Главная » Своими руками » Расчет инжектора воздух газ

Расчет инжектора воздух газ


Методика расчёта газовой горелки

Особенности расчёта газовых горелок

Точный расчёт газовых горелок представляет собой задачу неоправданной сложности, поэтому практикой разработаны различные методы приближённого расчёта, которые дают вполне приемлемые результаты.

Рис. 1. Схемы подачи газа в поперечный поток воздух

а) по центру, б) с периферии

Большое распространение в энергетических установках получили газовые горелки, в которых воздушный поток поперечно пересекается мелкими струями газа, при этом газ может подаваться по центральной трубе (горелка типа “труба в тубе”) (рис. 1а) или с периферии (рис. 1б).

Струи газа по мере проникновения в поток воздуха будут сноситься этим потоком. При достижении определённого расстояния от стенки газового коллектора hосевая линия струи газа будет совпадать направлением сносящего потока воздуха. Это расстояние называетсяглубиной проникновения струив сносящий поток и зависит от диаметра соплаdc вытекающей струи и отношения скоростей (Wг, Wв) и плотностей (ρг, ρв) газа и воздуха. Для более равномерного распределения газовых струй по сечению горелки и для лучшего смешения газа с воздухом газовые сопла выполняютсяв два ряда, причём первый (по ходу воздуха) ряд сопел имеетбóльший диаметр, чем второй.

Базовой формулой при расчёте таких горелок является полученная на основании многочисленных экспериментов Ю.В.Ивановым зависимость для определения относительной глубины проникновения газовых струйв поперечный поток воздуха:

, (1)

где Кs– эмпирический коэффициент, зависящий от относительного шага между соплами, расположенными в одном ряду.

На рис.2 представлен примерный характер геометрии струй газа, истекающих в поперечный поток воздуха.

Под действием воздушного потока траектория струи искривляется и сама струя становится шире за счёт диффузионного размытия. В том сечении, где ось струи газа принимает направление потока воздуха, её условный диаметр согласно опытным данным составляет:

dстр=0,75h .(2)

Рис. 2. Схема распространения струй газа

в поперечном потоке воздуха

Отверстия (сопла) для выхода газа должны быть расположены таким образом, чтобы струи в том сечении, где они принимают направление потока, перекрывали всё сечение.

При расчёте газовых горелок для определения глубины проникновения струи по формуле (1) приходится предварительно задаваться значениями скоростей газа и воздуха, а также исходить из полученных опытным путём рекомендаций.

Методика расчёта газовой горелки

Принципиальная схема горелки типа “труба в трубе” представлена на рис.3.

Рис. 3. Коаксиальная горелка типа “труба в трубе”

1- огневой насадок с пережимом, 2 - лопатки, 3 - воздушная камера, 4 – газовый коллектор

Исходные данные для расчета

Коэффициент избытка воздуха α

Скорость воздуха Wв , м/с

Скорость газа на выходе из сопел Wг , м/с

Температура горячего воздуха tв , ºC

Температура газа tг , ºC

Объемный расход газа на горелку (при н.у.) Gог , м3/ч

Скорость газа в трубе (в газовом коллекторе) Wг.тр. , м/с

Состав газа по объему, % : Ch5 , C2H6 , C3H8 , C4h20 , N2 , CO2

Плотность газа (при 0 оС)ρог , кг/м3

Теплота сгорания газа Qid, МДж/м3

Порядок расчёта

1. Согласно материальному балансу процесса горения газа (см. Конспект лекций) определяются:

1.1. Объём воздуха, теоретически необходимый для сжигания газа Vo, м3/м3

1.2. Теоретический объём продуктов сгорания:

1.2.1. Объём трёхатомных газов , м3/ м3

1.2.2. Объём азота , м3/м3

1.2.3. Объём водяных паров , м3/ м3

1.2.4. Суммарный теоретический объём продуктов сгорания Voг , м3/ м3

1.3. Действительный объём воздуха V , м3/м3

1.4. Действительный объём продуктов сгорания:

1.4.1. Объём трёхатомных газов: , м3/м3

1.4.2. Объём двухатомных газов: , м3/м3

1.4.3. Объём водяных паров

, м3/ м3

1.4.4. Суммарный действительный объём продуктов сгорания Vг , м3/ м3

2. Действительный объёмный расход воздуха (при заданной температуре воздуха) Gв, м3/с

3. Действительный объёмный расход газа (при заданной температуре газа)

Gг, м3/с

, м3/с

4. Из уравнения расхода газа определяется внутренний диаметр газоподводящей трубы (газового коллектора) (рис.2) dвн:

,

где Wг.тр– скорость газа в коллекторе.

5. Наружный диаметр газового коллектора

dн =dвн +2δст,

где толщина стенки газового коллектора δст= 4 мм.

6. Из уравнения расхода воздуха

определяется внутренний диаметр наружной воздухоподводящей трубы Dвн.

9. Определение глубины проникновениябольшихималых струй газав воздушный поток.

При расчёте глубины проникновения струй газа, истекающих из больших и малых сопел, исходят из предположения, что в том сечении, где большие и малые струи принимают направление потока воздуха, они соприкасаются друг с другом, а внешняя граница больших струй достигает внешней границы кольцевого канала. При этом диаметры струй согласно формуле (2):

Dстр = 0,75Hиdстр = 0,75h .

Из схемы распространения струй в кольцевом канале (рис.2) следует, что глубина проникновения больших струй

→→,

а малых

→→.

10. По формуле (1) определяются диаметры больших dбималых сопелdм (при этом принимаетсяКs=1,6)

11. Принимая, что, согласно рекомендациям, при центральной подаче газа 80 % его объёма подаётся через большие сопла, а 20 % – через малые, определяются геометрические характеристики горелки:

суммарная площадь больших и малых сопел

,,

количество больших и малых сопел

,,

шаг установки больших и малых сопел

,.

