Удельный расход — это… Что такое Удельный расход?

Удельный расход

Удельный расход

Удельный расход — расход факторов сырья или материалов на единицу продукции.

По-английски: Rate of consumption

Финансовый словарь Финам.

.

• Удельные переменные затраты
• Удержание

Смотреть что такое «Удельный расход» в других словарях:

• Удельный расход — Расход турбины, отнесенный к 1 кВт×ч выработанной электроэнергии q м3/(кВт×ч) Источник: РД 153 34.0 09.161 97: Положение о нормативных энергетических характеристиках гидроагрегатов и гидроэлектростанций …   Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации

• удельный расход — Объем диспергента, необходимый для обработки единицы площади.

  [ГОСТ Р 53389 2009] Тематики защита морской среды Обобщающие термины использование диспергатора EN application rate …   Справочник технического переводчика

• Удельный расход топлива — Удельный расход топлива  единица измерения, используемая в грузопассажирских перевозках и обозначающая расход единицы топлива на единицу мощности на расстояние в один километр или в час (или секунду)  например − 166 г/л.с.ч., «Удельный… …   Википедия

• Удельный расход воздуха — Отношение объема воздуха, всасываемого (подаваемого) аэратором, к вместимости камеры Источник: ГОСТ 28325 89: Машины флотационные для углей. Типы и основные параметры оригинал документа …   Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации

• удельный расход жидкости — удельный расход Расход жидкости, приходящийся на единицу ширины живого сечения. [СО 34.21.308 2005] Тематики гидротехника Синонимы удельный расход …   Справочник технического переводчика

• удельный расход теплоты дистилляционной опреснительной установки — удельный расход теплоты Отношение количества теплоты, затраченной на производство дистиллята, к массе этого дистиллята. [ГОСТ 23078 78] Тематики опреснительные установки Синонимы удельный расход теплоты EN specific heat rate for distillation… …   Справочник технического переводчика

• удельный расход топлива ГТД — удельный расход топлива Отношение часового расхода топлива в ГТД к его тяге (мощности). Примечание Для различных видов ГТД применяются следующие буквенные обозначения удельного расхода топлива: СуД — для ТРД, ТРДД, ТРТД, Се—для… …   Справочник технического переводчика

• удельный расход электрической энергии дистилляционной опреснительной установки

  — удельный расход электроэнергии Отношение количества электрической энергии, затраченной на производство дистиллята, к массе этого дистиллята. [ГОСТ 23078 78] Тематики опреснительные установки Синонимы удельный расход электроэнергии EN specific… …   Справочник технического переводчика

• удельный расход энергии криогенной установки (системы) — удельный расход энергии Ндп. коэффициент рефрижерации коэффициент энергозатрат коэффициент охлаждения Отношение энергии, затрачиваемой криогенной установкой (системой), к количеству получаемого продукта (продуктов) или мощности, затраченной… …   Справочник технического переводчика

• Удельный расход топливно-энергетических ресурсов на тягу поездов — удельный расход ТЭР на тягу поездов (далее удельный расход ТЭР) расход ТЭР на выполнение локомотивами или моторвагонным подвижным составом (далее МВПС) единицы перевозочной работы… Источник: Распоряжение ОАО РЖД от 17.09.2007 N 1808р О… …   Официальная терминология

Удельный расход — это… Что такое Удельный расход?

Удельный расход

Расход турбины, отнесенный к 1 кВт×ч выработанной электроэнергии

q

м³/(кВт×ч)

Смотри также родственные термины:

Удельный расход воды

Объем воды, приходящийся на один квадратный метр обрабатываемой при мойке поверхности с заданным коэффициентом мойки

3. 108 удельный расход водяной завесы : Расход, приходящийся на один погонный метр ширины завесы в единицу времени.

3.1.29 удельный расход водяной завесы: Расход, приходящийся на один погонный метр ширины завесы в единицу времени.

Удельный расход воздуха

Отношение объема воздуха, всасываемого (подаваемого) аэратором, к вместимости камеры

3.4 удельный расход воздуха на единицу площади (area specific air flow rate): Отношение расхода подаваемого воздуха к площади поверхности испытываемого образца.

3.4 удельный расход воздуха на единицу площади (area specific air flow rate): Отношение расхода подаваемого воздуха к площади поверхности образца для испытаний.

3.4. Удельный расход воздуха, м³ · мин^-1 · м^-3

L_PA(ГОСТ 23941-79)

Трудоемкость изготовления

3.2. Удельный расход воздуха, м³ · м^-3

10. Удельный расход вторичных черных металлов

Количество вторичных черных металлов в килограммах, используемое в качестве металлургического сырья при производстве одной тонны металла

44. Удельный расход жидкости через фильтрующий материал

Расход жидкости через единицу площади фильтрующего материала при заданных значениях вязкости и перепада давлений

3.13.9 удельный расход жидкости. Удельный расход: Расход жидкости, приходящийся на единицу ширины живого сечения.

Удельный расход масла на угар в дизеле

Количество масла, безвозвратно расходуемого в дизеле на единицу номинальной или полной мощности, развиваемой дизелем в 1 ч

22. Удельный расход материалов

Количество материала, необходимое для изготовления 1 м² паркетного изделия

То же

3.1. Удельный расход материалов (без балласта и экипировки) , т/кН

47. Удельный расход полосы пропускания радиотракта телеметрической системы

Е. Specific expenditure of telemetry system transmission band

Ширина полосы пропускания радиотракта, расходуемая на передачу одного двоичного символа в секунду

4.5 Удельный расход тепловой энергии на отопление здания

кВт·ч/м²

4.3. Удельный расход тепловой энергии на отопление здания

q_o^y

МДж/(м² · год)

кВт · ч/(м² · год)

4.2. Удельный расход тепловой энергии на отопление здания

q_h^y

кДж/(м²×°С×сут), кДж/(м³×°С×сут)

4.4. Удельный расход тепловой энергии системой теплоснабжения на отопление здания

E_o^y

Вт · ч/(м² · °С · сут)

Удельный расход теплоносителя в плоском солнечном коллекторе

Расход теплоносителя в коллекторе, отнесенный к единице площади тепловоспринимающей поверхности

32. удельный расход теплоты:

Отношение теплоты сожженного в ГТД топлива за единицу времени к произведенной им мощности, кДж/кВт-ч.

удельный расход теплоты (heat rate): Отношение теплоты сожженного в ГТД топлива за единицу времени к произведенной им мощности, кДж/кВт × ч.

[ГОСТ Р 51852-2001, статья 32]

3.1.18 Удельный расход теплоты брутто : Расход тепла топлива, поступающего в камеры сгорания ГТУ, отнесенный к суммарной мощности «брутто» всех генераторов ПГУ при стандартных условиях в конденсационном режиме.

5. Удельный расход теплоты дистилляционной опреснительной установки

Удельный расход теплоты

D. Spezifischer Warmeverbrauch der Destillationsentsalzunganlage

E. Specific heat rate for distillation desalination plant

F. Debit specifique de chaleur pour installation de dessalement par distillation

Отношение количества теплоты, затраченной на производство дистиллята, к массе этого дистиллята

33. удельный расход топлива: Отношение массового расхода топлива к выходной мощности ГТУ [ГТД], кг/кВт·ч.

3.29 удельный расход топлива: Расход топлива на единицу мощности в единицу времени.

удельный расход топлива: Расход топлива на единицу мощности в единицу времени;

Удельный расход топлива

Отношение расхода топлива двигателя шасси в режиме мойки к площади поверхности, обработанной в процессе мойки, при опорожнении одной цистерны^*

3.1. Удельный расход топлива , г/(кВт·ч)

—

То же

К_и.п.ч.м

5.8. Удельная технологическая себестоимость (ГОСТ 14205-83)

К_пр

7. ПАТЕНТНО-ПРАВОВОЙ ПОКАЗАТЕЛЬ

8.2. Электрическая прочность изоляции токоведущих частей

* Классификационные показатели.

Примечание. Основные показатели набраны полужирным шрифтом.

Удельный расход топлива

Расход топлива на киловатт-час

Удельный расход топлива

Отношение израсходованного количества топлива на технологическую операцию заполнения одного кузова твердыми бытовыми отходами (с учетом переездов между домовладениями) к номинальной массе загруженных твердых бытовых отходов

Удельный расход топлива двигателя — расход топлива на 1 кВт·ч работы двигателя при стендовых испытаниях на заводе-изготовителе.

3.30 удельный расход топлива ИСО: Удельный расход топлива при стандартной мощности ИСО.

удельный расход топлива ИСО: Удельный расход топлива при стандартной мощности ИСО;

49. Удельный расход топлива на отпуск тепла

Количество топлива, израсходованного на единицу отпущенного тепла

График тепловой нагрузки

48.

