Определение работы, скорости и расхода газа в процессе истечения

Содержание

ИСТЕЧЕНИЕ ГАЗОВ И ПАРОВ ………………………………………2 стр.

Лекция №1. Уравнение первого закона термодинамики

для газового потока и понятие об энтальпии газа... ……………………………2 стр.

Лекция №2. Лекция №3. Определение работы, скорости и расхода газа в процессе истечения ………………………………………………………………….. 6 стр.

Лекция №4. Критическая скорость, критическое давление, максимальный

расход …………………………………………………………………………………11 стр.

Лекция №5. Определение критической скорости, критического давления, максимального расхода водяного пара……………………………………………15 стр.

Лекция №6. Истечение пара или газа через комбинированное сопло

(сопло Лаваля)..........................................................................................................20 стр.

Лекция №7. Дросселирование паров и газов……………………………………23 стр.

  Циклы тепловых установок ……………………………….26 стр.

Лекция №8. Компрессоры. Общие положения. Объёмный компрессор……..26 стр.

Лекция №9. Многоступенчатый поршневой компрессор………………………..33 стр.

Лекция №10. Поршневые двигатели внутреннего сгорания Идеальный термодинамический цикл двигателя внутреннего  сгорания (ДВС) с подводом теплоты по изохоре (v = const). (Поршневой карбюраторный двигатель)…………………………………. 38 стр.

Лекция №11. Цикл с подводом теплоты в процессе с постоянным давлением

 (р = const). (Дизельный двигатель)………………………………………………….41 стр.

Лекция №12. Цикл с подводом теплоты в процессе при постоянном объёме

 (v = const) и постоянном давлением (р = const).

(Цикл со смешанным подводом теплоты)………………………………… 43 стр.

Лекция №13. Газотурбинные установки……………………………………………46 стр.

Лекция №14. ЦИКЛЫ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК. Схема и принцип работы паротурбинных установок………………………………………………….................49 стр.

Лекция №15. Лекция №16. ЦИКЛЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК. Циклы паровых компрессорных холодильных установок………………………………… …….53 стр.

Вопросы к экзамену ……………………………………………………………………60 стр.

ИСТЕЧЕНИЕ ГАЗОВ И ПАРОВ

Лекция №1.

[1] и [2]

1. Уравнение первого закона термодинамики для газового потока и понятие об энтальпии газа. Основные уравнения первого закона термодинамики (2.3) и (2.4) были выведены для процессов, в которых работа расширения газа затрачивалась на преодоление внешних сил и была равна их работе. Изменение кинетической энергии газа при расширении не учитывалось ввиду его незначительности. Такое расширение происходит, например, в поршневых двигателях внутреннего сгорания. В турбинах, реактивных двигателях и других установках, в которых газ перемещается с большой скоростью, пренебрегать изменением кинетической энергии движущихся масс газа нельзя, так как оно является основным слагаемым в энергетическом балансе рабочего тела, и поэтому уравнения первого закона термодинамики (2.3) и (2.4) в этом случае принимают иной вид. Предположим, что по каналу переменного сечения под действием давления движется поток газа (рис. 2.2). При этом будем считать, что:

 

1) движение газа по каналу установившееся и неразрывное. Это означает, что расход массы газа М в единицу времени будет постоянным для любого сечения канала и для любого момента времени:

М = Sw / v = S ₁ w₁/ v ₁ = S₂w₂/ v ₂ =... const,  (кг / сек)

где S, S ₁, S₂,..., S_n — площади отдельных поперечных сечений канала;       w, w ₁, w ₂, …, w_n —скорости газа в рассматриваемых поперечных сечениях; v, v ₁, v ₂,..., v _n – соответствующие удельные объемы газа;

2) скорости по сечению, перпендикулярному оси канала, постоянны. Это допущение равносильно тому, что в каждом сечении берется средняя по расходу скорость;

3) трением частичек газа одна о другую и о стенки канала пренебрегаем;

4) поток газа при своем перемещении технической работы не совершает;

5) изменение параметров от сечения I к сечению II мало по сравнению с абсолютными их значениями.