Количество больших и малых сопел принимается кратным 4.

www.StudFiles.ru

1.3 Расчет газового эжектора

Сопла и диффузор эжектора ничем не отличаются от обычных сопел и диффузоров. При определении параметров эжектора существенны лишь коэффициенты сохранения полного давления газа в этих устройствах, позволяющие по начальным давлениям смешивающихся газов найти полные давления на срезе сопел ии по пол­ному давлению смеси - полное давление на выходе из диффузора . Эти коэффициенты выбираются по экспериментальным данным в зависимости от формы сопел и диффузора и величины скорости потока.

Основная задача и основные трудности при расчете эжектора заключаются в определении параметров смеси газов на выходе из смесительной камеры по параметрам газов до смешения. Замечательным является тот факт, что для определения параметров потока на выходе из камеры рассмотрение самого процесса смешения не обязательно. Нет необходимости также предварительно вычислять потери, возникающие в процессе смешения, и анализировать механизм процесса передачи энергии.

Течение газа в любом участке смесительной камеры описывается тремя уравнениями сохранения: энергии, массы и количества движения. Если поток газа в выходном сечении камеры считать одномерным, т. е. полагать процесс выравнивания пара­метров смеси по сечению полностью закончившимся, то указанных трех уравнений достаточно для определения трех параметров потока в выходном сечении по заданным начальным пара­метрам газов на входе в камеру. Три параметра, как известно, полностью характеризуют состояние потока газа и позволяют найти любые другие его параметры. В частности, если это требуется, по величине полного давления смеси

можно определить потери в процессе смешения потоков. Таким образом, при составлении основных уравнений мы не вводим никаких условий о необратимости процессов, однако после решения уравненийприходим к результату, который свидетельствует о том, что в рассматриваемом процессе есть потери полного давления, т. е. рост энтропии. Аналогичное положение возникало при решении задачи о параметрах газа за скачком уплотнения, которые, кстати сказать, определялись по начальным параметрам потока теми же тремя уравнениями.

Такой подход к решению задачи приводит к правильному конечному результату независимо от того, какие процессы происходят между рассматриваемыми начальным и конечным сечениями камеры, насколько интенсивно идет процесс смешения, возникают ли скачки уплотнения, имеется ли отрыв потока, вихри, встречные токи и т. д. Принятое допущение об одномерности потока в конечном сечении является весьма существенным, так как очевидно, что никаких сведений о характере поля скоростей в конце смешения такой расчет дать не может; они должны быть заданы дополнительно, если .

Запишем основные уравнения, связывающие параметры по­тока во входном и выходном сечениях цилиндрической смеси­тельной камеры. Параметры эжектирующего газа во входном сечении будем отмечать индексом 1, параметры эжектируемого газа - индексом 2, параметры смеси в выходном сечении - индексом 3. Будем считать заданными все параметры потоков во входном сечении камеры и построим решение таким образом, чтобы из уравнений сохранения массы, энергии и импульса по­тока определить температуру торможения, приведенную скорость и полное давление смеси газов в выходном сечении камеры.

Закон сохранения массы записываем в виде:

, (6)

где - коэффициент эжекции.

На основании закона сохранения энергии имеем:

,

где Q - общее количество тепла, подводимое за 1с к газу в смесительной камере путем теплопередачи через стенки камеры или выделяющееся вследствие химических реакций в потоке. Переходя к параметрам торможения, получаем:

, (7)

т.е. суммарное теплосодержание смеси, отвечающее состоянию полного торможения, отличается от суммы полных теплосодержаний газов перед смешением лишь на величину тепла, подведенного в процессе смешения. Если пренебречь различием в теплоемкостях смешивающихся газов и смеси, то, разделив обе части уравнения (7) на подставив в него соотношение (6), получим:

.

Введем обозначения

.

Тогда из последнего уравнения получаем

, (8)

где - отношение подведенного секундного количества теплак теплосодержанию секундного расхода эжектирующего газа.

Если при смешении газов не происходит горения или какой-либо иной реакции, сопровождающейся выделением или поглощением тепла, а теплопередачей через стенки смесительной камеры пре­небречь, то величина относительного теплоподвода . Прирасчете обычных эжекторов принимаем получаем:

. (9)

Уравнения (8) или (9) позволяют по заданным величинам непосредственноопределить первый искомый параметр смеси газов - температуру торможения (или критическую скорость звука) в выходном сечении смесительной камеры.

Составим уравнение количества движения. Внешние силы, действующие на боковую поверхность потока со стороны стенок цилиндрической камеры смешения, не дают составляющих, параллельных оси камеры (если не учитывать трения о стенки камеры). Поэтому изменение секундного количества движения потоков в цилиндрической камере смешения равно разности силдавления в граничных сечениях камеры. В общем случае, когда во входном сечении камеры статические давления эжектирующего и эжектируемого газов различны (но постоянны по сечению каждого потока), уравнение количества движения записывается в виде

или

(10)

Преобразуем это уравнение при помощи газодинамических функций. Заменим в (10) выражения импульсов:

.

Пренебрегая пока различием в величинах для газови смеси, из (10) получим:

. (11)

Это уравнение имеет такой же вид, как уравнение (1), записан­ное без учета сжимаемости газа и изменения давления в потоке,причем величина

играет ту же роль, что и величина скорости в уравнении (1).Так как величина уже определена, то решение уравнения(11) по существу не отличается от решения уравнения (1).

Разделим обе части уравнения (11) на :

.

Заменяя в этом уравнении отношения расходов и критических скоростей введенными выше безразмерными величинами

,

а, также используя уравнения (6) и (8), получим окончательно

. (12)

Это уравнение называют основным уравнением эжекции. По начальным параметрам газов и коэффициенту эжекции из негоможно определить газодинамическую функцию и приведенную скорость смеси .

Для нахождения полного давления смеси воспользуемсяуравнением (6).