Удельный расход топлива на отпуск электрической энергии

Количество топлива, израсходованного на единицу отпущенной электрической энергии

48. Удельный расход топлива на отпуск электрической энергии

3.2. Удельный расход топлива при вырезании кювета , кг/м³

Удельный расход топлива при пневморазгрузке (пневмосамозагрузке)

Отношение расхода топлива за время пневморазгрузки (пневмосамозагрузки) к массе перегруженного цемента

3.7 удельный расход топливного газа (электроэнергии) : Показатель энергоэффективности, характеризующий величину расхода природного газа (электроэнергии) газоперекачивающим агрегатом, компрессорным цехом, компрессорной станцией, газотранспортной системой на единицу выполняемой полезной работы.

Примечание — В качестве полезной работы, совершаемой газоперекачивающим агрегатом, компрессорным цехом, компрессорной станцией, используется политропная работа сжатия.

Если совершаемая полезная работа не может быть подсчитана непосредственно в физических единицах, то в качестве удельного показателя выбирают отношение расхода топлива или энергии к величине, косвенно (по однозначности) характеризующей совершаемую работу, или отношение к единице продукции.

[ГОСТ Р 51541]

В соответствии с ГОСТ Р 51541 в качестве величины, косвенно характеризующей работу, совершаемую газотранспортной системой, принята эквивалентная товаротранспортная работа.

Удельный расход цилиндрового смазочного масла

Расход цилиндрового смазочного масла на киловатт-час

2. Удельный расход циркуляционного или цилиндрового смазочного масла

Расход циркуляционного или цилиндрового смазочного масла на единицу мощности двигателя, развиваемой при полной нагрузке

Удельный расход циркуляционного смазочного масла

Расход циркуляционного смазочного масла на киловатт-час

6. Удельный расход электрической энергии дистилляционной опреснительной установки

Удельный расход электроэнергии

D. Spezifischer Energieverbrauch der Destillationsentsalzunganlage

E. Specific electric energy consumption for distillation desalination plant

F. Consummation specifique d’energie electrique pour installation de dessalement par distillation

Отношение количества электрической энергии, затраченной на производство дистиллята, к массе этого дистиллята

4.1. Удельный расход электроэнергии , кВт×ч/цикл

3.2.1. Удельный расход электроэнергии , кВт·ч/ (чел.-ч^-1·м)

3.2.3. Коэффициент полезного действия, %

Удельный расход электроэнергии

3.2

Затраты электроэнергии, необходимой для разделения 1 т (1 м³ или 1 кг) исходного твердого продукта (пульпы) при заданных условиях

3.2. Удельный расход электроэнергии , кВт · ч/ед. производительности

L_А

5. 1. Коэффициент применяемости по составным частям, %

1.2. Алфавитный перечень показателей качества, входящих в установленную номенклатуру, приведен в приложении 1.

1.3. Термины, применяемые в стандарте, и пояснения к ним приведены в приложении 2.

Удельный расход электроэнергии

3.2

Затраты электроэнергии, необходимой для разделения 1 т (1 м³ или 1 кг) исходного твердого продукта (пульпы) при заданных условиях

Удельный расход электроэнергии для осадительных и комбинированных центрифуг

Количество энергии, расходуемой на переработку 1 т осадка

Удельный расход электроэнергии для фильтрующих центрифуг

Количество электроэнергии, расходуемой на переработку 1 т исходного материала

91. Удельный расход электроэнергии жарочного электрошкафа

Расход электроэнергии, приходящийся на единицу внутреннего объема электрошкафа, затрачиваемый на его разогрев до заданной температуры

3. 2.2. Удельный расход электроэнергии на размол топлива , Дж/кг (кВт · ч/т)

Удельный расход электроэнергии при пневморазгрузке (пневмосамозагрузке)

Отношение расхода электроэнергии за время пневморазгрузки (пневмосамозагрузки) к массе перегруженного цемента

3.1. Удельный расход электроэнергии, кВт ·  ч/ед. производительности

Затраты труда

3.3. Удельный расход электроэнергии, кВт · ч · м^-3

L_Aэкв(ГОСТ 12.1.003-83)

4.4. Средние квадратические значения виброскорости в октавных полосах частот (ГОСТ 12.1.012-78), м · с^-1

Т_у.и

Уровень унификации

3.2. Удельный расход электроэнергии, кВтч/ед. производительности

L_pa

К_пр

Приоритет внутрисоюзный и за рубежом

Примечание. Основные показатели качества набраны полужирным шрифтом.

1.2. Алфавитный перечень показателей качества металлообрабатывающих станков, входящих в установленную номенклатуру, приведен в справочном приложении 1.

1.3. Термины, применяемые в стандарте, и пояснения к ним приведены в справочном приложении 2.

1.4. Пояснения к определению показателей качества приведены в справочном приложении 3.

3.1.45 удельный расход энергии (energy indicator): Отношение объема потребленной энергии к площади или объему кондиционируемой области.

Удельный расход энергии

Е

Отношение расхода энергии (электрической, кВт · ч, или пневматической, м³/с) к полезной мощности вентилятора, определяемое при работе на режиме максимального КПД

                                          (6)

где N_потр. — расход энергии на режиме максимального КПД

3.9.31 удельный расход энергии (топлива) : Показатель, определяемый отношением количества фактически израсходованного топлива (в натуральном выражении или в пересчете на условное) к количеству произведенной продукции данного вида.

26 удельный расход энергии биогазовой установки: Отношение суточного потребления электроэнергии к минимальной производительности биогаза.

7. Удельный расход энергии криогенной установки (системы)

Удельный расход энергии

Ндп. Коэффициент рефрижерации

Коэффициент энергозатрат

Коэффициент охлаждения

D. Spezifischer Energiebedarf einer Kryoanlage (System)

E. Specific power consumption of cryogenic plant (system)

F. Consummation cpecifique d’energie de l’installation cryogenique (systeme)

Отношение энергии, затрачиваемой криогенной установкой (системой), к количеству получаемого продукта (продуктов) или мощности, затраченной установкой (системой), к холодопроизводительности

46. Удельный расход энергии телеметрической радиолинии

Е. Specific expenditure telemetry system power

Энергия сигнала на входе приемного устройства, приходящаяся на один двоичный символ при заданной верности оценки, отнесенная к спектральной плотности мощности помех

Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации. academic.ru. 2015.

Удельный расход топлива на выработку тепловой энергии на ТЭЦ

К.т.н. А.М. Кузнецов, Московский энергетический институт (ТУ)

Удельный расход условного топлива на производство и отпуск тепловой энергии от ТЭЦ для теплоснабжения потребителей является важным показателем работы ТЭЦ.

В известных всем энергетикам учебниках [1, 2] ранее предлагался физический метод разделения расхода топлива на выработку тепла и электроэнергии на ТЭЦ. Так, например, в учебнике Е.Я. Соколова «Теплофикация и тепловые сети» приведена формула расчета удельного расхода топлива на выработку теплоты на ТЭЦ:

b_т=143/η_к._с.=143/0,9=159 кг/Гкал, где 143 — количество условного топлива, кг при сжигании которого выделяется 1 Гкал тепловой энергии; η_к._с — КПД котельной электростанции с учетом потерь тепла в паропроводах между котельной и машинным залом (принято значение 0,9). А в учебнике В.Я. Рыжкина «Тепловые электрические станции» в примере расчета тепловой схемы турбоустановки Т-250-240 определено, что удельный расход топлива на выработку тепловой энергии составляет 162,5 кг у. т./Гкал.

За рубежом этот метод не применяется, а в нашей стране начиная с 1996 г в РАО «ЕЭС России» стал применяться другой, более совершенный — пропорциональный метод ОРГРЭС. Но и этот метод также дает значительное завышение расхода топлива на выработку тепла на ТЭЦ [3].

Наиболее правильный расчет затрат топлива на выработку тепла на ТЭЦ дает метод КПД отборов, более подробно представленный в статье [4]. Расчеты, проведенные на основе этого метода, показывают, что расход топлива на выработку тепловой энергии на ТЭЦ с турбинами Т-250-240 составляет 60 кг/Гкал [5], а на ТЭЦ с турбинами Т-110/120-12,8-5М — 40,7 кг/Гкал [6].

Рассмотрим метод КПД отборов на примере ПГУ ТЭЦ с паровой турбиной Т-58/77-6,7 [7]. Основные показатели работы такой турбины представлены в таблице, из которой видно, что ее среднезимний режим работы — теплофикационный, а летний — конденсационный. В верхней части таблицы в обоих режимах все параметры одинаковые. Отличие проявляется только в отборах. Это позволяет с уверенностью выполнить расчет расхода топлива в теплофикационном режиме.

Паровая турбина Т-58/77-6,7 предназначена для работы в составе двухконтурной ПГУ-230 на ТЭЦ в районе Молжаниново г. Москвы. Тепловая нагрузка — Q_r=586 ГДж/ч (162,8 МВт или 140 Гкал/ч). Изменение электрической мощности турбоустановки при переходе от теплофикационного режима к конденсационному составляет:

N=77,1-58,2=18,9 МВт.

КПД отбора рассчитывается по следующей формуле:

ηт=N/Q_r=18,9/162,8=0,116.