Очевидно, что количество подводимой теплоты q к 1 кг газа на участке между двумя произвольно выбранными сечениями I—I и II—II будет расходоваться на изменение внутренней энергии U, на совершение газом работы (называемой здесь работой проталкивания) против внешних сил А ' и на приращение кинетической энергии газа ()/2 = А ₀, т. е.

 

q = U + A ' + ( )/2 = U + A ' - А ₀,              (2.6)   [3]

 

(А ₀ = – pdv — в обратимом процессе располагаемая работа (А ₀  может быть получена лишь при понижении давления в потоке (dp ))

а в дифференциальной форме

dq = dU + dA ' + 1/2 dw ².                                   (2.6') [4]

Уравнения (2.6) [3] и [4]  (2.6') являются математическим выражением первого закона термодинамики для газового потока.

Для определения работы проталкивания рассмотрим газ, находящийся между сечениями I—I и II—II. На выделенный объем газа действуют массы газов, находящихся слева и справа от сечений I и II. Воздействие этих масс заменяем соответствующими силами, приложенными в указанных сечениях. В сечении I— I будет действовать сила p ₁ S ₁, а работа, совершаемая в единицу времени этой силой, составит p ₁ S ₁ l ₁. Поскольку работа производится внешними по отношению к выделенному объему газа силами, то, согласно принятым обозначениям, ее нужно считать отрицательной. В свою очередь выделенный объем газа сам совершит положительную работу по проталкиванию лежащих впереди слоев в сечении II— II, равную p ₂ S ₂ l ₂. Тогда, принимая во внимание знаки работ, работу проталкивания при перемещении 1 кг газа можно определить по уравнению А ' = p ₂ S ₂ l ₂ – p ₁ S ₁ l ₁, где l ₂ и l ₁  — пути, пройденные сечениями II и I в 1 с; S ₂ l ₂ и S ₁ l ₁ — секундные объемы 1 кг газа v ₂ и v ₁. (S ₂ l ₂ = v ₂)

Тогда

A ' = p ₂ v ₂ – p ₁ v ₁ (A ' — работа проталкивания) (2.7) [5]

или

A ' = R (T ₂ – T ₁).                                                          (2.7') [5 ^¢ ]

Из уравнений (2.7) [5 ] и (2.7') [5 ^¢ ] следует, что работа проталкивания 1 кг газа представляет собой функцию только состояния газа, так как она нe зависит от направления процесса и зависит лишь от начального и  конечного состояний газа.

Подставляя выражение для А ' из уравнения (2.7) [5] в уравнение (2.6) [3], получим

или

q = (U ₂ + p ₂ v ₂) – (U ₁ + p ₁ v ₁) + ()/2          (2.8) [6]

Выражение U + pv, входящее в это уравнение, является параметром состояния газа, поскольку U и pv для каждого состояния газа имеют вполне определенные значения. Сумму U + pv называют энтальпией газа и обозначают буквой i. Энтальпия i, так же как и U измеряется в Дж/кг. Тогда, уравнение [6] (2.8) примет вид:

q = i ₂ – i ₁ + ( )/2 = i ₂ – i ₁ + А ₀  (А ₀ – располагаемая работа) (2.8') [6']

а в дифференциальной форме

dq = di + wdw.                                          (2.9) [7]

Уравнения (2.8) [6] и (2.9) [7]

 наряду с уравнениями (2.6) [3] и (2.6') [4] также являются аналитическими выражениями первого закона термодинамики в применении к газовому потоку и показывают, что теплота, сообщаемая движущемуся газу, расходуется на увеличение его энтальпии и внешней кинетической энергии.

В общем случае поток газа при своем перемещении может совершать и другие виды работ (например, вращать колесо турбины), которые называются техническими и обозначаются А _техн.

Техническая работа может не только отбираться от потока, но и подводиться к потоку (например, поток может нагнетаться центробежным вентилятором). Составной частью работы потока является также работа по преодолению сил трения на стенках канала А_тр. С учетом этого уравнение [7] (2.9) примет вид:

 [8]

По своему существу уравнения (2.4) [2] и (2.10) [8] идентичны — они выражают первый закон термодинамики. Приравнивая правые части этих уравнений, получим

[9]

Таким образом, за счет работы расширения газа, движущегося в потоке pdv, осуществляются работы, расходуемые на проталкивание потока d (pv), изменение кинетической энергии потока wdw, техническая работа dA _техн и работа по преодолению сил трения dA _тр.

