Ciclurile ideale ale motoarelor cu ardere interna si ale instalatiilor termice cu gaze

Generalitati, ipoteze

Transformarea continua a caldurii in lucru mecanic impune sistemelor termodinamice sa execute transformari termodinamice inchise, care sa se repete ciclic. Pentru ciclurile directe (motoare), sursa rece o constituie atmosfera exterioara. Caldura este introdusa prin arderea unui combustibil, deci aceste  instalatii functioneaza dupa sistemul termodinamic deschis, neunitar si omogen.

Ciclurile reale sunt ireversibile si nu se preteaza la un calcul analitic exact. Neglijind procesele ireversibile, studiul energetic se face asupra ciclurilor reversibile, ciclul real se apropie suficient de mult de ciclul ideal (care este un ciclu de comparatie).

Ipoteze:

Se admite ca sistemul termodinamic este format dintr-un gaz perfect, incinta nu are scapari de gaze in afara schimburilor organizate si transformarile termodinamice sunt reversibile;

Viteza gazului este constanta in sectiunea de curgere;

Starea termica a gazului nu se modifica in timpul transportului.

Realizarea ciclului se face in 2 moduri:

intr-un cilindru cu volum variabil (ST - deschis periodic).

in curgere printr-o serie de agregate termice care formeaza o instalatie termica (ST - deschis in curgere stabilizata).

Motoarele pot fi cu ardere interna sau externa.

Ciclurile ideale ale motoarelor cu ardere interna

Gazul care va efectua transformarile termodinamice este aerul atmosferic; atmosfera exterioara fiind sursa de gaz proaspat, sursa receptoare de gaz uzat si sursa rece.

Principii constructive

Motorul elementar este format dintr-un cilindru in care se deplaseaza un piston intre doua pozitii limita numite "puncte moarte" (PMI-punct mort interior si PME-punct mort exterior). Distanta liniara parcursa de piston intre cele doua puncte moarte este "cursa pistonului". Cilindrul este inchis etans cu un copac numit chiulasa. Diametrul interior al cilindrului se numeste alezaj, iar cilindreea este volumul cuprins intre PMI si PME.

Supapele (sa, se) se deschid prin comanda mecanica de la arborele motorului, prin intermediul unui ax cu came, iar inchiderea lor este asigurata de un resort puternic.

carburator

In general, motoarele au mai multi cilindri montati individual sau in blocuri pe carter, arborele cotit fiind comun pentru toti cilindrii. Asezarea cilindrilor este foarte variata, pe acelasi arbore pot actiona pana la trei linii de cilindri; pentru fiecare cilindru corespunde un cot al arborelui cotit.

In Fig.6.1.se prezinta o sectiune printr-un motor (m.a.s.) Chrysler cu 4 cilindri: P=65 kW, n=5000rot/min.

Ciclul ideal al motorului cu introducere mixta de caldura (ciclul Diesel rapid)

Acest ciclu (Fig.6.2.)mai poate fi intalnit si sub denumirile: Sabathé (Franta) sau Trinkler (Rusia).

Introducerea caldurii se face partial sub volum constant si restul sub presiune constanta.

Se fac notatiile:

l - raport de crestere izocora a presiunii.

e - raport de compresie(sau grad de compresie).

d - grad de injectie.

Functionare :

Motorul aspira in cilindru aer curat (0-1), pe care il comprima (1-2) pana in PMI, combustibilul fiind injectat cu o pompa de injectie mai inainte ca pistonul sa ajunga in PMI (incepand cu punctul ). Pentru asigurarea temperaturii de autoaprindere a combustibilului, raportul de compresie (e) are valori mai mari decat la motorul Diesel lent si anume cuprinse intre 16 si 22. Transformarile 2-3 si 3-4 sunt transformari cu aport de caldura, iar destinderea adiabatica 4-5 reprezinta cursa motoare a pistonului ,5-1 fiind racirea gazelor arse, iar 1-0 evacuarea gazelor arse (uzate), dupa care ciclul se reia. Motoarele Diesel rapide sunt larg utilizate in tractiune medie si grea. Au calitati si defecte situate ca medii intre motoarele cu explozie si motoarele Diesel lente.