При той же тепловой нагрузке (586 ГДж/ч), но при раздельной выработке тепловой энергии в районной отопительной котельной расход топлива составит:

B_K=34,1 .Q/ηр к =34,1.586/0,9= =22203 кг/ч (158,6 кг/Гкал), где 34,1 — количество условного топлива, кг, при сжигании которого выделяется 1 ГДж тепловой энергии; η_рк. — КПД районной котельной при раздельной выработке энергии (принято значение 0,9).

Расход топлива в энергосистеме на выработку тепла на ТЭЦ с учетом КПД отбора:

где η_кс. — КПД котельной замещающей КЭС; ηо — КПД турбоустановки замещающей КЭС; η_{э с}. — КПД электрических сетей при передаче электроэнергии от замещающей КЭС.

Экономия топлива при комбинированной выработке тепловой и электрической энергии по сравнению с районной отопительной котельной: В=В_к-В_т=22203-7053=15150 кг/ч.

Удельный расход условного топлива на выработку тепловой энергии по методу КПД отборов: b_т=В_т/Q_г=7053/140=50,4 кг/Гкал.

В заключение следует отметить, что метод КПД отборов научно обоснован, правильно учитывает происходящие в энергосистеме процессы в условиях теплофикации, прост в использовании и может найти самое широкое применение.

Литература

1. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. М.-Л.: Энергия, 1967. 400 с.

2. Соколов Е.Я. Теплофикация и тепловые сети. М.: Энергоиздат, 1982. 360 с.

3. Кузнецов А.М. Сравнение результатов разделения расхода топлива на отпускаемые от ТЭЦ электроэнергию и тепло различными методами // Энергетик. 2006. № 7. С. 21.

4. Кузнецов А.М. Экономия топлива при переводе турбин в теплофикационный режим// Энергетик. 2007. № 1. С. 21-22.

5. Кузнецов А.М. Экономия топлива на блоке с турбиной Т-250-240 и показатели ее работы // Энергосбережение и водоподготовка. 2009. № 1. С. 64-65.

6. Кузнецов А.М. Расчет экономии топлива и показатели работы турбины Т-110/120-12,8-5М // Энергосбережение и водо подготовка. 2009. № 3. С. 42-43.

7. Баринберг Г.Д., Валамин А.Е., Култышев А.Ю. Паровые турбины ЗАО УТЗ для перспективных проектов ПГУ// Теплоэнергетика. 2009. № 9. С. 6-11.

Методика оценочного расчета удельного расхода топлива двухконтурного турбореактивного двигателя | Кузнецов

Определение предельно достижимого уровня технического совершенства для дви­гателя с выбранной конструктивной схемой на начальном этапе проектирования позволяет заранее оценить его конкурентоспособность по сравнению с аналогами. Для оценки уровня технического совершенства силовой установ­ки летательного аппарата (ЛА) используются два параметра: удельный расход топлива C_R и удельный вес двигателя γ_дв [1]. Определение удельных параметров проектируемого двигате­ля начинается с термодинамического расчета «исходного» режима работы. При этом КПД основных узлов и уровень потерь по газовоз­душному тракту двигателя задаются из пред­шествующего опыта проектирования (данные аналогов или предшествующих модификаций) или определяются в ходе отдельных расче­тов компрессора, турбины и камеры сгора­ния. Прямая аналитическая взаимосвязь па­раметров термодинамического цикла и КПД основных узлов для конкретного двигателя невозможна. Поэтому процесс выбора термо­динамических параметров, таких как температура газа в камере сгорания Т_г*, суммарнаястепень сжатия π_Σ*, степень двухконтурности y и последующий анализ зависимостей C_R = f(Т_г*, π_Σ*, y,…), выполняется при постоянных значениях потерь и КПД узлов.

При определении предельно возможного технического уровня двигателя связь между параметрами Т_г*, π_Σ*, y и максимально возможным КПД узлов может быть установлена.
Основой метода является использование зависимостей максимально возможного политропного КПД ступени компрессора или турбины  от величины нагрузки на ступень, предварительно полученных на основе стати­стических данных. Далее выполняется расчет адиабатического КПД всего компрессора η_к* или турбины η_т* с использованием параметров термодинамического цикла. Подробно метод расчета максимально возможного КПД основ­ных узлов двигателя изложен в [2].

Для рассматриваемой методики расчета установлены следующие допущения и огра­ничения:

• процесс в двигателе рассматривается как термодинамически равновесный и адиа­батический;
• приняты постоянные гидравлические потери по газовоздушному тракту;
• принято равномерное распределение нагрузки (напорности) между ступенями ком­прессора;
• область применения методики огра­ничивается малоразмерными ТРДД, которые устанавливаются в основном на беспилотные летательные аппараты.

Исходными данными для определения максимально возможного η_к* осевого ком­прессора являются следующие параметры: приведенный расход воздуха G_{ВПР 0}, пол­ная температура на входе в компрессор Т_вх, а также степень повышения полного давле­ния в компрессоре π_к* и выбранное количе­ство ступеней компрессора z. В начале рас­чета определяется величина нагрузки на одну ступень Δi*_ст0 и степень повышения давления в ступени π*_ст0 в первом приближении с ис­пользованием равенств:

где Δi_к*_ад, ккал/кг — адиабатическое измене­ние энтальпии за компрессором, определяе­мое с помощью термодинамических функций по величинам π_к* и Т_вх*; Δi_ад* _ст, кДж/кг — адиа­батическое изменение энтальпии ступени. За­висимость для максимально возможного КПД осевой ступени компрессора от измене­ния энтальпии Δi_ст* представлена на рисунке 1.

Для каждой ступени компрессора с по­рядковым номером s может быть определена напорность Δi_ст*(s) и максимальный политропный КПД  (s):

Здесь k_α — поправка на потери напорно- сти в ступенях, а k_н(s) — коэффициент, опреде­ляющий изменение напорности по ступеням. Для малоразмерных ТРДД число осевых сту­пеней в компрессоре обычно не более 2. В этом случае, в отличие от многоступенчатых ком­прессоров с заданным распределением напор- ности, можно принять k_н(1) = k_н(2) = 1.

Политропный КПД с учетом поправки на размерность ступени определяется урав­нениями:

где G_ВПР(s), кг/с — приведенный расход воздуха на входе в ступень s, Δη_пол* — поправка на полит- ропный КПД, определяемая по графической зависимости, представленной на рисунке 2. Графические зависимости для  и Δη_пол* представленные на рисунках 1 и 2, получены путем обработки статистических эксперимен­тальных данных по осевым и центробежным ступеням компрессоров на основе данных, за­имствованных из [1, 3, 4].

Адиабатический КПД ступени

Параметры воздуха на выходе из ступени:

где i*_вх(s), S*_вх(s) — энтальпия и энтропия возду­ха на входе в ступень; Δi_ст*_ад(s) — адиабатиче­ский напор ступени; i_ст*_ад(s), T*_ст*_ад(s), S*_ст*_ад(s) — энтальпия, температура и энтропия воздуха на выходе из ступени, рассчитанные с помо­щью термодинамических функций.

Общие параметры осевого компрессора определяются по соотношениям:

Совместное решение уравнений (1)-(11) позволяет определить адиабатический КПД, напорность каждой ступени компрессора и об­щий КПД компрессора.

Аналогичным образом, на основе при­веденных выше зависимостей, может быть составлена методика расчета для компрессо­ра, состоящего из нескольких центробежных или диагональных ступеней. В большинстве современных малоразмерных ТРДД приме­няется одиночная центробежная ступень. Для центробежной ступени следует исполь­зовать зависимость , представ­ленную на рисунке 1. Дополнительными исходными данными для расчета являются приведенный расход воздуха G_{в прц} и температура торможения Т_вх* на входе в ступень. Для одноступенчатого центробежного ком­прессора G_{в прц} = G_{в прц0}, Т_вх * — задано. Для за­мыкающей ступени осецентробежного ком­прессора G_{в прц} = G_{в пр}(z), Т_вх*= Т_ст*(z). При этом расчет адиабатического КПД ступени суще­ственно упрощается:

Изменение энтальпии и параметры воз­духа на выходе из центробежной ступени:

где i*_вх, S*_вх — энтальпия и энтропия воздуха на входе в ступень, определяемые по Т_вх*; Δi_ц*_ад — адиабатический напор ступени; i_{ц ад}, T_ц*_ад, S_ц*_ад — энтальпия, температура и энтропия воздуха на выходе из центробежной ступени.