Если поток газа не совершает технической работы (dA _техн = 0), то

wdw = – vdp — dA _тр.

Для течения потока газа без трения wdw = — vdp это важное соотношение используется при рассмотрении процессов истечения газа (см. §8.1).

 

Следует отметить, что введение понятия «энтальпия газа» в значительной мере упрощает расчеты многих термодинамических процессов, вид и структуру некоторых формул и позволяет использовать графический метод исследования процессов, что исключительно широко применяется, особенно при расчете процессов изменения состояния водяного пара. Как параметр состояния газа энтальпия является функцией любых независимых переменных (р, v, Т), определяющих его состояние, т. е.:

 

Лекция №2. Лекция №3.

Лекция №4.

Лекция №5.

Лекция №6.

Истечение пара или газа

Лекция №7

Циклы тепловых установок

 

Лекция №8

Компрессоры

Общие положения

Сжатый газ, чаще всего воздух, получаемый с помощью компрессоров, широко применяется в различных отраслях народного хозяйства, например в металлургической промышленности (доменные печи),. В нефтяной промышленности (нефтеперегонные заводы), в газотурбинных установках и реактивных двигателях. Сжатый воздух используют также в различных пневматических инструментах, в поршневых двигателях внутреннего сгорания для распыления топлива, запуска, продувки и т. д. В промышленности строительных материалов сжатый воздух используют в эжекторных установках для перекачки горячих газов, для распыления мазута в форсунках, устанавливаемых на обжиговых и других печах.

Компрессоры низкого давления (до 0,11 МПа), называемые вентиляторами, широко применяют для перемещения и подачи воздуха в калориферы сушильных установок, воздухоподогреватели, топки, а также для преодоления сопротивления движению газов, чтобы обеспечить тягодутьевой режим в различных установках. По принципу устройства и работы компрессоры делятся на две группы — объемные и лопаточные. Объемные компрессоры подразделяются на поршневые и ротационные, а лопаточные—на центробежные и осевые (или аксиальные). Несмотря на конструктивные различия компрессоров указанных типов, термодинамические принципы их работы аналогичны.

 

Объемный компрессор

Объемный компрессор — это компрессор статического сжатия, которое происходите в нем вследствие уменьшения объема, где заключен газ. На рис. 9.1, а показана принципиальная схема одноступенчатого поршневого компрессора. Коленчатый вал компрессора приводится во вращение от электродвигателя или от поршневого двигателя внутреннего сгорания. При движении поршня от ВМТ к НМТ в цилиндр с охлаждаемой рубашкой через автоматически открывающийся клапан А из окружающей среды всасывается газ. Нагнетательный клапан В закрыт под действием давления газов в резервуаре, которое больше атмосферного. При обратном движении поршня от НМТ к ВМТ газ начинает сжиматься, давление его увеличивается, и всасывающий клапан закрывается. Процесс сжатия продолжается до тех пор, пока давление в цилиндре не станет равным (практически несколько больше) давлению в резервуаре. Тогда клапан В открывается, и начинается процесс нагнетания сжатого газа в резервуар до тех пор, пока поршень не придет в ВМТ.

Рассмотрим рабочий процесс в pv -координатах для идеального одноступенчатого компрессора (идеального в том смысле, что в нем не учитываются потери на трение, а утечки газа и объем вредного пространства* принимаются равными нулю, т. е. на рис. 9.1, б положение ВМТ будет совпадать с осью ординат). Обозначим: V _h — рабочий (полезный) объем цилиндра; p ₁ — давление окружающей среды; р ₂ — давление газа в резервуаре. Процессы: D — 1 — всасывание; 1—2 – сжатие; 2— С — нагнетание.

