工程热力学-课件-第9章 气体动力循环

柴油机燃烧采用压燃， 柴油机燃烧采用压燃，只有达到一定大的 了产生高温、高压点燃油雾； 了产生高温、高压点燃油雾；
ε 才能在压缩终
ε 也不能过大
ρ
受机器机械强度限制
表示工质在燃烧过程中比容增长程度 程度， 预胀比 表示工质在燃烧过程中比容增长程度，决定于喷 油量。 油量。 机器负荷 喷油量
ρ
ηt , p
第二定律分析法： ●第二定律分析法：
综合热力学第一定律、第二定律作为依据， 综合热力学第一定律、第二定律作为依据，从 能量的数量和质量来分析，以“作功能力损失 能量的数量和质量来分析， 效率” 和 效率”为其指标
●两种方法所揭示的不完善部位及损失的大小不同
两种方法各有侧重， ●两种方法各有侧重，不能偏废
k 1
：
= 317 ×150.4 = 935K
则循环热效率ηtp为：
(T4 T1 ) 835 317 η tp = 1 = 1 = 0.604 k (T3 T2 ) 1.4(1870 935)
例题9.2
一内燃机混合加热理想循环，p1=0.1MPa，t1=90℃， t2=400℃，t3=590℃，t5=300℃（参见图9.4）。试利用定 值比热容计算t4、循环效率。 [解]取定比热容 解 因
第九章 气体动力循环 Gas power cycles
9-1 气体动力循环概述
9.1.1气体动力循环分析方法
一、分析动力循环的目的
经济性， 在热力学基本定律的基础上分析循环能量转化的 经济性，寻求提高 经济性的方向及途径。 经济性的方向及途径。
二、分析动力循环的一般步骤
1）实际循环（复杂不可逆） 抽象、简化 可逆理论循环 实际循环（复杂不可逆） 抽象、
673.15 = 1001.2K 363.15
t4 = 728.2 K
则循环效率ηt为：
cv (T3 T2 ) q2 ηt = 1 = 1 q1 cv (T3 T2 ) + cp (T4 T3 )
0.718 × (1300 907 ) = 1 0.718 × ( 590 400 ) + 1.004 × ( 728.05 590 )
9.1.2气体动力循环经济性分析 气体动力循环经济性分析
空气标准假设(the air-standard hypothesis)
●假定工作流体是一种理想气体； 假定工作流体是一种理想气体； ●假设它具有与空气相同的热力性质； 假设它具有与空气相同的热力性质； ●将排气过程和燃烧过程用向低温热源的放热过程和自高温热源的吸
利用熵分析法对做功能力损失进行评价： AL=T0ΣSgi Sgi为工质流经整个热力循环第i个子系统的熵产。 采用做功能力损失与循环最大做功能力之比ηA 表示损失的大小： ηA=AL/Wmax Wmax =(1-T0/T1)Q1是热源Tl与环境T0间的动力循环能输出 的最大功。 效率ηex综合考虑循环最大做功能力中获得的有效做功能 力的实际情况，从能量的质和量两方面分析气体动力循环的不 可逆损失与评价热力系统热力学完善程度，即： ηex=有效 /提供的 当然，对有效 和提供的 的理解不同，可能会对同一 过程的描述产生差异。
分析可逆循环 影响经济性的主要因素和可能改进途径 指导改善
实际循环
2）分析实际循环与理论循环的偏离程度，找出实际损失的部位、 分析实际循环与理论循环的偏离程度，找出实际损失的部位 失的部位、 大小、原因及改进办法。 大小、原因及改进办法。
三、分析动力循环的方法
第一定律分析法： ●第一定律分析法：
以热一律为基础，以能量的数量为立足点。 以热一律为基础，以能量的数量为立足点。从 能量转换的数量关系来评价循环的经济性， 能量转换的数量关系来评价循环的经济性，以 热效率为其指标
9.3.3混合加热理想循环（dual combustion cycle） 混合加热理想循环
现代高速柴油机并非单纯的按定压加热循环工作，而是按照一 现代高速柴油机并非单纯的按定压加热循环工作， 高速柴油机并非单纯的按定压加热循环工作 种既有定压加热又有定容加热的所谓混合加热循环工作。 既有定压加热又有定容加热的所谓混合加热循环工作。 定压加热又有定容加热的所谓混合加热循环工作
， T5 T3 p1 p4 = p2 p5 = ，代入 T1 T2
T3T1 T4 = T5 T2T5
k 1 k
p4 T4 = T5 ，整理可得： p5
k 1 k
T5 T1
863.15 × 363.15 = 573.15 673.15 × 573.15
1.4 1 1.4
空气为工质） 定量分析 （空气为工质）
q1 = cv (T2′ T2 ) + c p (T3 T2′ )
q2 = cV (T4 T1 )
v3 v1 =ε ， 令 v2 v2
λρ 1 ηt ,c = 1 k 1 (λ 1) + k λ ( ρ 1) ε
1
k
p 2′ =ρ ， =λ p2
p4 2.58 T4 = T1 = 317 = 835K 0.98 p1
按绝热膨胀过程3-4参数间关系，得：
v4 T3 = T4 v3
k 1
= 835 × 7.50.4 = 1870K
t3 =℃ 1597
②循环热效率 按可逆绝热过程1-2参数间关系，得
v1 T2 = T1 v2
各循环放热量的比较 三种理想循环热效率比较 能否得出定容加热循环最好， 能否得出定容加热循环最好，定压加热循环 最差的结论？ 最差的结论？
活塞式内燃机理想循环的比较2
具有相同的最高压力和最高温度时的比较 实际上是热强度和机械强度相同情况下的比较。 实际上是热强度和机械强度相同情况下的比较。
1-2-3-4-1为定容加热理想循环； 为定容加热理想循环； 为定容加热理想循环 1-2‘-3’-3-4-1为混合加热理想循环； 为混合加热理想循环； 为混合加热理想循环 1-2“-3-4-1为定压加热理想循环。 为定压加热理想循环。 为定压加热理想循环 三种循环排出的热量都相同， 三种循环排出的热量都相同， 循环的热效率的比较
二、 活塞式内燃机循环特点
{
开式循环 开式循环 ( open cycle ) 燃烧、传热、排气、膨胀、压缩均为不可逆 燃烧、传热、排气、膨胀、压缩均为不可逆 各环节中工质质量、成分稍有变化 各环节中工质质量、成分稍有变化
8
三、平均有效压力mean effective pressure 平均有效压力
Wnet MEP = Vh
9
四、活塞式内燃机循环（汽油机）的简化 活塞式内燃机循环（汽油机）
实际循环的理想化假设
假设系统中不进行吸气与排气，没有燃烧过程， ●假设系统中不进行吸气与排气，没有燃烧过程，而用工质定容加热 和定容放热过程来代替燃烧及排气过程； 和定容放热过程来代替燃烧及排气过程；
● 假设气体膨胀、压缩没摩擦； 假设气体膨胀、压缩没摩擦；
9–2 活塞式内燃机实际循环的简化
一、活塞式内燃机(internal combustion engine)简介
燃 料
{
煤气机 ( gas engine ) 柴油机 ( diesel engine )
汽油机 ( gasoline engine )
点火 方式 冲程 数
{ {
点燃式 ( spark ignition engine ) 压燃式 compression ignition engine 二冲程 ( two-stroke ) 四冲程 ( four-stroke )
不能任意提高
ε值
汽油机： 汽油机：6~9 柴油机： 柴油机：16~22
9.3.2定压加热理想循环
理想化： ●理想化： 工质为空气 1-2 定熵压缩 3-4 定熵膨胀 2-3 定压吸热 4-1 定容放热
定量分析， ●定量分析，求热效率
q1 = c p (T3 T2 )
q2 = cv (T4 T1 )
假设与外界没热交换； ● 假设与外界没热交换；
实际循环的理Leabharlann 化理想化实际工作循环图
定容加热循环图
9–3 活塞式内燃机的理想循环
9.3.1定容加热理想循环（Otto循环） 定容加热理想循环（ 循环） 定容加热理想循环 循环
q1 = cV (T3 T2 )
2 V 4 1
} q = c (T T )
ηt , p
T4 T1 ( 1) cv (T4 T1 ) 1 q2 T1 = 1 = 1 = 1 q1 c p (T3 T2 ) k T ( T3 1) 2 T2
T1 v2 k 1 1 = ( ) = k -1 T2 v1 ε
T3 v3 = = ρ T2 v2
v3 k T4 k =( ) =ρ T1 v2
热过程取代。 热过程取代。
实际气体循环： 实际气体循环：
工质主要是燃气， ●工质主要是燃气，且在不同部位成分不同 燃气与空气的物理性质相似， ●燃气与空气的物理性质相似，理论分析是空气标准假设不会造成 很大的误差 气体动力循环， ●假设仅仅试用于 气体动力循环，分析蒸汽动力循环不可用
考虑了温差传热及摩阻对循环经济性的影响，实际 动力循环做功量和循环加热量之比为其内部热效率ηi表 示为： ηi=ηtηT=ηcηoηtηT ηc=1-T0/T1是以燃气为高温热源、环境为低温热源 时卡诺循环的热效率； ηt是与实际循环相应的内部可逆循环的热效率； ηo=ηt/ηc，称相对热效率，反映该内部可逆理论循 环因与高、低温热源存在温差而造成的损失； ηT称为循环相对内部效率，是循环中实际功量和 理论功量之比，可反映内部摩擦引起的损失。
ηt ,V
q2 = 1 q1
T4 T1( 1) cV (T4 T1) T1 =1 =1 T3 cV (T3 T2 ) T2 ( 1) T2
1-2、3-4 是定熵过程