Для одноступенчатого центробежного компрессора параметры ступени одновремен­но являются параметрами компрессора. Общие параметры осецентробежного компрессора определяются с учетом параметров осевой части:

Методика определения максимально воз­можного адиабатического КПД для турбины компрессора составлена с учетом отбора воз­духа на охлаждение соплового аппарата (СА) и рабочего колеса (РК) для одной или несколь­ких ступеней. В качестве исходных данных используются следующие параметры из рас­чета исходного режима: изменение энталь­пии в компрессоре Δi_к*, приведенный расход воздуха G_{в пр0}, температура торможения Т*_г и полное давление Р_г* газа на входе в турбину, энтальпия воздуха за компрессором i_к*, отно­сительный расход топлива в камере сгорания q_т кс = G_т / (3600 · G_{в кс}). Зависимости для опре­деления механического КПД η_mK = f(G_{в пр0}) на валу турбины компрессора с учетом при­вода агрегатов и зависимость для определе­ния относительной величины отбора воздуха Δ _{охл ст}(s) = f (Т_вх*) на охлаждение одной ступе­ни турбины приведены в [2]. Относительный отбор воздуха на охлаждение диска корпуса и дисков турбины Δ _охл к = 0,005…0,01.

Коэффициенты расхода воздуха и газа на входе в турбину компрессора:

Величины μ_в, μ_г, Δ _охл Σ в начале расчета задаются в первом приближении.

Для определения изменения энтальпии газа в турбине компрессора Δi*_тк и в отдельной ступени Δi*_ст при заданном числе ступеней z (в соответствии с вариантом схемы на рис. 5) используются соотношения:

В сечениях за CA и РК турбины для каж­дой ступени s выполняется пересчет коэффици­ентов расхода с использованием соотношений:

Здесь j — 1 обозначает сечение на вхо­де в CA или РК; j — сечение на выходе из CA или РК; ψ_са, ψ_ρκ — долевой коэффициент от­носительного расхода воздуха, расходуемого на охлаждение соответственно CA и РК.

Термодинамические параметры на выхо­де из CA определяются с помощью термоди­намических функций:

где i_вх*'(s), Т_вх*'(s), S_вх*'(s) — соответственно эн­тальпия, полная температура и энтропия газа за CA, т.е. на входе в РК; а c_p, R_r, к_г — соот­ветственно теплоемкость, газовая постоянная и показатель адиабаты этого же газа.

Политропный КПД ступени η*_пол(s) опре­деляется с использованием зависимостей:

Δη*_пол = f(А_ст), если А_ст ≤ 40, Δη*_пол = 0, если А_ст > 40.

Здесь η*^max_пол — максимально возмож­ный политропный КПД, определяемый по зависимости, представленной на рисун­ке 3, Δη*_пол — поправка на политропный КПД ступени в зависимости от величины пропуск­ной способности А_ст, определяемая по зависи­мости на рисунке 4, P*_вх(S) — полное давление газа на входе в рабочее колесо ступени. Зависи­мости для η*^max_пол получены при обработке стати­стических данных, взятых из [3]. Зависимость для η*_пол заимствована из работы [4].

 

Рис. 3. Максимально возможный политропный КПД ступени турбины компрессора

 

 

Рис. 4. Поправка на политропный КПД ступени турбины

 

Aдиабатические параметры за РК и адиа­батический КПД ступени η*_ад(s) определяются с использованием уравнений:

где i*_{ст ад}(s), T*_{ст ад}(s), S*_{ст ад}(s) — соответственно адиабатическая энтальпия, полная температу­ра и энтропия газа на входе из РК, определя­емые с помощью термодинамических функ­ций; Δi*_{ст ад}(s) — адиабатический перепад на РК ступени; π*_ст (s) — степень понижения полного давления в РК.

Энтальпия газа на выходе из ступени определяется по теплоперепаду в РК и величи­не расхода охлаждающего воздуха

где i*_ст (s)- энтальпия газа на выходе из РК.

Рис. 5. Охемы ТРДД: а) первая конструктивная схема, б) вторая конструктивная схема 1 — вентилятор (вар. а), двухступенчатый вентилятор (вар. б), 2 — осевая ступень компрессо­ра ВД (вар. а), двухступенчатая подпорная осевая ступень (вар. б), 3 — центробежная ступень компрессора ВД, 4 — камера сгорания, 5 — турбина ВД, 6 — турбина НД (вар. а), двухступен­чатая турбина НД (вар. б), 7 — сопло второго контура, 8 — сопло первого контура, CA — сече­ние на выходе из соплового аппарата, РК — сечение на выходе из рабочего колеса

Полная температура и давление газа на выходе из ступени турбины:

T_ст*(s) = f (q_т(j), i_ст*(s), P_ст*(s) = P_вх*(s) / π_ст*(s) .      (32)

Поскольку для многоступенчатой тур­бины имеют место равенства i*_вх (s + 1) = i_ст*(s) и P_вх*(s + 1) = P_ст*(s), приведенные выше урав­нения позволяют выполнить расчет основных параметров для каждой из z ступеней турбины при их совместном решении.

Далее определяются общие параметры турбины компрессора — степень понижения полного давления в турбине π*_тк и адиабатиче­ский КПД η*_тк:

Турбина низкого давления, связанная вентилятором, рассчитывается аналогичным образом, при этом для определения величин η*^max_пол и Δη*_пол используются зависимости на ри­сунках 3, 4. В случае если температура на вхо­де в турбину или ступень T*_вх(s) < 1200 К, при­нимается Δ_охлс(s) = 0.

Предложенные процедуры расчета адиа­батического КПД компрессора и турбины ис­пользуются в данном случае как составные части термодинамического расчета исходно­го режима двигателя, выполненные в виде отдельных подпрограмм.

Остальные параметры, характеризующие потери по газовоздушному тракту и полноту сгорания топлива в камере, имеют, как прави­ло, узкие интервалы возможных значений. Их количество и численные значения определяют­ся типом двигателя (ТРД, ТРДД и др. ), могут быть заимствованы из [5, 7]. При определе­нии предельно достижимого уровня техниче­ского совершенства двигателя с минимально возможным C_R параметры, характеризующие потери по газовоздушному тракту, могут быть заданы в виде постоянных величин. Методи­ка термодинамического расчета исходного ре­жима является общеизвестной, поэтому она исключается из рассмотрения. Для расчета термодинамических функций воздуха и газа в диапазоне температур от минус 50 до 1500 °С используются данные [6], для температур свы­ше 1500 °С — аппроксимирующие зависимости по стандарту NASA sp-273.

Для апробации разработанной методики были выполнены расчеты минимально воз­можных C_R применительно к малоразмерным ТРДД. Расчеты выполнены для стандартных атмосферных условий на входе в двигатель Н = 0, М = 0, T_H = 288,15 К. Диапазон варьи­руемых основных параметров термодинами­ческого цикла выбран исходя из статистических данных для ТРДД производства Teledyne CAE, Williams International [8]: π_Σ* = 10-13,8, Т_г* = 1150-1400 К, у = 1. Во всех случаях при­веденный расход воздуха через первый контур был задан равным С_{ВПР 0} = 2,5 кг/с. Исходя из постановки задачи, вместо значений тяги двигателя для всех вариантов рассчитана ве­личина усредненной удельной тяги двигателя I = (R_уд1 + R_уд2 · y)/ (1 + У), где R_уд1 R_уд2 — удель­ная тяга сопел первого и второго контура со­ответственно.

Результаты вариативных расчетов исход­ного режима ТРДД с максимально возможны­ми КПД узлов представлены на рисунках 6, 7. На рисунке 6 представлены расчетные зави­симости C_R = (Т_г*, π_Σ*, I) для первой конструк­тивной схемы ТРДД с одноступенчатым вен­тилятором, компрессором высокого давления (ВД), состоящим из осевой и центробежной ступени, кольцевой прямоточной камерой сгорания, одноступенчатой турбиной высо­кого и низкого давления (НД). Первая схема представлена на рисунке 5 а. Нанесенные ли­нии представляют собой результаты расче­тов множества вариантов исходного режима ТРДД при выбранных постоянных величи­нах термодинамического цикла Т_г* = const или π_Σ* = const. Каждая точка диаграммы представляет собой минимально возможное значение C_r, достижимое при заданных T_г* , π_Σ*, у и внешних условиях.

 

 

Аналогичные зависимости по C_R пред­ставлены на рисунке 7 для второй схемы ТРДД с двухступенчатым вентилятором, двумя под­порными ступенями каскада НД, компрессо­ром ВД, состоящим из центробежной ступени, кольцевой прямоточной камерой сгорания, од­ноступенчатой турбиной ВД и двухступенча­той турбиной НД. Вторая схема представлена на рисунке 5б. Дополнительно на рисунке 7 на­несены данные по двигателям семейства мало­размерных ТРДД WR-19 компании Williams In­ternational и расчетные данные этих двигателей, полученные при тех же параметрах термодина­мического цикла с максимально возможными величинами КПД ступеней компрессоров и тур­бин (точки отмечены одинаковыми маркерами). Анализ представленных данных показывает возможность снижения C_R для данных двига­телей на 7-10 % при увеличении политропного КПД составляющих ступеней до максималь­но возможного современного уровня (данные на рис. 1, 3). Необходимо учесть, что линия совместной работы в поле характеристик ком­прессора, с учетом обеспечения достаточного уровня запасов газодинамической устойчиво­сти, может быть смещена в область, где КПД на 1-2 % ниже линии максимальных значений. Поэтому максимальный потенциал снижения C_r для окончательно спроектированного и изго­товленного двигателя в данном случае следует уменьшить до 5-8 %.