С началом нового хода поршня снова открывается всасывающий клапан, давление в цилиндре падает от р ₂ до р ₁ теоретически мгновенно, т. е. по вертикали С— D, и рабочий процесс повторяется, завершаясь. таким образом, за два последовательных хода поршня. Следовательно, компрессор представляет собой двухтактную машину. Площадь теоретической индикаторной диаграммы** D —1—2—С, которая графически изображает круговой процесс, измеряет работу, расходуемую за один оборот его вала.

* Объемом вредного пространства (V ₀) называется объем между крышкой цилиндра и днищем поршня при положении его в ВМТ.

** Диаграмма называется индикаторной, так как она записывается специальным прибором — индикатором, присоединенным к цилиндру компрессора.

Нужно иметь в виду условность названия кругового процесса (цикла) компрессора, так как всасывание и нагнетание не являются термодинамическими процессами, поскольку они происходят при переменном количестве газа. В этом состоит отличие индикаторной диаграммы от pv -диаграммы, которая строится для постоянного количества рабочего тела. В индикаторной диаграмме D —1—2—С сжатие газа 1—2 — термодинамический процесс, ибо в нем участвует постоянное количество газа. Очевидно, что при одном и том же конечном давлении р ₂, конечный объем v ₂ будет различен в зависимости от характера кривой процесса сжатия 1—2, а значит, будет различна и работа, затрачиваемая на привод компрессора.

Как следует из рис. 9.1, б, наиболее выгодным процессом сжатия по затрате работ извне для привода компрессора является изотермический процесс 1—2'. В этом случае соблюдаются также идеальные условия для сохранения качества смазочных масел (вязкость, температура вспышки и др.). Однако изотермическое сжатие газа в компрессоре практически неосуществимо, и кривая сжатия обычно располагается между изотермой и адиабатой и может быть принята за политропу с показателем n = 1,2—1,25. Чем интенсивнее будет охлаждение газа при сжатии (чаще всего водой, проходящей через рубашку компрессора), тем больше будет политропа сжатия 1—2 отклоняться от адиабаты 1 — 2" в сторону изотермы 1—2'. С уменьшением теплообмена показатель п увеличивается. Очевидно также, что с увеличением n

при одном и том же отношении p ₂/ p ₁ конечная температура сжатого газа Т ₂ будет возрастать по закону

Например, при p ₁ =  0,1 МПа, t ₁ = 16 °С и конечной температуре t ₂ = 160 °С при адиабатном сжатии давление воздуха можно увеличить в 4 раза, а при политропном (n = 1,2) — в 10 раз. Зависимость конечной температуры сжатия Т ₂ , от характера процесса сжатия наглядно иллюстрируется Ts-диаграммой для одноступенчатого компрессора на рис. 9.1, в. Из диаграммы следует, что самым невыгодным процессом сжатия с точки зрения высоких значений Т ₂, является адиабатный процесс 1—2". Абсолютное значение работы, затрачиваемой на сжатие 1 кг газа в одноступенчатом идеальном компрессоре (А ₀), графически изображается площадью D —1—2—С (см. рис. 9.1, б) и может быть подсчитано так:

А ₀= пл. 1—2— E — F + пл. 2—Е —О —С — пл. D —1 — F —0,

или

А ₀ = А _сж + А _нагн — А _всас =  + p ₂ v ₂— p ₁ v ₁,.

По смыслу работы A ₀, A _сж, A _нагн являются отрицательными, а работа процесса всасывания A _всас — положительной, так как на ее совершение энергия не затрачивается (трение отсутствует), и сопротивление воздуха, находящегося справа под поршнем при ходе всасывания, не учитывается, ибо не принимается также во внимание положительная работа этого воздуха при сжатии и нагнетании.

В зависимости от характера процесса сжатия в соответствии с формулами (3.8), (3.15), (3.22) имеет значения:

для изотермического процесса

Чтобы не иметь дело с отрицательными величинами при подсчете работы сжатия, их умножают на —1. Это дает

Тогда теоретическая работа компрессора А₀, затрачиваемая на сжатие 1 кг газа, при изотермическом процессе сжатия выразится равенством

Из сравнения с равенством (3.22) следует, что теоретическая работа (при политропном сжатии), затрачиваемая на сжатие 1 кг газа, в n раз больше работы сжатия в политропном процессе (при 1 < n  < k). ( n больше или равно k )