Calculul termic :

La volumul minim V₀ se gaseste o cantitate de gaz restant de la ciclul anterior :

m₀ =

Din pozitia 0 patrunde aer din exterior prin deplasarea pistonului pana in PME (cursa 0-1). Cantitatea de aer proaspat aspirata in cilindru este:

m_a =

iar in PME cantitatea totala de gaz care va efectua transformarile termodinamice este:

m = m₀ + m_a = ; V_t = V₁= V₀ + V_c

Tabelul 6.1.  Marimile de stare in punctele caracteristice.

Transformarea 1-2 (adiabatica):

e = T V₀ = = V₂ = V₃

p₀·V₁^g = p₂·V₀^g T p₂·= p₀·= p₀·e^g

= T T₂ = T₀·= T₀ ·e^g-1

sau :

T₀·V₁^g = T₂·V_o^g T T₂ = T₀ e^g-1

Transformarea 2-3 (izocora):

T T₃ = T₂· = T₀·e^{g - 1}·l

l = T p₃ = l·p₂ = l·p₀·e^g

Transformarea 3-4 (izobara):

d = T V₄ = d·V₃ = d· V_t/e

= T T₄ = T₃·= T₀·e^g-1·l·d

Transformarea 4-5 (adiabatica):

V₅ = V₁ = V_t

p₄·V₄^g = p₅·V_t^g T p₅= p₄·= p₄·= l·p₀·e^g= l·p₀·d^g

Transformarea 5-1 (izocora):

T T₅ = T₀· = T₀·d^g l

Calculul schimburilor de caldura , energie si a variatiei entropiei :

Ciclul va fi reversibil, daca variatia entropiei pe ciclu este nula, adica:

dS =

Toate transformarile au loc in acelasi spatiu si cu aceeasi cantitate de substanta (m), deci calculul schimburilor de energie si caldura se poate face ca si cum sistemul termodinamic ar fi inchis, deoarece L_e = L_a.

Tabelul 6.2. Schimburile de caldura, energie mecanica si variatia entropiei.

Schimbul de caldura:

Caldura primita Q₁:

Q₁ = Q_1v + Q_1p = Q₂₃ + Q₃₄ [J/ciclu]

Caldura cedata Q₂:

Q₂ = Q₅₁ [J/ciclu]

Q₂₃ = m·c_v·(T₃ - T₂) = m·c_v·(l·T₀·e^g - T₀·e^g ) = m·c_v·T₀·e^g l·- 1) > 0

Q₃₄ = m·c_p·(T₄ - T₃) = m·c_v·g d l·T₀·e^g l·T₀·e^g

= m·g·c_v·T₀·l e^g d·- 1) > 0

Q₅₁ = m·c_v·(T₁ - T₅) = m·c_v·(T₀ - T₀·l d^g) = - m·c_v·T₀·(l d^g·- 1) < 0

Caldura utila Q_u (lucru mecanic pe ciclu L_c):

dQ = Q_u = Q₁ - |Q₂| = m·c_v·T₀·

Schimbul de energie mecanica:

dL = L₁₂+ L₃₄ + L₄₅=L_c ; L₂₃ = L₅₁ = 0 (dV = 0)

L₁₂ = U₁ - U₂ = m·c_v·(T₁ - T₂) = m·c_v·T₀·(1 - e^g ) = - m·c_v·T₀·(e^g - 1) < 0

L₃₄ = p·DV = m·r·(T₄ - T₃) = m·c_v·(g - 1)T₀·l e^g d·- 1) > 0

L₄₅ = U₄ - U₅ = m·c_v·(T₄ - T₅) = m·c_v·l d·T₀·(e^g d^g ) > 0

Se verifica egalitatea:

dQ = dL= Q_u=L_c - lucru mecanic pe ciclu.

Variatia de entropie:

= = 0

S₃ - S₂ = = m·c_v·ln = m·c_v·ln l

S₄ - S₃ = = m·c_p·ln = m·c_v·g·ln d

S₁ - S₅ = = m·c_v·ln = - m·c_v·ln = - m·c_v·d^g·ln l

Se verifica ca: dS = 0, deci ciclul e reversibil.

Randamentul termic al ciclului:

h_t

Cazuri particulare

Ciclul Otto

Pentru d h_t - ciclul cu introducere izocora de caldura (Otto-Beau Rochas), numit si  ciclul teoretic al motorului cu explozie (ME).