Из опыта проектирования известно, что при модернизации существующего дви­гателя без существенных изменений газовоз­душного тракта технические риски успешного завершения ОКР считаются минимальными. Однако заказчик может поставить перед раз­работчиком ТРДД задачу снизить удельный расход топлива на величину δC_R > 7-10 % с условием сохранения параметров термоди-намического цикла y, T_г*, π*_Σ и неизменны­ми габаритно-массовыми характеристиками. В рассмотренном случае задача будет практи­чески не выполнимой, так как существующие методы проектирования и технологические возможности производства не позволят до­стичь требуемого уровня политропного КПД компрессора и турбины. Потребуются дли­тельные НИР по улучшению характеристик основных узлов двигателя. Таким образом, результаты расчета по данной методике мо­гут быть важным дополнительным критерием оценки задаваемых в ТЗ требований по эконо­мичности ТРДД при выполнении поисковых НИР для перспективных ЛА.

Методика может также использоваться для сравнения ТРДД различных схем и с раз­личными параметрами термодинамического цикла. Зависимости, показанные на рисунках 6 и 7, могут быть представлены в виде области с ограничивающими линиями для фиксирован­ного диапазона значений T_г*, π*_Σ. В этом случае наложение двух таких областей, полученных для ТРДД первой и второй схемы с одинаковы­ми диапазонами значений T_г*, π*_Σ, у, позволяет наглядно их сопоставить по минимально дости­жимым значениям C_r, как показано на рисунке 8.

Может быть выполнен также количе­ственный анализ. Например переход от первой ко второй схеме ТРДД (см. рис. 8) при одина­ковых значениях Т_г* = 1300 К, π_Σ* = 12,25, у = 1 позволяет снизить удельный расход топлива на величину δC_R = -1,2 % с одновременным увеличением суммарного удельного импульса δΐ = 1,0 %. Снижение C_r связано в основном с увеличением КПД турбины НД при переходе от одноступенчатой к двухступенчатой схеме.

Другим примером может быть сравнение ТРДД одной схемы (первая схема), но с раз­личной степенью двухконтурности у, пред­ставленное на рисунке 9. Увеличение степе­ни двухконтурности на 35 % при одинаковых значениях Т_г* = 1300 К, π_Σ* = 12,25 позволяет снизить минимально достижимый уровень удельного расхода топлива на величину δC_R = -6,8 %. Однако данное снижение величины C_r сопровождается значительным снижением суммарного удельного импульса δI = -8,6 %.

Такое изменение оправдано в случае оптимиза­ции двигателя на крейсерский режим работы при снижении числа М полета. Примером ис­пользования ТРДД с увеличенной степенью двухконтурности можно считать JT15D-5C с у = 2 производства Pratt&Whitney, устанавли­ваемый на БПЛA “Barracuda” и X-47A. В обо­их случаях можно заранее оценить, насколько потенциал снижения δC_r оправдывает затраты, необходимые на проведение ОКР по разра­ботке двигателя новой конструктивной схемы.

Преимуществом разработанной методи­ки, в сравнении с традиционным термодинами­ческим расчетом исходного режима, является возможность выполнять расчет минимально достижимых значений C_r двигателя с учетом взаимосвязи между изменением основных па­раметров термодинамического цикла π*_Σ и T*_г , изменением КПД узлов и величины отбирае­мого на охлаждение воздуха. Методика позво­ляет выполнить оценку имеющегося потенциа­ла улучшения экономичности существующего ТРДД, ограниченного достигнутыми техни­ческими характеристиками основных узлов. Для двигателя новой конструктивной схемы на начальном этапе проектирования можно вы­явить наличие или отсутствие преимущества по величине минимально возможного удельно­го расхода топлива с двигателями-аналогами в ожидаемых условиях эксплуатации.

Удельный расход масла в судовом дизеля

Под удельным расходом масла на угар понимают количество масла, безвозвратно расходуемое в дизеле в единицу времени на единицу его мощности.

Удельный расход масла на слив — это количество масла, сливаемого из масляной системы дизеля при его смене, отнесенное к мощности и времени работы между сменами масла. Сумма удельных расходов масла на угар и слив представляет собой общий удельный расход масла, составляющий в среднем 2,2 — 5 г (кВт-ч). Меньший предел относится к малооборотным крейцкопфным дизелям, а больший — к высокооборотным тронковым.

Увеличение удельного расхода масла на угар, необходимость частой дозаправки расходного масляного бака — первый и почти безошибочный признак интенсивного изнашивания рабочей втулки цилиндра и поршневых колец и ненормально больших зазоров между этими деталями.
При наличии двух раздельных систем смазки (цилиндровой и циркуляционной) удельный расход масла в формуляре дизеля указывается раздельно.

В сухую массу дизеля входит масса собственно дизеля и навешенных на него механизмов и трубопроводов, исключая массу топлива, масла и воды.
Удельная масса дизеля — это показатель его металлоемкости, измеряемый отношением сухой массы к эффективной мощности.
Литровая масса дизеля — это показатель, измеряемый отношением его массы к рабочему объему всех цилиндров. Для МОД это отношение составляет 160 — 120, для СОД — 100 — 75, а для ВОД — 70 — 35 кг/л.

Ресурсом называется время работы дизеля в часах до определенного состояния. Стандарт устанавливает следующую номенклатуру назначенных ресурсов для дизелей: непрерывной работы (Rн), до переборки (Rп), до полной переборки (Rп.п), до капитального ремонта (Rк), ресурс до списания.

Ресурс непрерывной работы дизеля — это его безотказный непрерывный срок службы, при достижении которого эксплуатация должна быть прекращена независимо от состояния дизеля для проведения технического обслуживания. При этом перечень и объем работ по каждому виду этого обслуживания указывается конкретно для каждого дизеля в инструкции по его эксплуатации.

Ресурс дизеля до переборки — это его срок службы, при достижении которого эксплуатация дизеля должна быть прекращена независимо от его состояния для частичной разборки (с выемом поршней), осмотра, проверки и восстановления работоспособности деталей и сборочных единиц в объеме, оговоренном в эксплуатационной документации.

В ТУ на поставку дизелей указывают назначенные ресурсы до первой переборки или до первой полной переборки; могут также назначаться ресурсы до второй и последующих переборок.

Ресурс до полной переборки — это срок службы дизеля, при достижении которого эксплуатация должна быть прекращена независимо от его состояния для демонтажа и полной разборки на ремонтном предприятии с освидетельствованием всех деталей сборочных единиц, очисткой и промывкой масляных полостей, с частичным использованием ремонтного комплекта запасных частей.

Ресурс до капитального ремонта — это срок службы дизеля, при достижении которого эксплуатация должна быть прекращена независимо от его состояния для полной разборки, обеспечивающей переукладку коленчатого вала в новые подшипники, осмотра, проверки и восстановления работоспособности сборочных единиц и деталей в соответствии с требованиями эксплуатационной документации.При этом могут назначаться ресурсы до первого и второго капитальных ремонтов.

Ресурс до списания — это средний срок службы до списания который устанавливают по согласованию между заводом – изготовителем и заказчиком.

Расход топлива в зависимости от тормозов — Джим объясняет, как BSFC влияет на тепловую эффективность ценить. Более широкая категория включает разработчиков деталей и тех, кто заинтересован в оценке изменений уровня мощности, связанных с деталями или модификациями. Так или иначе, любые изменения мощности (положительные или отрицательные) могут быть связаны с полнотой сгорания.И, проще говоря, BSFC тоже настроен на это. Несмотря на предыдущие обсуждения этого предмета, в этой презентации мы его немного расширим.

Теперь, хотя «Энджинология» не предназначена для включения массива математических вычислений в поддержку предоставленной информации, стоит отметить, как вычислить BSFC, потому что это поможет понять важность его числовых соотношений. В английской системе единиц расчет включает расход топлива в фунтах в час (pph) и «наблюдаемую» мощность в лошадиных силах (без поправки на атмосферное давление и температуру воздуха на входе).Арифметически, если мы разделим расход топлива на наблюдаемую мощность в лошадиных силах, единицами измерения будут фунты / лошадиная сила-час. Это академическая точка зрения.

На практике BSFC — это мера того, насколько эффективно заданное количество топлива преобразуется в определенное количество лошадиных сил. В более широком смысле, это также можно рассматривать как меру эффективности сгорания, и это ключ к нашему обсуждению, но сначала мы должны включить некоторые мысли о родственном предмете.

Независимо от типа используемого топлива оно имеет определенное энергосодержание для данного объема.Это означает, что если бы мы сожгли все топливо и улавливали все тепло, выделяемое во время любого конкретного цикла сгорания, мы бы извлекли максимальное количество потенциальной мощности. Однако, к сожалению, двигатель внутреннего сгорания не является эффективным. И хотя вы можете ожидать, что определенная доля энергии будет потеряна для выхлопных систем и систем охлаждения, они могут работать в диапазоне 20-25 процентов потерь для каждой системы, в лучшем случае.