Для адиабатного процесса сжатия будем иметь аналогичную формулу для теоретической работы компрессора на сжатие 1 кг газа:

 

 

Наличие вредного пространства вводит в диаграмму добавочный процесс С — D — процесс расширения сжатого газа, заполняющего в конце нагнетания объем вредного пространства V ₀ (рис. 9.2). Всасывание газа в компрессор начинается в точке D, когда давление сжатого газа, заполнившего объем вредного пространства, уменьшится при расширении до давления окружающей среды р ₁. В действительности процесс всасывания будет происходить при давлении ниже р ₁ на величину D р _вс, обусловленную разрежением в цилиндре из-за насосного действия хода поршня. При нагнетании давление газа увеличивается на D р _вс, за счет гидравлических сопротивлений нагнетательного клапана и трубопроводов. На рис. 9.2 заштрихованные площадки отражают разницу между действительной индикаторной диаграммой и теоретической.

Из этого же рисунка видно, что наличие вредного пространства уменьшает количество газа, засасываемого в цилиндры компрессора, и, следовательно, уменьшает его производительность. Отношение объема, соответствующего процессу всасывания, V _вс к рабочему объему цилиндра V_h называется объемным КПД компрессора h_об. Очевидно, что для идеального компрессора объемный КПД равен 100%, так как V _BC = V _h. Поскольку объемный КПД не учитывает температурных изменений газа в процессе всасывания (нагрев от стенок) и утечек через неплотности, то для характеристики действительной производительности компрессора пользуются коэффициентом подачи или наполнения h _v равным отношению действительного засасываемого объема газа к рабочему объему цилиндра.

Значения h _v колеблются в пределах 0,65—0,85, а h_об = 0,75—0,9.

С увеличением давления сжатого газа от р ₂ до , ,  (см. рис. 9.2) производительность компрессора снижается, так как уменьшается объем, соответствующий процессу всасывания ( <  < ,), и в пределе, когда линия сжатия пересечет линию, проходящую через ВМТ (р ₂ = ), всасывание газа в цилиндр компрессора прекращается (точка совпадает с точкой 1). В этом случае считают, что компрессор начинает работать сам на себя (линия сжатия 1 — 2 совпадает с линией расширения С — D, и участок процесса нагнетания 2 — С обращается в точку). Предельное значение отношения p ₂/ p ₁, при котором из-за наличия вредного пространства прекращается всасывание воздуха, определяют из равенства

 

Из таблицы видно, что увеличение объема вредного пространства значительно влияет на работу компрессора. На практике величина а достигает 10%.

При уменьшении производительности компрессора с увеличением давления сжатого воздуха и ухудшении при этом условий смазки из-за повышения температуры Т ₂, одноступенчатый компрессор становится непригодным для получения сжатого газа высокого давления. Обычно одноступенчатые компрессоры применяют для получения сжатого газа давлением не выше 0,8—1 МПа. При необходимости иметь сжатый газ более высокого давления используют многоступенчатые компрессоры.

Лекция №9

2. Многоступенчатый поршневой компрессор. В многоступенчатых компрессорах сжатие газов осуществляется последовательно в нескольких цилиндрах (до семи) с промежуточным охлаждением после каждого цилиндра в специальных холодильниках. При таком принципе работы сжатие газа в каждом цилиндре возможно при допустимом температурном режиме, обеспечивающем благоприятные условия смазки. В промежуточных холодильниках после каждого цилиндра газ охлаждают при постоянном давлении, равном давлению конечного сжатия в соответствующей ступени.

Рассмотрим в качестве примера работу трехступенчатого поршневого компрессора, схема которого приведена на рис. 9.3, а рабочий процесс в pv - и Ts -координатах (для идеального компрессора) — на рис. 9.4.

Газ всасывается в цилиндр низкого давления (процесс D — 1 на рис. 9.4), сжимается по политропе 1 — 2 до давления р ₂ и нагнетается в промежуточный холодильник x ₁ где при постоянном давлении р ₂ охлаждается вследствие отдачи теплоты воде, омывающей змеевик. Из промежуточного холодильника сжатый газ при том же давлении р ₂ всасывается во вторую ступень. Конечный объем всасывания V ₃ < •< V ₂ так как р ₂ = const, а Т ₃ < Т ₂. Во второй ступени газ сжимается по политропе до давления р ₄ (процесс 3 — 4) нагнетается при этом давлении во второй промежуточный холодильник х ₂ и оттуда поступает  в третью ступень, где и сжимается до конечного заданного давления р ₆ (процесс 5 — 6) и нагнетается в резервуар.

Работу многоступенчатого компрессора стремятся организовать так, чтобы обеспечивались:

1) полное охлаждение газа во всех холодильниках, т. е. температуру газа доводят до начальной температуры Т ₁, которую он имел при входе в первую ступень (Т ₁ = Т ₃ = Т ₅);

2) одинаковая конечная температура сжатия газа во всех ступенях, обеспечивающая во всех цилиндрах надежные условия смазки (Т ₂ = Т ₄ = Т ₆);

3) одинаковые показатели политроп сжатия во всех цилиндрах, т. е. n ^I = n ^II = n ^III = п.

При выполнении этих условий перепады давлений (отношение конечного давления к начальному) во всех ступенях будут одинаковы,

т. е. р ₂ / p ₁ = p ₄/ p ₃ = p ₆ / p ₅.

  Из равенства  = const имеем:

                        для I ступени р ₂ / p ₁ =  ;

                        для II ступени p ₄/ p ₃ =  ;

                        для II ступени p ₄/ p ₃ =  .

Правые части указанных равенств одинаковы. Следовательно, должны быть одинаковы и левые части этих равенств, т. е. действительно. р ₂ / p ₁ = p ₄/ p ₃ = p ₆ / p ₅.  Обозначая это отношение буквой z, можно написать  = z ³, а т.к. р ₂ = р ₃ и р ₄ = р ₅, то z ³ = р ₆ / р ₁ = р _нач / р _кон, откуда

Рис. 9.4. Теоретическая индикаторная диаграмма трехступенчатого компрессора
(а) н процесс сжатия в Ts -диаграмме (б)

z =

при числе ступеней компрессора m получим

z =                                       (9.7)

Например, при m = 3, p _нач = 0,1 МПа или р _кон = 12,5 МПа имеем z =  = 5, т. е. р ₂ = 0,5, а р ₄ = 2,5 МПа, или р ₂ = р ₁ z; р ₄ = р ₃ z = р ₂ z = р ₁ z ³

и т. д., т. е. давление сжатого газа по ступеням увеличивается по закону геометрической прогрессии со знаменателем z.

Для нахождения объемов V ₃ и V ₅ определяющих размеры цилиндров отдельных ступеней, рассуждаем так: если точки 1, 3, 5 расположены на одной изотерме, поскольку T ₁ = T ₃ = T ₅, то p _l V _l = р ₃ V ₃ = р₅ V ₅, но тогда:

 

 

 

 

Лекция №10

 

Лекция №11.

 

2. Цикл с подводом теплоты в процессе с постоянным давлением (р = const). (Дизельный двигатель)

       

 

 

И после соответствующих преобразований:

 

 

Лекция №12.

3. Цикл с подводом теплоты в процессе при постоянном объёме

 (v = const) и постоянном давлением (р = const). (Цикл со смешанным подводом теплоты)

Лекция №13.

 

 

Лекция №14.

 

Цикл Ренкина

Лекция №15. Лекция №16.

Категория

(Оценка — 3-4)

1. Определение критической скорости истечения по is -диаграмме.

2. Графики изменения давления, скорости, удельного объёма при истечении через комбинированное сопло.

3. Поршневые двигатели внутреннего сгорания. Достоинства и недостатки.

4. Идеальный термодинамический цикл двигателя внутреннего сгорания (ДВС) с подводом теплоты по изохоре (v = const). (Поршневой карбюраторный двигатель).

5. Идеальный термодинамический цикл двигателя внутреннего сгорания с подводом теплоты в процессе с постоянным давлением (р = const). (Дизельный двигатель).

6. Принципиальная схема простейшей газотурбинной установки.

 7. Идеальный цикл газотурбинной установки со сгоранием топлива при р = const в р v- и Т s- диаграммах.