Caracteristica de baza a gazului care parcurge ciclul teoretic al ME este aceea ca, in timpul admisiei, se primeste in cilindru un amestec exploziv format din vaporii unui combustibil volatil si aer ; prepararea amestecului exploziv se face in afara cilindrului intr-un organ specializat numit carburator. Aprinderea amestecului exploziv are loc prin scanteie electrica de inalta tensiune (20 kV), care apare la electrozii unei bujii montata in chiulasa.Acest ciclu teoretic serveste drept ciclu de comparatie pentru ciclul real al ME intalnite in tractiunea rutiera (sau ca grupuri de puteri reduse pentru tractiunea aeriana).

Se utilizeaza denumirea de timp  pentru procesul care are loc pe durata unei curse. Repetarea ciclului se face la doua rotatii ale arborelui motor, deci ciclul studiat este un ciclul in 4 timpi.

Se observa ca toate transformarile termodinamice se efectueaza pentru o singura rotatie a arborelui, cealalta rotatie fiind pentru schimburile de gaze cu atmosfera (admisie si evacuare).

Exista si cicluri in 2 timpi, la care transformarile si schimburile de gaze se fac intr-o singura rotatie a arborelui motor.

Ciclul Diesel lent

Pentru l h_t - ciclul cu introducere izobara de caldura (Diesel lent). Acest motor a fost realizat in 1823 de Rudolf Diesel (incercand sa realizeze un ciclu Carnot) si a constituit agregatul de baza in centralele electrice pana in 1930, fiind un motor robust, dar de turatie mica.

Acest ciclu se aseamana cu ciclul ME, cu exceptia arderii care se face, teoretic, sub presiune constanta, pe o portiune din cursa de destindere. Raportul de compresie e este cuprins intre 12 si 16.

Fata de ME, raportul de compresie este mai mare, deoarece nu exista pericol de autoaprindere necontrolata, intrucit in timpul admisiei se primeste in cilindru doar aer. Combustibilul injectat are temperatura de aprindere mai mica decat temperatura aerului la sfarsitul cursei de compresie si, in consecinta, combustibilul injectat in aerul cald se aprinde instantaneu.

La motoarele de putere mare (navale), introducerea combustibilului in cilindru se realizeaza cu ajutorul aerului comprimat, aer care serveste si ca agent de lansare (pornire) a motorului.

Motorul Diesel se construieste pentru puteri mari, este foarte rezistent, dar are turatii mici.

Observatie:

Benzina este un amestec de hidrocarburi care se separa foarte greu. Cea mai mare rezistenta la autoaprindere o are izooctanul, de aceea el se ia ca etalon al rezistentei benzinei la detonatie.

Rezistenta benzinei la detonatie se exprima prin cifra octanica. Pentru izooctan s-a considerat cifra octanica 100. Determinarea cifrei octanice se face astfel: se incearca motorul cu un amestec combustibil pana cand se obtine o aceeasi rezistenta la detonatie, participatia izooctanului in amestec da cifra octanica a benzinei.

Sistemele anexe ale motorului:

Sistemul de distributie (distributia): comanda supapele pentru a fi deschise la momentele potrivite.

Sistemul de carburatie: asigura introducerea combustibilului pentru a fi ars. La motoarele Diesel, injectorul de combustibilul este montat pe chiulasa, iar la ME prepararea amestecului detonant se face in afara cilindrului (intr-un carburator).

Sistemul de aprindere: la ME aprinderea o declanseaza scanteia de inalta tensiune data de bujie (20 kV), iar la motoarele Diesel lente si rapide se face o autoaprindere.

Instalatia de pornire (lansare) poate fi:

- cu demaror electric;

- cu cartuse explozibile;

- cu motoare auxiliare;

- manuala;

- cu aer comprimat (la nave).

Instalatia de ungere.

Instalatia de racire (cu aer, apa sau mixta).Motoarele cu ardere interna se construiesc pentru o gama foarte larga de puteri si utilizari, de la motoarele de motorete pana la motoarele de propulsie navala. Au pornire usoara si preiau cu usurinta variatiile de sarcina ale consumatorului de putere mecanica. Se incalzesc repede, asa ca nu necesita timp indelungat pentru a putea fi puse in sarcina nominala si nu consuma combustibil decat pe durata functionarii. Au insa o constructie complexa, sunt scumpe si necesita personal specializat pentru exploatare si intretinere.