Эти проценты нередко могут быть выше. Таким образом, цель создания, модификации или настройки гоночного двигателя — минимизировать эти неизбежные потери. Например, тепловые покрытия, предназначенные для уменьшения потерь тепла в систему охлаждения, представляют собой попытки увеличить количество энергии, сосредоточенной в пространстве сгорания. То же самое касается покрытия основных компонентов выхлопной системы, таких как коллекторы. Имеет смысл.

Другими словами, мы говорим об улучшении «теплового КПД» двигателя за счет минимизации потерь тепла, особенно в системах охлаждения и выхлопа.Когда это будет достигнуто, мощность будет увеличиваться, и нам нужен способ оценить, что происходит в камере сгорания. Это подводит нас к завершению и возвращает нас к использованию BSFC в качестве критерия. Если не считать проведения анализов давления в цилиндрах, которые сравнительно дороже и сложнее, чем рассмотрение данных BSFC, как мы это делаем?

Сначала рассмотрим практический пример. Предположим, мы оцениваем гоночную силовую установку, работающую на бензине, на динамометрическом стенде двигателя. При полностью открытой дроссельной заслонке, полной нагрузке и постоянных оборотах (с использованием гоночного газа) «химически правильный» базовый BSFC некоторое время назад считался равным 0.500 фунтов расхода топлива на мощность в час.

По мере того, как производители двигателей и модификаторы совершенствовали способы повышения как термической эффективности, так и эффективности сгорания с помощью методов, которые включали формы камеры сгорания, конструкцию днища поршня, эффективность выхлопной системы и связанные с этим области, первоначальный «стандарт» для бензина снизился до уровня чуть севернее. 0,400. Это означало, что улучшенное сгорание позволяло тому же количеству топлива производить увеличение мощности — например, повышалась эффективность сгорания.В результате был сокращен BSFC.

Вот здесь, может быть, стоит кое-что отметить. Допустим, у нас есть два двигателя примерно одинаковой мощности. То есть их кривые крутящего момента и мощности очень похожи. Это случается с некоторой частотой. Тем не менее, один демонстрирует кривую BSFC со значениями ниже, чем другой двигатель. Оказывается, тот, у кого более низкая кривая BSFC, будет ускоряться быстрее, чем другой, оказавшись на трассе, при прочих равных. Он также будет более чувствителен к изменениям, влияющим на эффективность сгорания, и, скорее всего, потребует меньшего общего времени зажигания, чтобы работать наилучшим образом.Также будет выше экономия топлива на трассе. Но мы отвлеклись.

В целом, есть некоторая правда, и, похоже, было небольшое недоразумение относительно того, что на самом деле указывают данные BSFC. Например, если двигатель испытывает чрезмерное (возможно, даже некоторое) загрязнение сгорания от остатков (выхлопных газов), оставшихся в пространстве сгорания во время последующих событий сгорания, данные BSFC обычно увеличиваются в числовом выражении.

В таких случаях температура выхлопных газов (EGT) имеет тенденцию к снижению.Это часто сопровождается необходимостью дополнительного топлива и большего времени зажигания, чтобы попытаться решить проблему. Подобные условия просто означают, что проблема загрязнения требует исправления.

Один из подходов, который я наблюдал несколько лет назад и который оказался полезным, — это следующий метод использования BSFC в качестве инструмента. Поскольку двигатель имеет тенденцию к наиболее эффективному сгоранию при максимальном крутящем моменте или близком к нему, выполнение начальных испытаний искры и калибровки топлива при пиковом крутящем моменте позволит сэкономить на износе дорогостоящего двигателя (или даже не такого дорогого).Есть причина, по которой BSFC имеет тенденцию быть численно самой низкой на данный момент, но мы вернемся к этому через мгновение.

Используя этот метод, можно свести к минимуму нагрузку на двигатель при испытаниях, но сделать возможным точное определение наилучшего (самого низкого) BSFC путем раздельной регулировки искры и топлива. Во-первых, найдите лучшую настройку искры. Затем вы можете регулировать расход топлива до определения самого низкого BSFC без потери мощности. Достаточно просто.

В идеале вы хотели бы создать «плоскую» кривую BSFC, но это не совсем возможно.Что вы можете сделать, так это работать над установлением этого условия, используя в качестве цели значение BSFC при пиковом крутящем моменте. Однако пара условий влияет на любую попытку «сглаживать» кривую BSFC. Среди них тот факт, что при оборотах двигателя ниже пикового крутящего момента увеличивается количество времени для тепловых потерь в системе охлаждения и связанных с ней частях и каналах. И особенно если в двигателе используется карбюратор, качество заправки воздухом / топливом, как правило, страдает от менее эффективного распыления (смешивания) на этих оборотах двигателя, чем при более высоких оборотах.

Помимо максимального крутящего момента, существует проблема механического разделения воздуха и топлива, о чем свидетельствует соответствующее повышение значений BSFC. Другими словами, соответственно снижается эффективность сгорания. Кроме того, в более высоких диапазонах оборотов, несмотря на увеличение количества тепла, которое в противном случае может быть использовано при сгорании, высокие обороты сокращают время, доступное для передачи этого тепла, что приводит к потере мощности.

Вот и все. Учитывая современные технологии и оборудование, доступные для оценки и количественной оценки процесса сгорания, использование анализа BSFC стало своего рода методом «бедняков» для настройки или модификации гоночного двигателя, но он работает и намного более экономичен, чем некоторые другие методы.Просто имейте в виду, что это также может быть полезно при оценке частей модификаций, связанных с процессом сгорания. Хотя об этом уже упоминалось ранее, этот метод может быть ценным подходом к определению наилучшего пакета компонентов двигателя и уровня настройки, прежде чем вы отправитесь на трассу.

Удельный расход пара | Усовершенствованная паровая тяга

Удельный расход пара

---

Удельное потребление пара определяется как количество пара, потребляемого цилиндрами локомотива на единицу выходной мощности. Обычно он измеряется в кг / кВтч или кг / кДж.

Удельный расход пара локомотивом имеет важные последствия, что можно вывести из одного из любимых уравнений Порта:

Таким образом, для любой заданной мощности котла мощность локомотива может быть увеличена за счет снижения его удельного расхода пара, в частности, за счет увеличения КПД его цилиндра и уменьшения утечки пара. Или, как выразился Порта, «мощность ограничена [количеством пара, подаваемого] котлом, в то время как функция цилиндров заключается в извлечении максимальной работы из подаваемого пара».

В разделе 4 своей статьи «Компаундинг» Порта делает наблюдение:

«В паровозах следует отметить, что все потери, кроме неполного расширения, примерно постоянны для данной скорости вращения. Следовательно, цель состоит в том, чтобы иметь более длительную отсечку, но, учитывая, что это резко увеличивает потери при неполном расширении, компромиссный результат составляет от 20% до 30% (от 15% до 20% для предложений автора). Таким образом, претензии к тарельчатым клапанам относительно их способности работать с очень короткими отсечениями являются иллюзорными, поскольку они не приводят к низкому удельному расходу пара из-за этих постоянных потерь.

Но есть и экономические причины. Американцы, у которых есть извращенная привычка прицеплять к своим локомотивам как можно больше вагонов, заставляют их работать с длинными остановками, чтобы получить как можно более высокий коэффициент α, чтобы эффективно использовать (дорогое) сцепление. масса. Это, конечно, приводит к высокому удельному потреблению пара, следовательно, к необходимости в массовом испарении, следовательно, к массивному котлу и, следовательно, к холостым осям для поддержки огромной топки, следовательно, к гигантскому тендеру, следовательно, к установкам для доставки угля в пути, следовательно, к огромным запасам угля. , следовательно, тепловозы с более высоким тепловым КПД (в условиях испытаний), даже если они стоят вдвое дороже, и оправдывают войну в Персидском заливе, чтобы снабжать их маслом. ”

В том же документе Porta также ссылается на удельное потребление пара в связи с диаграммами TE-Speed ​​ниже, которые появляются под заголовком «Размер котла». Он представляет схемы следующим образом:

«Рабочие переменные любого локомотива, работающего с полностью открытой дроссельной заслонкой, могут быть определены для полностью прогретого состояния с помощью (любых) двух из них. Например: тяговое усилие против скорости; производство пара в зависимости от скорости; отсечка в зависимости от скорости и т. д. На фиг. 32A, например, постоянные линии отсечки нанесены на TE vs.Диаграмма скорости. Есть линия, соответствующая максимальной светотеневой границе, и различные линии для различных рабочих точек отсечки. В первом приближении это прямые линии, наклон которых тем больше, чем больше несовершенство внутренней обтекаемости. В обычных локомотивах с плохой внутренней обтекаемостью линии имеют огибающую: никакая комбинация скорости и отсечки не позволяет проникнуть в зону M (рис. 32B).