Заменив в (6) величины расхода газа G3 и G1 при помощи соотношения , получим:

.

Здесь предполагается, что величина коэффициента m в , зависящая от k и R, одинакова для обоих газов и смеси. Заменим в этом уравнении отношение температур согласно (8) и учтем, что при цилиндрической камере смешения. Тогда получаем окончательно

. (13)

Так как известно из уравнения(12),то, определив из таблиц значение функции, по уравнению (13) можно найтиполное давление газа на выходе из камеры смешения .

В уравнениях (8), (12) и (13), помимо параметров эжектирующего и эжектируемого газов перед смешением, фигурирует безразмерная величина n - коэффициент эжекции. Эта величина может быть выражена через параметры потоков во входном сечении камеры и не является, таким образом, независимой.Подставляя в выражение для коэффициента эжекции величины расходов смешивающихся газов, записанные при помощи соотношения , получаем:

или

(14)

Соотношение (14) связывает коэффициент эжекции n с геомет­рическим параметром эжектора и параметрами газов на входе в камеру. Полученные уравнения (8),(12)и (13) вместе с соотношением (14) достаточны для определения состояния потока в выходном сечении по заданным начальным параметрам пото­ков и коэффициенту эжекции (или геометрическому пара­метру ).

Рассмотрим теперь некоторые возможные уточнения изложенного метода расчета эжектора.

а) Учет сил трения о стенки камеры. Напомним, что в этом простейшем расчете цилиндрической смесительной камеры учи­тываются лишь основные потери, свойственные процессу смеше­ния - потери на удар при обмене количеством движения между частицами, движущимися с разной скоростью, а также потери в скачках уплотнения, если они имеют место. В ряде задач, однако, существенную роль играют потери на трение о стенки камеры. Чтобы учесть влияние трения, необходимо изменить вид уравнения импульсов (10).

Действительно, при наличии трения количество движения потока в смесительной камере изменяется не только под дей­ствием сил давления в граничных сечениях камеры, но и

под действием суммарной силы трения Ртр о стенки смесительной камеры:

.

После несложных преобразований представим эту формулу в виде:

.

Прибавляя в (10) силу трения Ркр к действующим на поток силам давления, после преобразований получаем следующее основное уравнение для расчета эжектора с учетом трения:

. (15)

Здесь величина называется приведенной длиной смесительной камеры. Коэффициент трения, выбираетсяв зависимости от числа Рейнольдса и числа М потока. При расчете звуковых эжекторов обычно хорошеесоответствие с экспериментальными данными получается при .Что касается остальных уравнений, использованных в рас­чете смесительной камеры, то при наличии трения вид их не изменяется - равенство суммарного расхода и полной энергии газов во входном и выходном сечениях камеры сохраняется не­зависимо от величины силы трения.

Опре­делив величину приведенной скорости смеси при отсутствии тре­ния по формуле (12) (назовем ее ), находим изменение этойвеличины, связанное с трением, по формуле (17)^

.

Отсюда с помощью графика функции полу­чаем - приведенную скорость смеси на выходе из камеры с приведенной длиной . Далее по формуле (13) находим пол­ное давление смеси с учетом трения.

б) Расчет камеры при смешении разнородных газов. При выводе уравнений для расчета камеры смешения было принято, что для обоих смешивающихся газов и для смеси значения удельных теплоемкостей и газовых постоянных R одинаковы; отсюда следовало и равенство показателей адиабатыk. Это уп­рощает вид уравнений и их решение без заметной погрешности в результатах численных расчетов. Если в эжекторе смеши­ваются газы с существенно различными значениями физических констант, то можно провести расчет с учетом этого различия. Для этого по заданным значениям , R и k для смешиваю­щихся газов и коэффициенту эжекцииnнеобходимо вычислитьзначения этих величин для смеси в выходном сечении камеры. Обозначив

Получаем

Далее, из исходных уравнений сохранения массы, энергии и ко­личества движения надо вывести уравнения, подобные (8), (12), (13) и (14), не пренебрегая разницей в , R и k и не сокращая численных коэффициентов, зависящих отk. Значения газодина­мических функций также надо определять из таблиц, вы­численных для соответствующих значений k. Следует обратить внимание на то, что при таком расчете различие связанных между собой физических констант следует учитывать везде, так как иначе вместо уменьшения можно получить значительное уве­личение погрешности по сравнению с приведенными выше рас­четными формулами (8) - (14). Это объясняется тем, что влия­ние , R и k на конечные результаты меньше, чем на некоторые промежуточные расчетные величины.

Путем несложных преобразований можно привести уравненияэнергии, количества движения и расхода для общего случаясмешения различных газов к виду

(16)

(17)

(18)

определяются для газов и смеси по известным значениям показателя адиабаты. Вместо соотношения (14) получим:

(19)

Расчет по формулам (16) - (19) дает возможность определить влияние величин k и смешивающихся газов на параметры смеси в выходном сечении цилиндрической камеры.

в) Расчет камеры смешения переменной площади. В отличие от течения в цилиндрической камере при смешении в камере переменного сечения на поток действует дополнительная сила - осевая составляющая силы реакции стенок. Это существенно усложняет расчет, так как сила реакции, входящая в уравнениеколичества движения:

не может быть просто выражена через параметры газов в начальном и конечном сечениях камеры. В общем случае для определенияэтой силы необходимо знать закон изменения статического давления по длине смесительной камеры, что требуетспециального рассмотрения протекания процесса смешения. Только в некоторых частных случаях здесь возможно достаточно простое решение.

Так, камера смешения может быть спроектирована таким образом, что статическое давление в ней сохраняется постоянным (изобарический процесс смешения). Осевая составляющая всех сил давления, действующих на газовый поток между входным и выходным сечениями такой камеры, равна нулю. По­этому количество движения потока в камере, если не учитыватьдействия силы трения, остается неизменным. Уравнение количества движения

в этом случае приводится к виду

Это уравнение используется в расчете вместо уравнения (12). Полное давление смеси газов , может быть найдено из усло­вия изобаричности процесса

Из уравнения неразрывности (6) для легко по­лучить выражение, аналогичное формуле (13):

Отсюда определяется величина площади выходного сечения камеры, обеспечивающая равенство статического давления потока на входе и выходе.