Supraalimentarea motoarelor de autoturisme

In ultimul deceniu s-au remarcat doua tendinte in domeniul constructiei de motoare pentru autoturisme:

a) motoare supraalimentate.

b) motoare multisupape.

Ambele variante au un numitor comun: obtinerea unui randament cat mai bun de umplere a cilindrilor cu amestec carburant, randament care asigura un cuplu si o putere mai mare la aceeasi capacitate cilindrica a motorului. Interesele de firma, ca si unele motive economice, au condus la utilizarea celor doua variante separat sau combinat.Pentru a se obtine un coeficient optim de umplere a cilindrilor, trebuie marite presiunea si viteza de alimentare cu amestec carburant sau, in cazul dispozitivelor de injectie, numai cu aer. Aceasta se realizeaza cu ajutorul unui compresor, la presiuni mai mari decat cea atmosferica ( 1,4 - 1,7 bari).

Tot un coeficient ridicat de umplere a cilindrilor se obtine si prin utilizarea unei chiulase mai  elaborate, dotata cu cate doua supape pentru admisie si pentru evacuare, pentru fiecare cilindru, comandate de doua axe cu came.

In continuare se prezinta varianta motoarelor supraalimentate. Asa cum s-a precizat mai sus, presiunile si vitezele de alimentare cit mai ridicate se obtin cu ajutorul compresoarelor, care sunt de trei tipuri : centrifugale, volumice si speciale.

Primele doua au o configuratie clasica, fiind utilizate in industrie de multa vreme. Acestea nu au suferit transformari principale, in vederea utilizarii in domeniul auto. In cea de a treia categorie se inscriu rezultatele unor cautari proprii ale unor firme de automobile ca Volkswagen si Opel. O problema delicata a acestui domeniu o constituie modul de antrenare a compresorului, de care depinde direct randamentul de functionare. Se utilizeaza doua metode de antrenare si anume : antrenarea mecanica (directa) de la motor prin intermediul unei curele dintate si antrenarea printr-o turbina de mici dimensiuni, coaxiala cu compresorul, actionata de gazele de evacuare. In cele mai multe cazuri, s-a preferat actionarea mecanica directa (in cazul compresoarelor volumetrice si speciale), varianta cu turbina fiind preferata in cazul compresoarelor centrifugale. Subansamblul turbina-compresor centrifu­gal este denumit turbocompresor si se poate monta atat la motoarele pe benzina, cat si la cele Diesel. Montarea turbocompresorului in circuitul de alimentare al motorului Otto (pe benzina) se face astfel : turbocompresorul este urmat de un schimbator de caldura aer/aer si de dispozitivul de injectie. Agentul comprimat este aerul, care se incalzeste puternic atat prin comprimare (legea gazelor perfecte), cat si datorita caldurii degajate de turbina. De aceea este necesar ca aerul sa fie racit printr-un schimbator de caldura aer/aer (agentul de racire fiind aerul preluat prin fantele grilei capotei din fata a motorului). Temperatura din galeria de admisie trebuie sa fie constanta, aproximativ 40°C, si maxim 60°C.Pentru modelul Cx turbo, firma Citroen a renuntat la schimbatorul de caldura, dar compresorul a fost dotat cu un by-pass si cu o supapa de evacuare care micsoreaza presiunea la iesire, cand turatia devine maxima (de la 1,57 bari si 3250 rot/min, la 1,43 bari si 5000 rot/min). In instalatie a fost prevazut, de asemenea, un sistem electronic care intervine asupra avansului, in caz de autoaprindere a amestecului carburant, dato­rita cresterii temperaturii aerului.In dorinta micsorarii pretului produsului, la unele modele, s-a renuntat la dispozitivul de injectie, in favoarea unui carburator simplu corp, care poarta numele de "carburator suflat ".

Asa a procedat firma Renault in ca­zul modelelor R11 turbo si R5 GT turbo.Tot firma Renault a experimentat pe mo­delul R5 Alpine turbo varianta comprimarii directe a amestecului carburant, prin intermediul unui turbocompresor intercalat intre un carburator simplu corp si galeria de admisie. Este cea mai simpla solutie de utilizare a unui turbocompresor, fara schimbator de caldura (benzina vaporizandu-se, raceste amestecul carburant comprimat). La vremea respectiva R5 Alpine turbo era un concurent serios pentru VW Golf GTi.

In ultimii ani o serie de studii interesante privind turbocompresoarele s-au efectuat in S.U.A. Una din concluziile reiesite cu acest prilej a fost ca utilizarea turbocompresoarelor se preteaza, mai ales, la motoarele Die­sel, deoarece asigura o comprimare mai buna a amestecului comburant si nu mai necesita montarea schimbatorului de cal­dura. Faptul acesta explica, in buna parte, utilizarea pe scara larga, in ultima vreme, a motoarelor turbo-Diesel si sporirea numarului producatorilor consacrati in acest domeniu, care construiesc motoare mult mai puternice, cu parametri dinamici atragatori in raport cu vechile modele.Volkswagen a propus la inceput pe modelul sau Polo si apoi, dupa o perioada de testari diverse, pe modelul Corrado, un compresor lamelar special de tip G. El este compus dintr-un bloc de spirale (in forma literei G), care se rotesc excentric intr-o carcasa de aceeasi forma. Aerul este comprimat pana la 1,72 bar si este racit cu un schimba­tor de caldura aer/aer de conceptie proprie. Opel, la randul sau, propune pentru motorul Diesel de 2300 cmc o varianta de compri­mare a aerului cu un compresor original "comprex ", antrenat mecanic printr-o curea dintata, iar proiectul a fost conceput in colaborare cu firma Brown Boveri. Principiul de functionare consta in transferul de energie de la gazele de evacuare la aerul aspirat, gaze care ajung pentru scurt timp in contact cu rotorul compresorului, sub forma unei unde de soc laterale. Gazele de ardere nu risca sa intre in compozitia ae­rului comprimat deoarece, in rotor, exista o perna de aer aspirat care impiedica acest lucru, astfel incat gazele de ardere sunt evacu­ate sub propria lor presiune. Performantele motorului sunt demne de interes: putere de 71 CP in varianta atmosferica, 86 CP in varianta Turbocompresor si 95 CP in varianta Comprex (Fig.6.3).

Ciclurile termice ale instalatiilor termice de forta cu gaze

Ciclul ideal Joule

Instalatiile termice de forta cu gaze au fost folosite imediat dupa cel de-al doilea razboi mondial, datorita calitatilor lor deosebite, care nu pot fi realizate la motoarele cu ardere interna si anume: putere mare in raport cu gabaritul si greutatea lor, functionare sigura si pe durata indelungata, simplitate constructiva.

Fata de motoarele Diesel, au consum mai mare de combustibil. Instalatiile actuale de mare putere (cu turbine) au ajuns la cifre economice comparabile cu cele ale motoarelor Diesel. Schema de baza a acestor instalatii este ST in curgere stabilizata (gazul fiind considerat gaz perfect, cu r, c_p si c_v constante).

Instalatia si ciclul Joule in diagramele p-V si T-s sunt prezentate in Fig. 6.4. si Fig. 6.5.

Functionare:

Compresorul rotativ K primeste puterea mecanica P_k de la turbina cu gaze T_g si comprima (1-2) debitul de aer de la presiunea p₁ pana la presiunea p₂, gradul de comprimare fiind e . Gazul comprimat primeste in incalzitorul I fluxul  (2-3), temperatura sa creste pana la T₃, apoi se destinde adiabatic (teoretic) in turbina cu gaze T_g (3-4), cedand puterea mecanica P_t.

Din puterea totala P_t la arborele turbinei, o parte, P_k, serveste pentru antrenarea compresorui si restul, P_a = P_t - P_k,  serveste pentru consumatorul de energie mecanica CEM. Gazul destins pana la presiunea p₄ = p₁ este racit in racitorul R(4-1) pana la temperatura T₁, dupa care gazul repeta circuitul. Se observa ca:

a) la instalatiile cu circuit inchis, introducerea caldurii se face prin transmiterea ei prin peretii incalzitorului I.

b)        la instalatiile cu circuit deschis, introducerea caldurii se face prin ardere izobara in incalzitorul I, care este o camera de ardere. Produsele de ardere sunt evacuate in atmosfera, care joaca si rol de refrigerent R; deci instalatia cu circuit deschis este mult mai simpla si mai compacta decat instalatia echivalenta cu circuit inchis.

La aceste instalatii nu exista o repetare periodica a transformarilor termodinamice; se poate identifica o frecventa ciclica numai daca se considera circuitul inchis; perioada de realizare a ciclului fiind intervalul de timp necesar unei molecule din masa gazului sa parcurga intregul circuit.

Gradul de comprimare al compresorului este egal cu gradul de destindere al turbinei:

e_k e_d e

Calculul marimilor de stare in punctele caracteristice ciclului

Pentru calcul se considera starea fluidului de la admisie in compresor ca stare de referinta: p₁, T₁, . La instalatiile in circuit deschis starea 1 reprezinta starea termica a mediului ambiant: p₀, v₀,T₀.

Tabelul 6. 3. Marimile de stare in punctele caracteristice ciclului.

Se noteaza:

d e T p₂ = e·p₁

Transformarea adiabatica

p₁ ^g = p₂ ^g T

T T₂ = T₁· e

Transformare izobara 2-3

d T d d

T T₃ = T₂·= T₂·d d·T₁ e

Transformarea izobara 4-1:

d T d

T T₄ = T₁·= T₁·d

Calculul schimburilor de caldura, energie mecanica si variatia de entropie 

Tabelul 6. 4. Schimburile de caldura, energie mecanica si variatia entropiei.

Compresia adiabatica 1-2: d= 0; ds = 0.

P_k = - c_p·(T₂ - T₁) = - c_p·T₁ (e

Incalzirea izobara 2-3

c_p·(T₃ - T₂) = c_p·T₁·(d e

₂₃ = - = 0; s₃ - s₂ = c_p·ln = c_p·ln d

Destinderea adiabatica 3-4: d d = 0 (P_utila = P_u = P_T - P_K )

c_p·(T₄ - T₃) = c_p·(T₃ - T₄) = c_p·T₁·d (e-1) = P_T

Racirea izobara 4-1:

c_p·(T₁ - T₄) = - c_p·T₁·(d - 1); s₁ -s₄ = -c_p·lnd

Randamentul termic al ciclului Joule:

h_t =1 - = f(e

O schema tipica de instalatie in circuit inchis este prezentata in Fig 6.6.

Caldura este preluata de la un circuit secundar format din ventilatorul V, care aspira aer din exterior, il trimite apoi in camera de ardere C_a, de unde gazele fierbinti intra in incalzitorul I si cedeaza caldura agentului termodinamic. Dupa cedarea caldurii, gazele arse sunt evacuate in mediul exterior. Refrigerentul R este racit printr-un circuit auxiliar de racire.

Dupa aceasta schema sunt realizate instalatiile stationare pentru electrocentrale sau instalatiile pentru propulsie de puteri mari. Prezenta celor doua schimbatoare de caldura (R si I) face ca aceste instalatii sa aiba gabarit mare, in comparatie cu alte instalatii de aceeasi putere.

Se observaa ca h = f(e) ; daca e creste, creste si randamentul. Valoarea lui e este limitata de rezistenta mecanica si chimica a paletelor turbinei, care functioneaza la temperaturi foarte mari si necesita un material de inalta calitate.

Instalatia de forta cu circuit deschis nu se utilizeaza prea des, daca puterea mecanica este putere de rotatie la arbore.

Instalatia cu turbine separate

Un dezavantaj important al instalatiilor de forta, la care compresorul K si turbina T sunt pe acelasi ax, este dependenta dintre regimul de sarcina al compresorului si cel al consumatorului. Instalatia din Fig 6.7. elimina acest neajuns, turbina T₁ fiind astfel dimensionata incat sa antreneze numai compresorul K. Pentru P_k = P_T1 se scrie:

(i₂ - i₁) = (i₃ - i₅) T₅ = T₃ + T₁ - T₂

Inlocuind temperaturile T₃, T₁ si T₂ se obtine:

T₅ = d·T₁·e^g + T₁ - T₁ e= T₁ [(d e

Presiunea p₅ se obtine astfel:

T p₅ = p₃·= p₃·

Restul calculului se face la fel ca la ciclul Joule.

Instalatia de forta cu gaze fara arbori

Instalatia este constituita dintr-un tub profilat, astfel incat partea de admisie sa functioneze ca un compresor dinamic K, urmat de un canal cu profilare corespunzatoare unei camere de ardere C_a (la p = ct), apoi gazul este destins in ajutajul de propulsie. Este evident ca instalatia nu poate sa functioneze ca fiind stationara ; pentru a putea intra in functiune, instalatia trebuie adusa la o viteza sonica sau supersonica. Schimbul de energie se face exclusiv prin reactie (P_a = 0), instalatia fiind folosita in tractiune aeriana la viteze mari sub denumirea de statoreactor (Fig.6.8).

Instalatia de forta cu gaze cu incalzire intermediara

Consumatorul extern G utilizeaza energia mecanica de la arborele comun al instalatiei sau numai de la arborele turbinei T₂ (Fig.6.9).

Se noteaza: _K - gradul de comprimare al compresorului K.

e_T1 ; e_T2 - gradele de destindere ale turbinelor T₁ si T₂;

d₁ = = ; d₂ = = - rapoartele cresterii temperaturii in incalzitoarele I₁ si I₂ (camere de ardere).

Starea 1 se considera stare de referinta. Calculand marimile de stare si schimburile de energie, se obtine randamentul termic al instalatiei:

h_t

Acest randament se mai poate calcula stiind ca pentru adiabate :

d dP = - d di, iar pentru izobare: d = d di; rezulta:

·c_p(T₃ - T₂ + T₅ -T₄)

_u = P =

Randamentul termic al ciclului va fi:

h_t

unde, inlocuind temperaturile, se obtine aceeasi relatie pentru randament.

Instalatia descrisa mai sus este o instalatie stationara , dar poate fi folosita si ca instalatie de propulsie in transporturi.

Instalatia de forta cu gaze cu regenerare

Aceasta instalatie regenerativa are un randament mai mare, recuperandu-se o parte din caldura de racire (Fig.6.11).

Daca gazele care ies din turbina au o temperatura mai mare decat gazele care ies din compresor (T₄ > T₂), atunci se poate folosi o parte din caldura lor, care altfel s-ar pierde, pentru incalzirea gazului dupa iesirea din compresor. Acest schimb de caldura se face intr-un schimbator de caldura Rg(regenerator).Temperatura maxima pe care o pot atinge gazele incalzite in Rg este T₅ = T₄ .

Se noteaza d

Fluxul termic regenerat va fi: _r c_p·(T₅ - T₂) = c_p·(T₄ - T₂) = c_p·(dT₁ - T₁·e) =c_p T₁·(d e

Conditia ca sa se poata face regenerarea este:

_r > 0 d > e

In incalzitorul I (sau camera de ardere) se absoarbe fluxul termic:

₁ = ₅₃ = ₂₃ - _r

si se cedeaza fluxul:

_r

Fluxul termic transformat in putere mecanica va fi:

_u = P =

care reprezinta aria cuprinsa de ciclul 12341, indiferent de existenta regenerarii (in diagrama T-s).

Randamentul termic al ciclului cu regenerare va fi:

h_t > h_t' (fara regenerare)

si inlocuind fluxurile de caldura, se obtine: h_t

Influenta regenerarii scade mult odata cu cresterea gradului de comprimare al compresorului (pentru ca T₂ creste).

Observatie. Instalatiile cu circuit inchis au ca avantaje:

- fluidul de lucru este curat, nu este contaminat cu gaze de ardere, care influenteaza negativ durabilitatea paletelor turbinei si nu provoaca depuneri pe palete;

- se pot utiliza presiuni mari in instalatii;

- se poate folosi ca fluid de lucru un gaz monoatomic care are exponentul g > g_aer, deci randament mai mare;

- se pot folosi combustibili inferiori (de ex. praf de carbune);

Dezavantaje

- complexitate mare a instalatiei;

- necesita un racitor pentru racirea fluidului de lucru;

- scade randamentul arderii;

- dimensiuni si greutate mari (pentru motoarele cu propulsie).

Rachete (Fig.6.13).

Aceste instalatii constituie o clasa separata de instalatii de forta, care functioneaza fara sa foloseasca oxigen din atmosfera. Se construiesc in doua variante :

a. cu combustibil solid (pentru sonde meteorologice) ;

b. cu combustibil lichid (pentru navigatie cosmica).

a. In corpul rachetei este introdus un combustibil si un comburant (ambele sub forma de pulbere), acest amestec este omogenizat si presat, pentru a se evita fisurile care ar duce la o explozie necontrolata. Arderea se amorseaza la suprafata libera a amestecului combustibil si se face pana se consuma tot amestecul, gazele de ardere se destind in ajutajul de reactie (supersonic), producand propulsia rachetei. Aceste rachete sunt simple din punct de vedere constructiv, dar foarte pretentioase in privinta preciziei de evaluare a procesului de ardere.

b. In Fig. 6.13.b: R₁ - rezervor de combustibil lichid (H₂: -252 sC); R₂ - rezervor de oxidant (O₂: -183 sC); P₁,

P₂ - pompe de circulatie; C_a - camera de ardere; Aj - ajutaj.

Racirea camerei de ardere se face cu comburant rece, care circula prin camasa ce inconjoara racheta, apoi acesta intra in camera de ardere. Comanda aprinderii si a functionarii rachetelor se poate face de la distanta.

APLICATII

Problema 1 Un motor cu cilindri care functioneaza dupa ciclul Otto- Beau de Rochas are o viteza de rotatie de si un raport de compresie . Capacitatea cilindrica este de . Raportul presiunilor in timpul incalzirii izocore este . Parametrii gazului la admisie sunt: presiunea , temperatura . Parametrii caracteristici ai gazului care evolueaza in cilindri:

Se cer:

Volumul al camerei de ardere si volumul total al fiecarui cilindru;

Cantitatea de gaz aspirata pe cursa si cantitatea de gaz care efectueaza transformarile;

Marimile termice de stare ale gazului in punctele caracteristice ale ciclului;

Schimburile de energie si variatia entropiei pentru fiecare transformare si pe intreg ciclul;

Puterea teoretica unitara si totala (kW/cilindru, kW);

Randamentul termic al ciclului;

Presiunea medie pe ciclu;

Temperaturile ciclului Carnot echivalent (pentru aceleasi limite ale temperaturilor).

1. Din relatia  si din definirea raportului de compresie, rezulta:

V_t=325+43,4=368,4 cm³/cilindru

2. Cantitatea aspirata pe cursa:

Cantitatea de gaz care efectueaza transformarile:

3. Calculul marimilor termice de stare in punctele caracteristice ale ciclului:

Parametrii la inceputul admisiei (din mediul exterior):

In timpul admisiei 0-1, gazul nu executa nici o transformare de stare, parametrii si ramin neschimbati:

Prin aplicarea ecuatiilor de legatura intre si , pentru  adiabata 1-2 obtine:

;

;

Pentru izocora 2-3:

Din adiabata 3-4:

Pentru verificarea inchiderii circuitului se considera si izoterma 4-1:

Rezulta

4. Calculul schimburilor de caldura Q:

Caldura primita de la sursa calda :

Caldura cedata sursei reci:

Caldura utila (schimbul total de caldura pe ciclu):

.

Calculul lucrului mecanic:

Pentru cele doua izocore:

Lucrul mecanic de transport (admisia si evacuarea) este nul:

Calculul variatiilor de entropie:

Se verifica ca , adica ciclul este reversibil.

5. Puterea mecanica unitara si totala :

6. Randamentul termic al ciclului:

7. Presiunea medie a ciclului:

8. Temperaturile ciclului Carnot echivalent:

Problema 2 O instalatie de forta cu turbine de gaze functioneaza dupa ciclul teoretic Joule. Gradul de comprimare al compresorului (si gradul de destindere al turbinei) este , iar temperatura gazului la admisia turbinei T este de 1200K. Puterea mecanica la arborele instalatiei este P=15.000kW. Parametrii gazului la admisia compresorului K sunt: . Fluidul de lucru are ca valori caracteristice:

Sa se determine:

- Randamentul termic al ciclului.

- Presiunea, temperatura si debitul volumic in punctele caracteristice ale ciclului.

- Debitul de gaz care efectueaza ciclul.

- Schimburile de energie si variatia entropiei pentru fiecare transformare si pentru tot ciclul.

1. Randamentul termic al cilindrului:

2. Marimile de stare in punctele caracteristice ale ciclului:

3. Debitul de gaz care efectueaza ciclul:

Debitul volumic

4. Schimburile de energie si variatia entropiei:

Se verifica :, deci ciclul este reversibil.