На фиг. 32А показаны линии, соответствующие постоянному испарению (линии 3), а также линии постоянного удельного расхода пара (линии 5).На них показана зона (заштрихована), в которой этот расход минимален (зона 6), а также зона (зона 7 заштрихована), в которой он уменьшается (очень сильно в случае двигателей с одинарным расширением) из-за увеличения незавершенного потери при расширении. Также существует зона, в которой различные постоянные потери (утечки, влияние стенок) увеличивают удельный расход пара — это важно в случае маневровых двигателей. Очевидно, что цель проектировщика состоит в том, чтобы обеспечить максимальную площадь, покрытую с потреблением, как можно меньше отличающимся от оптимального.”

Фиг. 32A и 32B: Характеристические линии

Примечания к рис. 32 : На рис. 32A прямые (1) — это постоянные светотеневые линии, (2) — линия, соответствующая полной передаче. Различные линии в виде гиперболы (3) соответствуют постоянному испарению. Выбор одного из них, например (4), позволяет установить котел определенного размера. Заштрихованная область (R) соответствует концепции перегрузки.

Кривые (5) относятся к постоянному удельному расходу, заштрихованная область (6) указывает комбинацию скоростного тягового усилия, при которой расход минимален.Область (7) относится к низкой скорости и малому тяговому усилию, характерным для маневровых служб.

Пока что вышесказанное относится к двигателям, спроектированным с хорошей внутренней оптимизацией (действительно, РЕДКИЙ случай!). Рис. 32B представляет собой обычный случай, когда светотеневая граница наклонена настолько сильно, что имеет огибающую (8): это соответствует американской концепции «мощности мощности»; никакое сочетание скорости и тягового усилия не позволяет попасть в район М. В пределах зоны покрытия удельный расход пара очень высок: этим объясняются огромные размеры американских котлов и тендеров.

Wardale также ссылается на удельное потребление пара на дышле в своей книге, определяя его (на странице 273) как:

Далее он указывает, что:

«Таким образом, на удельный расход пара на дышле влияет мощность, необходимая для движения локомотива, и, поскольку измеренные значения этого параметра считались слишком высокими, данные удельного расхода пара на дышле [для Red Devil] были искажены, особенно при более высоких значениях. особенно на более высоких скоростях и более низких скоростях пропаривания.(Из этого уравнения можно легко увидеть, что удельный расход пара на дышле локомотива, который не был способен генерировать большую мощность по сравнению с его весом, должен был пострадать на высокой скорости, каким бы хорошим ни был указанный удельный расход пара — например, Герцог Глостерский »

В расчетах фундаментальной конструкции для 5AT (см. FDC 1.3) Wardale приводит цифры минимального указанного удельного расхода пара для Duke of Gloucester как 12.2 фунта / л.с.-ч и для 4-цилиндрового двигателя SNCF 141P, класс. соединения 2-8-2 как 11,2 фунта / л.с.-час по сравнению с 11,24 фунт / л.с.-час (= 5,1 кг / л.с.-час или 1,9 кг / МДж) для 5AT.

4 Технологии силовых агрегатов для снижения удельного расхода топлива в зависимости от нагрузки | Технологии и подходы к снижению расхода топлива на средних и большегрузных автомобилях

Трансмиссия Allison. 2008. Превосходная топливная экономичность. Брошюра Allison Transmission SA5704EN.Индианаполис, Индиана

Трансмиссия Allison. 2009. Повышение топливной эффективности Allison. Презентация PowerPoint предоставлена ​​комитету Allison Transmission. Июль.

Трансмиссия Allison. 2009. Данные полевых испытаний распределительных тракторов класса 8. Сводная таблица в формате Excel предоставлена ​​комитету компанией Allison Transmission. Июль.

Автобусный исследовательский и испытательный центр Алтуны, онлайн-база данных по автобусам. Доступно на http://www.altoonabustest.com/.

Андерсон, С.Р., Д.М. Ламберсон, Т. Блом и У. Тернер. 2005. Экономия топлива гибридным маршрутным транспортным средством. Усовершенствованные силовые агрегаты гибридных транспортных средств 2005. SAE Paper 2005-01-1164. Варрендейл, Пенсильвания: SAE International.

Эндрю, М. 2006. Литий-ионный: создание спектра транспортных средств с альтернативным топливом. Презентация Johnson Controls-Saft на симпозиуме по технологиям автомобилей с нулевым выбросом (ZEV), Сакраменто, Калифорния, 25–27 сентября.

ANL (Аргоннская национальная лаборатория). 2008. Усовершенствованная высокомощная аккумуляторная батарея EnerDel / Argonne для гибридных электромобилей.Август. Доступно по адресу http://www.transportation.anl.gov/batteries/enerdel.html.

ANL. 2009. Оценка топливного потенциала средних и тяжелых транспортных средств с помощью моделирования и моделирования.

Baseley, S.J., C. Ehret, E. Greif и M. Kliffken. 2007. Гидравлические гибридные системы для коммерческого транспорта. Документ SAE 2007-01-4150. Варрендейл, Пенсильвания: SAE International.

Chu, L., W. Wang и Q. Wang. 2003 Стратегия энергоменеджмента и параметрический дизайн гибридного военного электромобиля.Документ SAE 2003-01-0086. Варрендейл, Пенсильвания: SAE International.

Coryell, R. 2008. PACCAR — сотрудничество Eaton Hybrid: переход от концепции к коммерциализации гибридного HD-решения. Представлено на семинаре NESCCAF / ICCT по повышению топливной экономичности флотов большой грузоподъемности II, Сан-Диего, Калифорния, 20 февраля.

Дельпрат, С., Т.М. Герра и Ж. Римо. 2001. Оптимальное управление параллельной трансмиссией. Представлено на Международном симпозиуме по электромобилям (EVS18), Берлин. Октябрь.

DOE, EERE.2009. Отчет о рынке автомобильных технологий за 2008 год. Голден, Колорадо: Национальная лаборатория возобновляемых источников энергии. Июль. Доступно на http://www.nrel.gov/docs/fy09osti/46018.pdf.

Пресс-релиз Eaton EPRI. Доступно по адресу http://www.reuters.com/article/pressRelease/idUS195396+19-Mar-2009+BW200.

Конференция Eaton-HTUF (Форум пользователей гибридных грузовиков). 2009. Гибридные гидравлические технологии и разработки Eaton. Слайд 3. Атланта. 27-29 октября.

Eaton. 2009. Серия Hybrid Hydraulic.Доступно по адресу http://www.eaton.com/EatonCom/ProductsServices/Hybrid/SystemsOverview/SeriesHydraulic/index.htm.

EPA (Агентство по охране окружающей среды США). 2004. Гидравлическая гибридная технология — проверенный подход. Брошюра EPA 420-F-04-024. Март. Доступно на http://www.epa.gov/oms/technology/420f04024.pdf.

EPA. 2009. Регион 9: Воздушные программы. Гидравлические гибридные автомобили. Доступно на http://www.epa.gov/region09/air/hydraulic-hybrid/.

EPRI (Научно-исследовательский институт электроэнергетики).2008. Plug-In Hybrid Trouble Truck: EPRI / Союз коммунальных предприятий с Eaton Corporation и Ford Motor Company. Пало-Альто, Калифорния: EPRI. Доступно по адресу http://mydocs.epri.com/docs/public/000000000001016496.pdf.

FTA (Федеральное управление транзита). 2005. Анализ технологий электропривода для транзитных приложений: аккумуляторно-электрический, гибридный-электрический и топливные элементы. Министерство транспорта США, отчет FTA-MA-26-7100-05.1. Август. Доступно на http://www.navc.org/Electric_Drive_Bus_Analysis.pdf.

Информация о технических характеристиках транспортного средства

Freightliner предоставлена ​​Columbia Truck Center, представительством Freightliner в Колумбии, Южная Каролина, июль 2009 г. Книга данных бизнес-класса Freightliner PRL-72E.013

GM BMW DaimlerChrysler. 2006. Гибридное сотрудничество. Internationales Wiener Motorensymposium.

Готтинг, г. 2007. Гидравлическая система помощи при запуске HLA. Eaton. Представлено Хьюстонскому центру перспективных исследований.

Р. Хэнсон, Р. Рейц, Д. Сплиттер и С.Kokjohn. 2010. Экспериментальное исследование горения PCCI с контролируемой реактивностью топлива в двигателе большой мощности. Документ SAE 2009-01-0864. Варрендейл, Пенсильвания: SAE International.

ICCT (Международный совет по чистому транспорту). 2008. «Лучшие стандарты» Японии по экономии топлива для большегрузных автомобилей. Вашингтон, округ Колумбия: ICCT. 11 февраля.

Kalhammer, F., B. Kopf, D. Swan, V. Roan и M. Walsh. 2007. Состояние и перспективы автомобильной технологии с нулевым уровнем выбросов. Отчет Независимой экспертной группы ARB 2007.Подготовлено для Совета по воздушным ресурсам штата Калифорния (ARB), Сакраменто, Калифорния. 13 апреля.