Подобным же образом можно рассчитать камеру смешения в случае, когда статическое давление эжектирующего потока на входе в камеру не равно давлению эжектируемого газа. Полагая, что давление на стенки постоянно по длине камеры, получим:

или после преобразований

В других случаях расчет камеры переменного сечения может быть проведен приближенно, если принять упро­щающие предположения о законе изменения давления в камере. Так, иногда полагают, что давление изменяется по линейному закону в зависимости от площади сечения камеры, так что сред­няя величина давления равна полусумме значений р2 и р3 в на­чальном и конечном сечениях.В этом случае сила реакции стенок равна

Расчеты и эксперименты показывают, что при смешении потоков в сужающейся камере (частным случаем которой является изобарическая камера) полное давление смеси

может быть более высоким, чем на выходе из цилиндрической камеры при тех же начальных параметрах газов.

Основной причиной несколько большей эффективности сужающихся камер при дозвуковых скоростях является уменьше­ние разности скоростей потоков и снижение ударных потерь при смешении, так как процесс смешения происходит в ускоряю­щемся потоке. При этом, однако, следует учитывать, что увели­чение выходной скоростиw3может привести к возрастанию по­терь в диффузоре.

При сверхзвуковой скорости потока сужение камеры смешения приводит к уменьшению скорости течения и к снижению по­терь полного давления в прямом скачке, если он возникает вблизи выходного сечения камеры, или в системе скач­ков, переводящих поток в дозвуковой. В результате как при дозвуковых, так и при сверхзвуковых скоростях отмечается воз­растание полного давления смеси, в ряде случаев составляющее до 15 - 20%. В связи с этим эжекторы с камерой смешения переменной площади, чаще всего с конической сужающейся ка­мерой, находят применение в технике.

Рассмотрим теперь основные особенности расчета диффузора эжекторного устройства. Температура торможения потока при течении в диффузоре не изменяется, поэтому и . Вследствие возникающих в диффузоре потерь полное давление в выходном сечении диффузора меньше, чем вовходном сечении:

(20)

где - коэффициент сохранения полного давления.

Коэффициент зависит от конфигурации диффузора и при­веденной скорости потока на входе в него .

Следует иметь в виду, что при работе диффузора в эжекторе со сравнительно короткой камерой смешения поле скоростей на входе в диффузор обладает заметной неравномерностью, и это несколько снижает величину коэффициента полного давления посравнению с данными, полученными в условиях равномерного поля скоростей.

Для определения приведенной скорости на выходе из диффузора воспользуемся уравнением неразрывности потока в диффузоре

Учитывая условие и соотношение (20), приводим это уравнение к виду

(21)

где - геометрическая степень расширения диффузора. При помощи таблиц газодинамических функций по значению находими значения функций и , а затем оп­ределяем все параметры потока в выходном сечении диффузора

Часто бывает заданным статическое давление на выходе из диффузора p4 (например, при выходе газа из эжектора с дозвуко­вой скоростью в атмосферу или в резервуар с постоянным дав­лением). В этом случае удобно выразить расход газа в выходномсечении диффузора через статическое давление p4 и газодина­мическую функцию . При этом вместо уравнения неразрывности (21) получим:

(22)

Пользуясь таблицами газодинамических функций, по значению можно найти и и, далее, полное давлениев выходном сечении

(23)

В зависимости от заданных величин и условий работы эжектораприведенными соотношениями пользуются различным образом. Если поток на выходе из смесительной камеры дозвуковой и параметры егоиопределены, а также известен коэффициент, то из соотношения (20) определяем, из соотношения (23) и , а из уравнения неразрывности (21) или (22) - необходимую степень расширения диффузора f, обеспечивающую при заданных начальных параметрах газа торможение потока до заданного статического давления . Если сделать диффузор с другой степенью расширения, то при заданномдавлении на выходе изменятся параметры и в выходном сечении смесительной камеры и соответственно на входе в нее, т. е. эжектор будет работать на другом режиме.

Если скорость потока на выходе из смесительной камеры больше скорости звука,то при заданном статическомдавлении определяем из соотношения (22) величины и , из соотношения (23) - величину , а из (20) - величинукоэффициента сохранения полного давления . Физически это означает следующее. При сверхзвуковой скорости потока на выходе из смесительной камеры эжектор может работать на данном режиме при любой степени расширения диффузораf. Соответственно изменению степени расширения диффузора изменяется скорость потока в выходном сечении и перемещается скачок (или система скачков) уплотнения, возникающий в диффузоре из-за перерасширения потока. Скачки уплотнения перестраиваются таким образом, что суммарное изменение давления на участке перерасширения, в скачках и при торможении дозвукового потока после скачка обеспечивает получение в выходном сечении статического давления ; при этом суммарные потери полного давления оцениваются величиной коэффициента , найденной, как указывалось, из соотношений (22), (23) и (20). Если давление достаточно низко, то поток на выходе из диффузора, представляющего в этом случае расширяющуюся часть сопла Лаваля, может быть сверхзвуковым.