 8. Принципиальная схема парокомпрессорной холодильной установки.

 9. Принцип работы теплового насоса.

 

 

Категория

(Оценка — 5)

 

1. Уравнение первого закона термодинамики для газового потока и понятие об энтальпии газа.

2. Определение работы, скорости и расхода газа в процессе истечения.

3. Критическая скорость, критическое давление, максимальный расход.

4. Истечение пара или газа через комбинированное сопло (сопло Лаваля)

5. Дросселирование паров и газов.

6. Одноступенчатый объёмный компрессор (поршневой).

Содержание

ИСТЕЧЕНИЕ ГАЗОВ И ПАРОВ ………………………………………2 стр.

Лекция №1. Уравнение первого закона термодинамики

для газового потока и понятие об энтальпии газа... ……………………………2 стр.

Лекция №2. Лекция №3. Определение работы, скорости и расхода газа в процессе истечения ………………………………………………………………….. 6 стр.

Лекция №4. Критическая скорость, критическое давление, максимальный

расход …………………………………………………………………………………11 стр.

Лекция №5. Определение критической скорости, критического давления, максимального расхода водяного пара……………………………………………15 стр.

Лекция №6. Истечение пара или газа через комбинированное сопло

(сопло Лаваля)..........................................................................................................20 стр.

Лекция №7. Дросселирование паров и газов……………………………………23 стр.

  Циклы тепловых установок ……………………………….26 стр.

Лекция №8. Компрессоры. Общие положения. Объёмный компрессор……..26 стр.

Лекция №9. Многоступенчатый поршневой компрессор………………………..33 стр.

Лекция №10. Поршневые двигатели внутреннего сгорания Идеальный термодинамический цикл двигателя внутреннего  сгорания (ДВС) с подводом теплоты по изохоре (v = const). (Поршневой карбюраторный двигатель)…………………………………. 38 стр.

Лекция №11. Цикл с подводом теплоты в процессе с постоянным давлением

 (р = const). (Дизельный двигатель)………………………………………………….41 стр.

Лекция №12. Цикл с подводом теплоты в процессе при постоянном объёме

 (v = const) и постоянном давлением (р = const).

(Цикл со смешанным подводом теплоты)………………………………… 43 стр.

Лекция №13. Газотурбинные установки……………………………………………46 стр.

Лекция №14. ЦИКЛЫ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК. Схема и принцип работы паротурбинных установок………………………………………………….................49 стр.

Лекция №15. Лекция №16. ЦИКЛЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ УСТАНОВОК. Циклы паровых компрессорных холодильных установок………………………………… …….53 стр.

Вопросы к экзамену ……………………………………………………………………60 стр.

ИСТЕЧЕНИЕ ГАЗОВ И ПАРОВ

Лекция №1.

[1] и [2]

1. Уравнение первого закона термодинамики для газового потока и понятие об энтальпии газа. Основные уравнения первого закона термодинамики (2.3) и (2.4) были выведены для процессов, в которых работа расширения газа затрачивалась на преодоление внешних сил и была равна их работе. Изменение кинетической энергии газа при расширении не учитывалось ввиду его незначительности. Такое расширение происходит, например, в поршневых двигателях внутреннего сгорания. В турбинах, реактивных двигателях и других установках, в которых газ перемещается с большой скоростью, пренебрегать изменением кинетической энергии движущихся масс газа нельзя, так как оно является основным слагаемым в энергетическом балансе рабочего тела, и поэтому уравнения первого закона термодинамики (2.3) и (2.4) в этом случае принимают иной вид. Предположим, что по каналу переменного сечения под действием давления движется поток газа (рис. 2.2). При этом будем считать, что:

 

1) движение газа по каналу установившееся и неразрывное. Это означает, что расход массы газа М в единицу времени будет постоянным для любого сечения канала и для любого момента времени:

М = Sw / v = S ₁ w₁/ v ₁ = S₂w₂/ v ₂ =... const,  (кг / сек)

где S, S ₁, S₂,..., S_n — площади отдельных поперечных сечений канала;       w, w ₁, w ₂, …, w_n —скорости газа в рассматриваемых поперечных се