэнергетика», Минск 2010.





Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации