1 Состояние вопроса исследования и актуальность работы
В настоящее время тепловые двигатели являются одними из основных источников энергии, необходимой для получения как электричества и тепла на ТЭЦ, так и для приведения в движение транспортных средств (поршневые двигатели внутреннего сгорания наземного и водного транспорта, авиационные газотурбинные двигатели). Поршневые двигатели внутреннего сгорания (ДВС) являются самыми распространенными и используемыми в автомобильном наземном транспорте. Однако, как известно, любой тепловой двигатель, в том числе поршневой ДВС, обладает низким коэффициентом полезного действия (КПД). Работа тепловых двигателей основана на фундаментальных законах природы – первом и втором началах термодинамики. Принцип работы любого теплового двигателя имеет циклический характер: сначала к рабочему телу подводится теплота, часть которой преобразуется в полезную механическую работу, оставшаяся часть отдается холодильнику, в роли которого выступает окружающий воздух, после чего к рабочему телу снова подводится теплота и цикл повторяется. При этом теплота, отдаваемая рабочим телом холодильнику (окружающему воздуху), не может быть не то что сведенной к нулю, а даже сниженной на определенное количество единиц для получения более высоких значений КПД. Как известно, термический КПД цикла теплового двигателя можно рассчитать в соответствии со следующей зависимостью [1]:
Для идеального теплового двигателя (без учета потерь на трение, неидеальность процессов сгорания топлива и теплообменника) КПД также может быть выражен через температуры:
где q1, q2 - количество теплоты, подведенной к 1 кг рабочего тела и отведенной от него холодильнику (окружающему воздуху), Дж/кг; T1, T2 - значения абсолютной (термодинамической) температуры нагревателя и окружающего воздуха, K.
В соответствии с формулой (2) можно сделать вывод, что достичь стопроцентного КПД теплового двигателя невозможно, поскольку в этом случае термодинамическая температура холодильника (окружающего воздуха) должна быть равна нулю (T2 = 0), а это как, известно, состояние абсолютного нуля температуры, который недостижимо. Поэтому создание вечного двигателя второго рода (двигателя, который всю подводимую к нему теплоту превращал бы в полезную работу), невозможно, о чем говорит одна из формулировок второго начала термодинамики (постулата Оствальда).
Однако и для обеспечения высоких КПД тепловых двигателей необходимо достижение очень низких значений T2, проще говоря, криогенных значений данной температуры, что тоже невозможно, и это объясняет то явление, что КПД двигателей довольно низкий. Действительно, поршневые ДВС имеют КПД не более 60 %, поэтому около 40 % подводимой к рабочему телу теплоты отдается окружающему воздуху. Данная энергия просто безвозвратно теряется, выбрасывается в атмосферу, нагревая воздух [2, 3].
Поэтому проблема использования теплоты поршневых ДВС, которая теряется с отработавшими газами, не является новой. Проводятся исследования и предлагаются технические решения по данному вопросу, например, применение теплоты отработавших газов в аккумуляторах тепла для облегчения запуска двигателя при низких температурах в зимний период, использование энергии отработавших газов для подогрева систем и агрегатов автомобиля (например, уменьшение времени прогрева двигателя и подогрев трансмиссии), получение электрической энергии с помощью эффекта Зеебека, использование теплоты для отопления салона и т.п. [2-5]. Способы решения данного вопроса предлагаются не только применительно к автомобильному транспорту, но также и к другим его видам, использующим поршневые ДВС [4].
Цель и задачи работы: целью данной работы является повышение доли полезного использования теплоты, полученного при сгорании топлива в двигателе внутреннего сгорания. Задачами исследования являются: исследование состояния вопроса по данному направлению, определение тепловых характеристик рабочих тел, обоснование применяемой конструкции теплообменника.
Научная новизна работы состоит в обосновании возможности использования теплоты отработавших газов для работы климатической установки транспортных и технологических машин.
2 Материалы и методы
В качестве одного из направлений использования тепловой энергии, которая теряется с отработавшими газами, можно рассматривать нагревание данными газами воздуха в климатической установке автомобиля. Как известно, в настоящее время для этого используется тепловая энергия горячей охлаждающей жидкости, поступающей из системы охлаждения двигателя в радиатор отопителя, представляющий собой газо-жидкостный трубчатый теплообменный аппарат рекуперативного принципа действия (аппараты, в которых обменивающиеся теплотой теплоносители протекают одновременно и передача теплоты между ними происходит через разделяющую поверхность (стенку)) [6]. Радиатор отопителя установлен в канале (коробе) подвода наружного воздуха в салон, при этом воздух, нагнетаемый вентилятором, обдувает теплообменные трубы радиатора, в результате чего нагревается теплотой циркулирующей в них охлаждающей жидкости и подается в салон. Предлагается в этот же короб, без изменения его размеров, установить похожий по конструкции теплообменник, но уже газовоздушного типа, который также будет обдуваться воздухом, нагнетаемым вентилятором, в результате чего данный воздух, нагреваясь при обдуве теплообменных труб, также пойдет в салон. При этом горячим теплоносителем, циркулирующим в трубах газовоздушного радиатора отопителя, служат отработавшие газы, поэтому данный теплообменный аппарат включается в конструкцию системы выпуска отработавших газов.
Рассмотрим схему конструкции штатного радиатора отопителя, с помощью которого подаваемый в салон воздух нагревается теплотой охлаждающей жидкости, на примере радиатора, используемого на автомобилях ГАЗ (рис. 1).
Радиатор отопителя представляет собой газожидкостный рекуперативный теплообменный аппарат, состоящий из двух баков 2, в которых укреплены трубные решетки 5. В данных решетках с помощью вальцовки закреплены теплообменные трубы 6, расположенные в 2 ряда по 10 штук. В одном из баков установлены входной 1 и выходной 4 патрубки, а также перегородка 3 для увеличения числа ходов и соответственно скорости движения теплоносителя (охлаждающей жидкости). Охлаждающая жидкость поступает во входной патрубок и благодаря перегородке проходит через нижние теплообменные трубы, после чего разворачивается и идет через верхние трубы, выходя через выходной патрубок. Таким образом, данный теплообменник является двухходовым. Радиатор устанавливается в коробе подачи воздуха, через который проходит воздух, нагнетаемый вентилятором, при этом происходит обдув труб радиатора под прямым углом, как показано на рис. 1. Для интенсификации процесса теплопередачи обычно снаружи трубы оребряются, а внутри них могут быть установлены завихрители потока жидкости (на рис. 1 не показаны). Наружный диаметр труб данного радиатора отопителя равен 10 мм, внутренний диаметр – 8 мм, длина – 210 мм.
1, 4 - входной и выходной патрубок; 2 – баки; 3 – перегородка;
5 – трубные решетки; 6 – теплообменные трубы
Рисунок 1 – Схема газожидкостного радиатора отопителя
Схема конструкции газовоздушного теплообменного аппарата, предлагаемого к установке вместо штатного радиатора отопителя в том же самом коробе подвода воздуха без изменения его размеров, показана на рис. 2.
Данный газовоздушный радиатор также является рекуперативным, и по его трубам проходят отработавшие газы. Его установку предлагается осуществлять в разрыве выпускной трубы после выпускного коллектора. Выпускная труба 1 в местах разрыва имеет расширения, в которых установлены трубные решетки 4 с закрепленными в них вальцовкой теплообменные трубы 5. Как показано на рис. 2 перегородки 2 и 3 позволяют отработавшим газам проходить по трубам в три хода, проходя за один ход две трубы. При этом диаметр и длину труб предлагается взять такими же, как и у труб штатного радиатора, использующего охлаждающую жидкость. Уменьшение количества труб в одном ходу позволяет увеличить расход через одну трубу, а значит и скорость движения, а увеличение числа ходов дает увеличение теплообмена. Это необходимо для обеспечения процесса теплообмена по возможности такой же интенсивности и соответственно эффективности охлаждения воздуха, поскольку теплофизические свойства газов хуже таковых у жидкостей, и без применения методов интенсификации процесса теплообмена пришлось бы увеличивать габаритные размеры газовоздушного радиатора и всей системы отопления в целом, что не предусмотрено. Конструкцию, как и штатный радиатор отопителя, предлагается установить в коробе подачи воздуха, обдув труб которым аналогично осуществляется под прямым углом (см. рис. 2), при этом воздух будет нагреваться теплотой отработавших газов.
1 - выпускная труба; 2, 3 – перегородки; 4 – трубные решетки; 5 – теплообменные трубы
Рисунок 2 – Схема газовоздушного теплообменника для обогрева воздуха
теплотой отработавших газов
Для сравнения эффективности охлаждения при сохранении параметров теплоотдачи от стенки теплообменных труб воздуху (производительности вентилятора отопителя, размеров короба и теплообменных труб, скорости воздуха) проведем теоретический анализ процесса теплоотдачи внутри теплообменной трубы при использовании разных теплоносителей. Здесь имеется в виду горячий теплоноситель, в качестве которого используется в одном случае охлаждающая жидкость (штатный радиатор отопителя, см. рис. 1), в другом – отработавшие газы (теплообменник, который предлагается установить в системе отопления и связать с выпускной системой двигателя, см. рис. 2). Холодным теплоносителем во всех случаях является нагреваемый воздух, поступающий в салон.
Для проведения тепловых расчетов коэффициентов теплоотдачи от горячего теплоносителя (охлаждающей жидкости и отработавших газов) к стенке теплообменника (внутри трубы) зададимся начальной температурой воздуха, поступающего в систему отопления в зимний период, минус 20 °С. После прохождения через радиатор отопителя его конечная температура в каналах системы отопления повышается до 30 °С. Начальную температуру охлаждающей жидкости, поступающей в радиатор отопителя (см. рис. 1), принимаем равной 85 °С, а начальную температуру отработавших газов, проходящих через газовоздушный теплообменник (см. рис. 2) - 900 °С.
Для проведения теоретических расчетов процесса теплообмена внутри цилиндрической трубы необходимо в первую очередь знать все начальные и конечные температуры холодного и горячего теплоносителей. В данном случае неизвестна конечная температура горячего теплоносителя (на выходе из теплообменной трубы, изучение теплообмена в которой представляет интерес в данной работе), которую возможно определить в соответствии с уравнением теплового баланса [7]:
откуда
где Qм1, Qм2, - массовые расходы горячего и холодного теплоносителей, кг/с; с1, с2, - соответственно их удельные теплоемкости, Дж/(кг·K); t1н, t1к, t2н, t2к - соответственно начальные и конечные температуры теплоносителей, °С.
Объемный расход холодного теплоносителя (воздуха) равен производительности вентилятора отопителя (180 м3/ч), объемный расход горячего теплоносителя вычисляется следующим образом:
- для жидкости, охлаждающей ДВС, согласно [8], м3/ч :
, (5)
где n – частота вращения коленчатого вала, об/мин;
- для отработавших газов согласно [8], м3/мин:
, (6)
где V – рабочий объем двигателя, л; n – частота вращения коленчатого вала, об/мин.
В табл. 1 приведены значения массовых и объемных расходов горячих теплоносителей (охлаждающей жидкости и отработавших газов), а также их конечных температур, рассчитанных в соответствии с вышеприведенными зависимостями при различных значениях частоты вращения коленчатого вала двигателя, рабочий объем которого составляет 1,6 л:
Таблица 1 – Значения расходов и конечных температур горячих теплоносителей
|
Частота вращения коленчатого вала, об/мин |
Расход охлаждающей жидкости |
Расход отработавших газов |
Конечная температура, °С |
|||
|
объемный, м3/с |
массовый, кг/с |
объемный, м3/с |
массовый, кг/с |
охлаждающей жидкости |
отработавших газов |
|
|
800 |
0,5·10-4 |
0,05225 |
0,01 |
0,00301 |
71 |
205 |
|
1500 |
0,9375·10-4 |
0,098 |
0,02 |
0,00602 |
77 |
560 |
|
2000 |
1,25·10-4 |
0,13 |
0,026 |
0,007826 |
79 |
645 |
|
2500 |
1,5625·10-4 |
0,163 |
0,033 |
0,009933 |
80 |
700 |
|
3000 |
1,875·10-4 |
0,196 |
0,04 |
0,01204 |
81 |
730 |
Теплообмен в канале между теплоносителем, движущимся в нем, и стенкой (теплоотдача), является непростым процессом. Прямых математических зависимостей для расчета его параметров нет, поэтому используется теория подобия, в основу которой положены безразмерные критерии, входящие в критериальные уравнения, полученные эмпирическим путем. В соответствии с критериальными уравнениями через определяющие критерии подобия находятся определяемые критерии, содержащие величины, которые необходимо определить. В случае теплообмена данной определяемой величиной является коэффициент теплоотдачи. Расчет процесса теплообмена в трубе теплообменного аппарата проводится в соответствии со схемой, приведенной на рис. 3 [7, 9].
Рисунок 3 – Схема методики расчета параметров процесса теплообмена
внутри цилиндрической теплообменной трубы
На рис. 3 представлены обозначения величин: t1, t2, tст - средние температуры горячего, холодного теплоносителя и стенки, °С; r, rст – плотность теплоносителя при средней температуре теплоносителя и стенки, кг/м3; с, сст – удельная теплоемкость теплоносителя при средней температуре теплоносителя и стенки, Дж/(кг·K); m, mст – динамическая вязкость теплоносителя при средней температуре теплоносителя и стенки, Па·с; l, lст – коэффициент теплопроводности теплоносителя при средней температуре теплоносителя и стенки, Вт/(м·K);
u - скорость движения теплоносителя в трубе, м/с; Qv1 - объемный расход теплоносителя в трубе, м3/с; z - число ходов теплообменника; n - количество труб в теплообменнике;
d, l - внутренний диаметр и длина трубы, м; Re – критерий Рейнольдса;
Pr, Prст - критерий Прандтля теплоносителя при средней температуре теплоносителя и стенки; el - коэффициент, зависящий от отношения длины трубы к ее внутреннему диаметру и критерия Рейнольдса (определяется по справочным данным), Nu – критерий Нуссельта (определяемый критерий, безразмерный коэффициент теплоотдачи).
3 Результаты исследований
В табл. 2 и 3 указаны значения теплофизических свойств соответственно охлаждающей жидкости и отработавших газов, определенных при средних температурах [10, 11]. В табл. 4 и 5 отражены результаты расчетов характеристик процесса теплоотдачи от горячего теплоносителя внутренней стенке трубы, в первую очередь критериев подобия, при использовании в качестве данного теплоносителя охлаждающей жидкости и отработавших газов соответственно. Наибольший интерес в данном случае представляет критерий Нуссельта, являющийся определяемым критерием, поскольку в формулу данного критерия входит коэффициент теплоотдачи, характеризующий интенсивность теплообмена теплоносителя со стенкой.
Таблица 2 – Теплофизические свойства охлаждающей жидкости при средних температурах
|
n, об/мин |
Свойства теплоносителя при средней температуре |
Свойства теплоносителя |
||||||||
|
t, °С |
r, кг/м3 |
c, Дж/(кг·K) |
m·103, Па·с |
l, Вт/(м·K) |
tст, °С |
rст, кг/м3 |
cст, Дж/(кг·K) |
mст·103, Па·с |
lст, Вт/(м·K) |
|
|
800 |
77 |
1046,8 |
3478 |
1,131 |
0,3905 |
41 |
1068,4 |
3343,5 |
2,521 |
0,3978 |
|
1500 |
81 |
1044,35 |
3493,5 |
1,0366 |
0,38975 |
43 |
1067,2 |
3350,5 |
2,423 |
0,3974 |
|
2000 |
82 |
1043,7 |
3497 |
1,0172 |
0,3895 |
43,5 |
1066,9 |
3352,25 |
2,3985 |
0,3973 |
|
2500 |
82,5 |
1043,375 |
3498,75 |
1,009 |
0,389375 |
43,75 |
1066,75 |
3353,125 |
2,386 |
0,39725 |
|
3000 |
83 |
1043,05 |
3500,5 |
1,0008 |
0,38925 |
44 |
1066,6 |
3354 |
2,374 |
0,3972 |
Таблица 3 – Теплофизические свойства отработавших газов при средних температурах
|
n, об/мин |
t, °С |
r, кг/м3 |
c, Дж/(кг·K) |
m·106, Па·с |
l, Вт/(м·K) |
Pr |
|
800 |
552,5 |
0,4297 |
1200,225 |
36,4275 |
0,07 |
0,62475 |
|
1500 |
730 |
0,3531 |
1246,5 |
41,51 |
0,085 |
0,607 |
|
2000 |
772,5 |
0,339 |
1257,125 |
42,6575 |
0,089 |
0,60275 |
|
2500 |
800 |
0,33 |
1264 |
43,4 |
0,0915 |
0,6 |
|
3000 |
815 |
0,32565 |
1267,9 |
43,775 |
0,093 |
0,5985 |
Таблица 4 – Значения размеров трубы, скоростей и критериев подобия процесса теплоотдачи для охлаждающей жидкости в зависимости от частоты вращения коленчатого вала
|
n, об/мин |
d, м |
l, м |
u, м/с |
Re |
Pr |
Prст |
el |
Nu |
|
800 |
0,008 |
0,21 |
0,199 |
1473,48 |
10,07 |
21,19 |
|
12,47 |
|
1500 |
0,008 |
0,21 |
0,373 |
3006,3 |
9,29 |
20,5 |
1,1 |
29,95 |
|
2000 |
0,008 |
0,21 |
0,498 |
4087,8 |
9,13 |
20,23 |
1,1 |
37,97 |
|
2500 |
0,008 |
0,21 |
0,622 |
5145,52 |
9,07 |
20,14 |
1,1 |
45,47 |
|
3000 |
0,008 |
0,21 |
0,747 |
6228,28 |
9,0 |
20,05 |
1,1 |
52,78 |
Таблица 5 – Значения размеров трубы, скоростей и критериев подобия процесса
теплоотдачи для отработавших газов в зависимости от частоты вращения коленчатого вала
|
n, об/мин |
d, м |
l, м |
u, м/с |
Re |
Pr |
el |
Nu |
|
800 |
0,008 |
0,21 |
157,27 |
16696,46 |
0,62475 |
1,06 |
43,43 |
|
1500 |
0,008 |
0,21 |
314,54 |
24080,38 |
0,607 |
1,06 |
57,5 |
|
2000 |
0,008 |
0,21 |
518,99 |
37119,81 |
0,60275 |
1,06 |
81,03 |
|
2500 |
0,008 |
0,21 |
629,08 |
43049,94 |
0,6 |
1,06 |
91,05 |
|
3000 |
0,008 |
0,21 |
656,85 |
43977,81 |
0,5985 |
1,06 |
92,52 |
По результатам расчетов были построены графики зависимости критерия Нуссельта от частоты вращения коленчатого вала при использовании в качестве теплоносителя внутри трубы охлаждающей жидкости и отработавших газов (рис. 4).
1 – охлаждающая жидкость; 2 – отработавшие газы
Рисунок 4 – Графики зависимости критерия Нуссельта
от частоты вращения коленчатого вала
4 Обсуждение и заключение
Анализируя график, можно увидеть, что значение критерия Нуссельта с увеличением частоты вращения увеличивается, что объяснимо пропорциональной зависимостью его от критерия Рейнольдса в соответствии с критериальными уравнениями подобия теплового процесса. Поскольку критерий Рейнольдса прямо пропорционален скорости и соответственно расходу теплоносителя, а расход в соответствии с выражениями (5) и (6) пропорционален частоте вращения коленчатого вала, то с увеличением частоты вращения вала критерий Нуссельта растет.
В то же время из графика видно, что значения критерия Нуссельта для случая использования в качестве теплоносителя отработавших газов заметно большие, чем при использовании охлаждающей жидкости, при этом и характер его возрастания с увеличением частоты вращения более выраженный, чем при использовании охлаждающей жидкости. Это объясняется тем, что величины объёмных расходов отработавших газов на несколько порядков выше объёмных расходов охлаждающей жидкости (см. табл. 1), поэтому при использовании теплообменных труб с одинаковыми длинами и диаметрами будут также во много раз выше и скорости отработавших газов по сравнению с охлаждающей жидкостью (см. табл. 4 и 5). При этом степень увеличения чисел Рейнольдса для отработавших газов по сравнению с охлаждающей жидкостью не так сильно выражена, поскольку их плотность сильно ниже, что справедливо фактически для любых газов и жидкостей (см. табл. 2 и 3).
Однако из-за значительных различий в теплофизических свойствах теплоносителей (охлаждающей жидкости и отработавших газов), прежде всего коэффициента теплопроводности, заметное увеличение значений и характера роста критерия Нуссельта (безразмерного коэффициента теплоотдачи) не означает того факта, что коэффициент теплоотдачи при использовании отработавших газов вместо охлаждающей жидкости будет больше. Известно, что коэффициент теплоотдачи и критерий Нуссельта, исходя из определения данного критерия, связаны следующей зависимостью [9]:
где α – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2·K); l – коэффициент теплопроводности, Вт/(м·K);
d – в общем случае определяющий размер, при рассмотрении процесса теплоотдачи внутри трубы это ее внутренний диаметр, м.
Поскольку значение коэффициента теплопроводности отработавших газов в 4…5 раз меньше коэффициента теплопроводности охлаждающей жидкости (см. табл. 2 и 3), то при одном и том же диаметре трубы и более высоких значениях критерия Нуссельта значение коэффициента теплоотдачи при использовании газов может стать равным или меньше, чем при использовании охлаждающей жидкости. Тогда при сохранении габаритных размеров газовоздушного теплообменника таких же, как и у радиатора отопителя, необходимы конструктивные решения для увеличения коэффициента теплопередачи от газов через стенки теплообменных труб нагреваемому воздуху. Такими решениями могут быть уменьшение термического сопротивления стенки или, что более рационально, применение способов интенсификации процесса теплоотдачи от наружной поверхности стенки трубы воздуху, например, за счет применения оребрения или же поперечно-кольцевой, либо наклонной кольцевой накатки [10, 11]. Данная тема является предметом более глубоких теоретических и экспериментальных исследований.
Таким образом, можно сделать вывод, что теплоту поршневого ДВС, теряемую в результате его рабочего цикла с отработавшими газами, можно использовать на полезные нужды, такие как отопление, вместо применения для этого теплоты охлаждающей жидкости. Конечные температуры отработавших газов при этом остаются довольно большими (см. табл. 1), что позволяет сделать определенный вывод: даже при использовании данных газов в системе отопления вместо охлаждающей жидкости они еще обладают достаточно большой теплотой, которую также можно использовать. Величина конечной температуры газов зависит от их расхода, прямо пропорционально зависящего от частоты вращения коленчатого вала, и с уменьшением частоты вращения значение конечной температуры газов также уменьшаются. Объясняется это тем, что согласно уравнению теплового баланса (3), при разных расходах горячего теплоносителя и постоянном расходе нагреваемого холодного воздуха для его нагревания до заданной постоянной температуры при уменьшении расхода горячих отработавших газов потребуется большая разность между его начальной и конечной температурами, а следовательно получим меньшее значение конечной температуры горячего теплоносителя. Однако и в случае наименьшей из рассмотренных частот вращения коленчатого вала (800 об/мин), что соответствует работе двигателя на холостом ходу, температура отработавших газов после прохождения через предлагаемый газовоздушный радиатор отопителя будет более 200 °С, что позволяет использовать теплоту газов и на другие нужды.