Таким образом, если считать известными полные давления, температуры торможения и коэффициенты скорости газовых потоков во входном сечении цилиндрической камеры смешения, а также соотношение расходов или площадей , то, пользуясь уравнениями, выведенными в этом параграфе, можно определить конечные параметры смеси газов на выходе из эжектора. Рассмотрим, какими условиями связаны между собой величины, которые должны быть заданы для расчета. Температуры торможения эжектирующего и эжектируемого газов обычно известны; полные давления известны или легко определяются по параметрам газов перед соплами эжектора и коэффициентам сохранения полного давления в соплах. Что касается величинприведенной скорости газов и , то они до расчета камеры смешения и диффузора, вообще говоря, неизвестны и могут быть различными на различных режимах работы одного и того же эжектора. Поэтому в большинстве случаев для расчета эжектора приходится задаваться рядом значений и и находить зависимость конечных параметров эжектора и его размеров от скоростей газов во входном сечении камеры. По этой зависимости и выбирают оптимальный режим или режим, соответствующий условиям данной конкретной задачи. Такими условиями могут быть, например, получение данного статического давления смеси на выходе, получение заданного коэффициента эжекции при наивысшем полном давлении смеси или минимальном диаметре камеры смешения, получение максимальной реактивной тяги и т. п. Так, на рис. 11 приведена полученная таким способом сетка кривых для заданного отношения полных давлений газов .

Из графика видно, что полное давление смеси газов увеличивается с уменьшением коэффициента эжекции n - при этом увеличивается энергия эжектирующего, газа, приходящаяся на единицу расхода эжектируемого газа. Кроме того, при данномзначении n полное давление возрастает с увеличением начальной скорости эжектируемого газа, что объясняется согласно (2)уменьшением потерь при смешении потоков.

Следует иметь в виду, что при различных значениях для получения данного коэффициента эжекции необходимо выби­рать согласно формуле (14) различные величины геометриче­ского параметра . Поэтому точки кривыхn=constна рис. 11 соответствуют различным эжекторам: чем больше , тем меньше относительная площадь камеры смешения (большевеличина ).

Выбирая значения приведенной скорости и . Для расчета эжектора, необходимо учитывать, что эти величины не являются независимыми. На любом режиме работы эжектора призаданных полных давлениях газов величины и связаны дополнительными условиями, ограничивающими область возможных скоростей потоков. Эти условия различны в зависимости от того, являются потоки дозвуковыми или сверхзвуковыми.

Если оба потока во входном сечении камеры смешения дозвуковые, т.е. и , то можно считать, что статическое давление постоянно по всей площади входного сечения камеры. Это условие связывает между собой значения и так как при имеем:

(24)

Таким образом, при дозвуковой скорости потоков произвольно можно задать приведенную скорость только одного из них, скорость другого при этом определяется отношением полных давлений газов.

Рис. 11. Зависимость степени повышения полного давления в эжекторе от при­веденной скорости эжектируемого газа на входе в камеру смешения; , ,, ab - линия предельных значе­ний .

Для каждого значения можно выбрать такое зна­чение коэффициента скорости , при котором, как следует из уравнения (24),

Это значение ограничивает область докритического истечения эжектирующего газа из сопла: при всех больших значениях истечение газа будет происходить под сверхкритическим перепадом давлений . Если в сопле эжектирующего газа отно­шение давлений превышает критическое значение, то скорость истечения газа из сужающегося сопла достигает скорости звука ,и струя покидает сопло со статическим давлением, более высоким, чем давление окружающего сопло потока эжектируемого газа. При этом равенство давлений ии выте­кающее из него соотношение (24) между возможными значе­ниями и не соблюдаются. То же будет и в случае приме­нения в эжекторе сопла Лаваля с неполным расширением; при этом с некоторого значения По на срезе установится постоянная скорость , не зависящая от статического давления в эжектируемом потоке. При постоянном значении (нерасширяющееся сопло) илиприведенная скорость эжектируемого газаможет иметь различные значения. Однако,произвольно выбирая значение для подстановки в расчетные уравнения, нельзя заранее быть уверенным, что такой режим работы эжектора реально осуществим. Имеется предельное зна­чение , ограничивающее область возможных режимов; реальны лишь режимы, соответствующие .

www.StudFiles.ru

Методика расчёта бензинового инжекторного двигателя

Сохрани ссылку на реферат в одной из сетей:

Министерство Образования и науки Украины

ЛНУ имени Т. Шевченко

Реферат

Тема: Методика расчёта бензинового инжекторного двигателя

Выполнил:

Проверил:

Луганск 2010

содержание

Введение

1. Тепловой расчёт бензинового двигателя

    1. Топливо

    2. Параметры рабочего тела

    3. Параметры окружающей среды и остаточные газы

    4. Процесс впуска

    5. Процесс сжатия

    6. Процесс сгорания

    7. Процессы расширения и выпуска

    8. Индикаторные параметры рабочего цикла

    9. Эффективные показатели двигателя

    10. Основные параметры цилиндра и двигателя

    11. Посторенние индикаторной диаграммы

2. Тепловой баланс двигателя

3. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

Введение

Современные наземные виды транспорта обязаны своим развитием главным образом применению в качестве силовых установок поршневых двигателей внутреннего сгорания. Именно поршневые ДВС до настоящего времени являются основным видом силовых установок, преимущественно используемых на автомобилях, тракторах, сельскохозяйственных, дорожно-транспортных и строительных машинах.

Являясь достаточно сложным агрегатом, любой двигатель должен вбирать в себя многие достижения постоянно развивающихся различных направлений и отраслей науки: химии и физики, гидравлики и аэродинамики, теплотехники и электроники, металлургии и сопротивления материалов, математики и вычислительной техники и т. д. и т. п.

Выполнение сегодняшних задач и движение к прогрессу требует от специалистов, связанных с производством и эксплуатацией автомобильных двигателей, глубоких знаний теории, конструкции и расчета двигателей внутреннего сгорания.

Прогресс в автомобильной промышленности, дальнейшее увеличение грузооборота автомобильного транспорта предусматривает не только количественный рост автопарка, но и значительное улучшение использования имеющихся автомобилей, повышение, культуры эксплуатации, увеличение межремонтных сроков службы.

Тепловой расчет позволяет с достаточной степенью точности аналитическим путем определить основные параметры вновь проектируемого двигателя, а также проверить степень совершенства действительного цикла реально работающего двигателя.

В данном учебном пособии основное внимание уделено расчету вновь проектируемого двигателя. В связи с этим приводятся основные положения, необходимые для выбора исходных параметров, которые используются при выполнении как теплового, так и последующих расчетов двигателя.

При расчете двигателя обычно задаются величиной номинальной мощности или определяют ее с помощью тяговых расчетов. Номинальной мощностью (Nе) называют эффективную мощность, гарантируемую заводом-изготовителем для определенных условий работы. В автомобильных и тракторных двигателях номинальная мощность равна максимальной мощности при нормальной частоте вращения коленчатого вала. Выбор или задание номинальной мощности определяется прежде всего назначением двигателя (для легкового или грузового автомобилей, трактора); его типом (бензиновый - карбюраторный или двигатель с впрыском топлива, газовый, дизель); условиями эксплуатации и т.д. Мощность современных автомобильных и тракторных двигателей колеблется в очень широких пределах – 15 – 500 кВт.

Другим важнейшим показателем двигателя является частота вращения коленчатого вала, характеризующая тип двигателя и его динамические качества. На протяжении длительного времени существовала тенденция повышения частоты вращения коленчатого вала. Результатом этого являлось снижение основных размеров двигателя, его массы и габаритов. Однако с увеличением частоты вращения возрастают инерционные силы, ухудшается наполнение цилиндров, возрастает токсичность продуктов сгорания, повышается износ деталей и узлов двигателя, снижается его срок службы. В связи с этим в 60- 80-х годах частота вращения коленчатого вала двигателей практически стабилизировалась, а для отдельных типов автомобильных двигателей даже снижалась. Однако применение бензиновых двигателей с впрыском топлива во впускную систему и непосредственно в цилиндр позволило значительно увеличивать частоту вращения коленчатого вала при снижении токсичности отработавших газов.

1.Тепловой расчет бензинового двигателя

Исходные данные

Тип двигателя

Бензиновый инжектор

Тактность

4-х

Количество цилиндров

4

Расположение цилиндров

Рядный

Частота вращения КВ, (n,мин-1)

5800

Эффективная мощность, (Ne, КВт)

84

Степень сжатия, (ε)

11,3

Коэффициент избытка воздуха, (α)

1

В соответствии с ГОСТ Р 51105-97 /2/. для рассчитываемого двигателя принимаем бензиновое топливо марки Премиум – 95.

1.1 Топливо

Средний элементарный состав бензинового топлива:

Углерод: C=0,855; Водород: h3=0,145; Кислород: O2=0.

Низшая теплота сгорания бензина:

1.2 Параметры рабочего тела

Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1кг топлива.

кмоль воздуха/кг топлива

где 0,208 – объемное содержание кислорода в 1кмоль воздуха.

кг воздуха/кг топлива

где 0,23 – массовое содержание кислорода в 1кг воздуха.

Коэффициент избытка воздуха.

Принимаем: .

Количество горючей смеси:

кмоль гор. смеси/кг топлива

где mТ = 115 кг/моль – молекулярная масса паров бензина.

При неполном сгорании топлива продукты сгорания представляют собой смесь углекислого газа СО, водяного пара НО, кислорода О и азота N.

Количество отдельных компонентов продуктов неполного сгорания топлива:

Углекислого газа:

кмоль СО2/кг топлива

Водяного пара:

кмоль Н2О/кг топлива

Кислорода:

кмоль О2/кг топлива

Азота:

кмоль N2/кг топлива

Общее количество продуктов неполного сгорания топлива:

кмоль сгорания/кг топлива

1.3 Параметры окружающей среды и остаточные газы

Атмосферные условия

МПа и К.

Степень сжатия 11,3

Температура и давление остаточных газов.

К

МПа

1.4 Процесс впуска

Температура подогрева свежего заряда.

Рассчитываемый двигатель не имеет специального устройства для подогрева свежего заряда. Однако естественный подогрев заряда в бензиновом двигателе может достигать . Принимаем:

Потери давления на впуске

,

Примем

.

Давление в конце впуска составляет:

Коэффициент остаточных газов характеризует качество очистки цилиндра от продуктов сгорания и определяется по формуле:

Температура заряда в конце пуска определяется:

Коэффициент наполнения

Параметры

Значения

Pr, МПа

0,12

P0, МПа

0,1

Тr, K

1040

T0, K

293

ηv

0,79699

ε

11,3

∆T, K

7

γ

Pa, МПа

0,085

Ta, К

329,27

1.5 Процесс сжатия

Для расчетов параметров в конце сжатия примем показатель политропы равный

.

Давление в конце сжатия:

Температура в конце сжатия:

Определим среднюю теплоемкость в конце сжатия

а) свежей смеси (воздуха)

,

где

б) остаточных газов определяем по рекомендации методического пособия.

в) рабочей смеси:

Параметры

Значения

Tc, K

788,24

Pc, МПа

2,299

Коэффициент молекулярного изменения горючей и рабочей смеси.

Определим теплоту сгорания рабочей смеси

Определим мольную теплоемкость продуктов сгорания

Температура в конце видимого процесса сгорания:

примем , получим

Отсюда имеем

Отсюда

Максимальное давление сгорания теоретическое:

Максимальное давление сгорания теоретическое:

Определим степень повышения давления

Параметры

Значения

μ

1,024

μ0

1,0524

(mcv’), кДж/кг

21,96

(mcv’’), кДж/кг

24,24

ξ

0,91

Tz, K

2978

Pz, МПа

8,89

λ

3,867

1.7 Процессы расширения и выпуска

Для определения параметров процесса расширения примем показатель политропы расширения

Определим давление :

Определим температуру:

Проверка ранее принятой температуры остаточных газов:

Погрешность составляет:

Таблица 5

Параметры

Значения

Pb

0,4

Tb

1510,3

1.8 Индикаторные параметры рабочего цикла

Рабочий цикл двигателя внутреннего сгорания характеризуется индикаторными показателями:

Среднее индикаторное давление теоретическое:

Среднее индикаторное давление действительное:

Примем , получим

Определим индикаторный КПД:

Где плотность воздуха на впуске двигателя.

Удельный расход топлива

Таблица 6

Параметры

Значения

Pi’, МПа

1,16

Pi, МПа

1,14

ηi

0,4

gi, г/кВт*ч

204,87

φ

0,98

1.9 Эффективные показатели двигателя

Эффективное давление определяется:

,

Где - среднее давление механических потерь. Для инжекторного двигателя составляет .

Механический КПД:

Эффективный КПД двигателя:

Определим эффективный удельный расход топлива:

Таблица 7

Параметры

Значения

∆P, МПа

0,12

Pe, МПа

1,02

ηм

0,89

ηe

0,356

ge, г/кВт*ч

230,2

1.10 Основные параметры цилиндра и двигателя

Литраж двигателя:

Литраж одного цилиндра:

Примем соотношение хода поршня к диаметру и определим диаметр цилиндра.

Округлим до 85мм.

Определим ход поршня.

Определим основные параметры двигателя для полученных значений S и D.

Литраж двигателя:

Номинальная эффективная мощность

Номинальный крутящий момент

Таблица 8

Параметры

Значения

D, мм

85

S,мм

77

Vл, л

1,7

Ne,кВт

86

Me, Н·м

141,6

Gт, кг/ч

19,8

1.11 Посторенние индикаторной диаграммы

Индикаторная диаграмма ДВС строится с использованием данных теплового расчета, в выбранных масштабах. . В начале построения на оси абсцисс откладываем отрезок AB, соответствующий рабочему объему цилиндра, а по величине равный ходу поршня в масштабе MS.

Масштабы диаграммы: масштаб хода поршня МS=0,5мм в мм и масштаб давления МР=0,04 МПа в мм.

Величины в приведенном масштабе, соответствующему рабочему объему цилиндра и объему камеры сгорания.

Максимальная высота диаграммы (точка Z)

Заключение

В данном курсовом проекте представлен расчет ,бензинового ижекторного двигателя. В ходе расчетов был определен рабочий объем двигателя, который составляет 1,447л. Диаметр цилиндра составляет 80мм а ход поршня 72 мм. Двигатель по расчетам получился мощностью 73 кВт при 6200 мин-1 и крутящем моменте в 112,44 Н·м Двигатель обладает хорошей топливной экономичностью - расход топлива 16,8 кг топлива в час при 6200 об/мин.. Двигатель с такими показателями можно использовать на легковых автомобилях среднего класса.

Библиографический список

  1. Богатырев А.В. Автомобили/А.В. Богатырев.- М.: Колос,2001.-496 с.

  2. Колчин А.И. Расчёт автомобильных и тракторных двигателей: учебное пособие для вузов/А.И.Колчин. – М.: Высшая школа, 2002.- 496с.

  3. Методические указания: "Программа, методические указания, задания на контрольные работы и курсовой проект для студентов специальности 190601 " Автомобили и автомобильное и автомобильное хозяйство", Сыктывкар 2007г.

works.doklad.ru

Вся правда о том, как работает инжекторный двигатель (система впрыска топлива)

С целью сокращения вредных выбросов и повышения экономичности двигателей автомобильная топливная система в последние годы серьезно изменилась. Например, в США от карбюраторов отказались ещё в 1990 году. Системы впрыска топлива появились ещё в середине ХХ века, а на серийных автомобилях европейских производителей их начали применять примерно с 1980-х.

На сегодняшний день все новые автомобили оснащаются именно инжекторными двигателями. В этой познавательной статье мы рассмотрим принцип работы инжектора и его устройство. Вы сможете узнать, как топливо попадает в цилиндр двигателя. Устройство двигателя с системой впрыска – очень актуальная тема для современного автолюбителя, поэтому устраивайтесь поудобнее и начинаем!

Карбюратор «сдаёт позиции»

После появления двигателя внутреннего сгорания карбюратор использовался для подачи топлива в двигатель. В такой технике как бензопилы и газонокосилки это устройство применяется до сих пор. Но в процессе эволюции автомобиля карбюратору становилось всё сложнее и сложнее удовлетворять многим требованиям к эксплуатации.

Например, для того чтобы соответствовать ужесточающимся экологическим нормам были введены каталитические нейтрализаторы (катализаторы). Катализатор эффективен лишь в случае тщательного контроля топливно-воздушной смеси. Кислородные датчики (как их проверяют мы уже писали — http://avtopub.com/proverka-kislorodnogo-datchika-lyambda-zonda-svoimi-silami/) отвечают за контроль количества кислорода в выхлопных газах. Эта информация используется и электронным блоком управления двигателем (ЭБУ) для регулировки пропорции воздух/топливо в режиме реального времени.

В итоге получается замкнутая система управления, которую невозможно было реализовать с использованием карбюраторов. В течение короткого периода времени выпускались карбюраторы с электронным управлением, но они были ещё более сложными, чем чисто механические устройства.

Сначала карбюраторы были заменены системой впрыска топлива в корпусе дроссельной заслонки (также известна как одноточечная система впрыска или система центрального впрыска топлива). В них форсунки были расположены в корпусе дроссельной заслонки. Это было простое решение для замены карбюратора, поэтому автопроизводителям не пришлось вносить изменения в конструкцию двигателей.

Со временем, в процессе появления новых двигателей, система центрального впрыска топлива была заменена многоточечной системой впрыска топлива (также известна как система последовательного впрыска). В этих системах используется отдельная топливная форсунка для каждого цилиндра. Как правило, они расположены так, чтобы распылять топливо прямо на впускной клапан. Эти системы обеспечивают более точное дозирование топлива и быструю реакцию. Пришло время подробнее изучить принцип работы инжектора.

Когда вы давите на газ

Педаль газа в вашем автомобиле подключена к дроссельной заслонке. Речь идет о клапане, который регулирует количество воздуха, поступающего в двигатель. Так что педаль газа на самом деле является педалью воздуха.

Когда вы нажимаете на педаль газа, дроссельная заслонка открывается больше, в результате чего двигатель получает больше воздуха. Блок управления двигателем (ЭБУ, компьютер, управляющий всеми электронными компонентами двигателя) «замечает» открытую дроссельную заслонку и увеличивает подачу топлива для приготовления оптимальной топливно-воздушной смеси. Очень важно, чтобы подача топлива увеличивалась сразу после открытия дроссельной заслонки. В противном случае, некоторая часть воздуха окажется в цилиндрах без достаточного количества топлива.

Датчики контролируют содержание кислорода в выхлопных газах, а также количество воздуха, поступающего в двигатель. ЭБУ использует эти данные для максимально точного выбора соотношения воздуха и топлива. Как работает инжектор на современных автомобилях?

Форсунка

Топливная форсунка (инжектор) – это клапан с электронным управлением. Подачу топлива к этому клапану обеспечивает топливный насос. Форсунка может открываться/закрываться много раз в секунду.

Когда форсунка находится под напряжением, электромагнит перемещает поршень, открывающий клапан, в результате чего происходит впрыск топлива под давлением через крошечное сопло. Насадка предназначена для распыления топлива. Появляется мелкий туман, который легко сгорает.

Количество топлива, которое подается в двигатель, зависит от того, сколько времени форсунка остается в открытом положении. Данный показатель называют длительностью или шириной импульса, он управляется ЭБУ.

Форсунки установлены во впускном коллекторе таким образом, чтобы распылять топливо прямо на впускные клапана. Трубка, которая поставляет топливо к каждой из форсунок под определенным давлением, называется топливной рампой.

Для того чтобы определить оптимальное количество топлива, блок управления двигателя получает сигналы от множества датчиков. Рассмотрим самые важные из них.

Устройство инжекторного двигателя – основные датчики

Для выбора оптимального количества топлива в различных условиях эксплуатации ЭБУ двигателя следит за показаниями различных датчиков. Вот лишь несколько основных:

Существует два основных типа управления многоточечными системами впрыска: топливные форсунки могут открываться одновременно или каждая из них может открываться только перед открытием впускного клапана соответствующего цилиндра (это называется последовательный многоточечный впрыск топлива).

Преимущество последовательного впрыска топлива заключается в том, что система может реагировать на любые действия водителя быстрее, поскольку с момента выполнения действия она ждет лишь очередного открытия впускного клапана. Системе не нужно ждать полного вращения двигателя. Разобраться в работе инжектора мы смогли, но кто всем этим «руководит»?

Управление работой двигателя

Алгоритмы, управляющие двигателем, являются довольно сложными. Существует множество требований, которым силовой агрегат должен удовлетворять. Например, это касается показателя вредных выбросов или требований топливной экономичности.

Блок управления двигателем использует формулу и множество таблиц соответствия для установки длительности импульса в определенных условиях эксплуатации. Формула представляет собой сочетание многих факторов, умноженных друг на друга. Мы рассмотрим упрощенную формулу определения длительности импульса топливной форсунки. В этом примере наша формула будет состоять лишь из трех показателей, в то время как в реальности обычно учитывается свыше сотни параметров.

Длительность импульса = (Длительность базового импульса) x (Фактор A) x (Фактор B)

Для расчета длительности импульса электронный блок сначала выполняет поиск длительности базового импульса в соответствующей справочной таблице. Базовая длительность импульса – это функция от частоты вращения двигателя (RPM) и нагрузки (она вычисляется из абсолютного давления в коллекторе). Например, частота вращения двигателя 2000 оборотов в минуту, а показатель нагрузки равен 4. В таблице необходимо найти число в месте пересечения показателей 2000 и 4. Получается 8 миллисекунд.

Частота вращения двигателя

Нагрузка
1 2 3 4 5
1,000 1 2 3 4 5
2,000 2 4 6 8 10
3,000 3 6 9 12 15
4,000 4 8 12 16 20

В следующих примерах А и В представляют собой параметры, которые блок управления получает от датчиков. Допустим, что А – это температура охлаждающей жидкости, а B – уровень содержания кислорода. Если температура охлаждающей жидкости равна 100, а уровень кислорода – 3, справочные таблицы свидетельствуют о том, что фактор А = 0,8, а фактор B = 1,0.

A Фактор A B Фактор B
0 1.2 0 1.0
25 1.1 1 1.0
50 1.0 2 1.0
75 0.9 3 1.0
100 0.8 4 0.75

Таким образом, поскольку нам известно, что длительность базового импульса – это функция от нагрузки и частоты вращения двигателя, а длительность импульса = (длительность базового импульса) x (фактор A) x (фактор B), общая длительность импульса в нашем примере равна:

8 х 0,8 х 1,0 = 6,4 мс

На этом примере видно, как система управления выполняет настройку. Так как параметр В отображает содержание кислорода в выхлопных газах, согласно данным с таблицы, можно сделать вывод, что выхлопные газы содержат слишком много кислорода, в результате чего ЭБУ сокращает подачу топлива.

Реальные системы управления учитывают свыше 100 параметров, для каждого из которых составлена собственная таблица соответствия. Некоторые параметры даже корректируются с течением времени с целью компенсации изменений производительности компонентов, к примеру, каталитического нейтрализатора (о проверке катализатора читайте по ссылке). И в зависимости от количества оборотов двигателя, блок управления может выполнять эти расчеты более 100 раз в секунду.

Если наша статья о том, как работает инжектор, и какие существуют системы впрыска топлива, вам понравилась, поделитесь ссылкой с друзьями в социальных сетях, используя соответствующие кнопочки ниже. Спасибо за внимание, оставайтесь с нами!

avtopub.com

Смотрите также