Карбовски, Д. 2007. Стратегия управления транспортными средствами с подключаемым модулем: от глобальной оптимизации к приложениям в реальном времени. Представлено на Международном симпозиуме по электромобилям, EVS23, Анахайм, Калифорния, 2-5 декабря.

Карбовски К., Ф. фон Пехманн, С. Пагерит, Дж. Квон и А. Руссо. 2009. Справедливое сравнение конфигураций трансмиссии для работы с подключаемым гибридным двигателем с использованием глобальной оптимизации.Документ SAE 2009-01-1383. Представлено на Всемирном конгрессе SAE, Детройт, апрель.

Kepner, R.P. 2002. Гидравлический усилитель мощности — демонстрация рекуперативного торможения гидравлического гибридного транспортного средства в дорожном транспортном средстве. Документ SAE 2002-01-3128. Варрендейл, Пенсильвания: SAE International.

Ким, Ю.Дж., и З.С. Филипи. 2007. Имитационное исследование серийной гидравлической гибридной силовой установки для легкого грузовика. Документ SAE 2007-01-4151. Варрендейл, Пенсильвания: SAE International.

Kruiswyk, R.2008. Годовой отчет о проделанной работе за 2008 год Программа транспортных средств: передовые технологии двигателей внутреннего сгорания. Подготовлено компанией Caterpillar для Министерства энергетики США. Вашингтон, округ Колумбия: Министерство энергетики США.

Lin, C.-C., H. Peng, J.W. Гризл, Ж.-М. Канг. 2003. Стратегия управления мощностью для параллельного гибридного электрического грузовика. IEEE Transactions на Control Systems Technology , 11 (6): 839-849.

Lin, C., et al. 2003. Разработка системы управления для высокотехнологичного гибридного электрического грузовика средней грузоподъемности.Документ SAE 2003-01-3369. Варрендейл, Пенсильвания: SAE International.

Лю Дж. И Х. Пэн. 2008. Моделирование и управление транспортным средством с разделением мощности, IEEE Transactions on Control Systems Technology , 16 (6): 1242-1251.

Маликопулос, А. А. 2009. Свойства сходимости вычислительной модели обучения для неизвестных цепей Маркова. Журнал динамических систем, Измерение и управление , 131 (4).

NESCCAF / ICCT, Юго-западный исследовательский институт и TIAX.2009. Снижение расхода топлива большегрузным автопоездом и выбросов CO ₂ . ICCT. Октябрь.

NHTSA (Национальная администрация безопасности дорожного движения) 2009. Нормы средней экономии топлива для легковых и легких грузовиков модельного года 2011. Номер документа NHTSA-2009-0062. Вашингтон, округ Колумбия: Министерство транспорта США. Март.

NRC (Национальный исследовательский совет). 1992. Экономия автомобильного топлива: как далеко мы должны зайти? Вашингтон, округ Колумбия: National Academy Press.

NRC. 2008. Обзор Партнерства грузовиков 21-го века. Вашингтон, округ Колумбия: The National Academies Press.

NRC. 2010. Переход к альтернативным транспортным технологиям: гибридные электромобили. Вашингтон, округ Колумбия: The National Academies Press.

NREL (Национальная лаборатория возобновляемых источников энергии). 2004. Milestone Report 20040901. Golden, Colo .: NREL.

Огава Т., Х. Йошихара, С. Вакао, К. Кондо и М. Кондо. 2008. Расчет конструкции железнодорожного подвижного состава с гибридным источником энергии на основе многокритериальной оптимизации методом динамического программирования. IEEE Transactions по электротехнике и электронике , 3 (1): 48-55.

Паттон, К.Дж., А.М. Салливан, Р. Б. Раск и М. А. Теобальд. 2002. Технологии агрегирования корпорации General Motors для снижения расхода топлива: обзор технического содержания в отчете Национального исследовательского совета 2002 года о CAFE. Документ SAE 2002-01-0628. Варрендейл, Пенсильвания: SAE International.

Характеристики дизельного двигателя и масштабирование производительности с помощью анализа размеров карты удельного расхода топлива на тормозах — Penn State

@inproceedings {8c9d111574ec4180beee24255451e61e,

title = «Характеристики дизельного двигателя и масштабирование производительности с помощью анализа размеров карты удельного расхода топлива на тормозах»,

аннотация = «Цель этой работы — разработать легко обобщаемые модели карт двигателей большегрузных автомобилей, которые позволяют приблизительно сравнивать характеристики двигателей, таким образом обеспечивая экономичное согласование двигателей с набором соответствующих нагрузок и маршрутов. Это достигается путем применения размерного анализа для создания единообразно применимой безразмерной карты удельного расхода топлива на тормозах (BSFC), которая соответствует поведению широкого диапазона дизельных двигателей. Было обнаружено, что общность между картами возникает, когда данные двигателя масштабируются по определенным размерным параметрам, что обеспечивает согласованность данных между основными рабочими точками в разных двигателях. Эта общая карта выделяет наблюдаемые тенденции в работе двигателя, основанные на влиянии тех же параметров, масштабируемых по двигателям.Полученная безразмерная карта двигателя соответствует минимальным областям BSFC для четырех дизельных двигателей с точностью до 2,5 процента. «,

автор =» Эван Пеллетье и Шон Бреннан «,

год =» 2019 «,

месяц = ​​январь,

день = «1»,

doi = «10.1115 / DSCC2019-9110»,

language = «Английский (США)»,

series = «Конференция по динамическим системам и управлению ASME 2019, DSCC 2019»,

publisher = «American» Общество инженеров-механиков (ASME) «,

booktitle =» Моделирование и управление двигателями и системами дополнительной обработки; Моделирование и управление двигателями внутреннего сгорания и системами нейтрализации выхлопных газов; Моделирование и проверка; Планирование движения и контроль слежения; Мультиагентные и сетевые системы; Системы возобновляемой и интеллектуальной энергии; Тепловые энергетические системы; Неуверенные системы и надежность; Беспилотные наземные и летательные аппараты; Динамика и устойчивость автомобиля; Вибрации «,

note =» Конференция по динамическим системам и управлению ASME 2019, DSCC 2019; Дата конференции: 08-10-2019 до 11-10-2019 «,

}

Изменение фаз газораспределения на влияние улучшения удельного расхода топлива тормозами (BSFC): исследование при частичной нагрузке с использованием VeSyMA — Двигатели

Эффекты бесступенчатой ​​регулировки фаз газораспределения (VVT) относительно хорошо известны. В этом сообщении в блоге проводится исследование в условиях частичной нагрузки (3000 об / мин, 3 бара BMEP) для трехцилиндрового двигателя SI объемом 1 литр с VVT с целью анализа преимущества VVT для расхода топлива. Все эксперименты проводятся при стехиометрическом AFR. Массовая доля сожженной на 50% (MFB50) поддерживается на 8 градусах после ВМТ (aTDC). Угол открытия дроссельной заслонки и синхронизация зажигания контролируются, чтобы поддерживать заданную нагрузку и состояние MFB50 для каждого набора впускных и выпускных клапанов. На рисунке 1 показано улучшение BSFC по сравнению с открытием впускного клапана (IVO) и закрытием выпускного клапана (EVC).В этом сообщении в блоге для моделирования используется VeSyMA-Engines, который является одним из продуктов Claytex Ltd. Модель удельного тепловыделения, используемая в этой работе, представляет собой прогнозирующую модель горения, основанную на полуразмерной модели кинетической энергии, которая моделирует термодинамику, турбулентность, задержка воспламенения и унос пламени, как это используется в модели двигателя, показанной на рисунках 6 и 7 в приложении. Более подробное введение в VeSyMA-Engine можно найти на Рисунке 8 в приложении.

Рисунок 1: Улучшение BSFC по сравнению с IVO и EVC

Справа вверху, поздний IVO, i.е. Цикл Аткинсона в сочетании с увеличенным перекрытием увеличивает эффективную степень сжатия, и в результате достигается усиление BSFC на 2,7%. Вверху слева, ранний IVO снижает потери на обратный поток и предполагает более высокое давление дроссельной заслонки на выходе и меньшую работу насоса, рис. 2, 3.

Рисунок 2: давление в камере в зависимости от IVO и EVC Рисунок 3: PMEP против IVO и EVC

Увеличенное перекрытие обуславливает высокий уровень внутренней рециркуляции выхлопных газов (IEGR) и увеличенную продолжительность сгорания, рис. 4, 5.

Рисунок 4: доля остаточного газа в сравнении с IVO и EVC Рисунок 5: MFB10to90 в сравнении с IVO и EVC

Для двух случаев внизу слева и внизу в центре на Рисунке 1 раннее открытие выпускного клапана снижает работу расширения, что сокращает время выхода выхлопного газа, что приводит к увеличению массы выхлопного газа, остающегося в цилиндре, поскольку IEGR, рисунок 4. Видно, что продвижение открытия выпускного клапана не способствует снижению расхода топлива. В середине слева на рисунке 1 продвижение открытия впускного клапана без задержки открытия выпускного клапана не увеличивает и не снижает расход топлива.Однако замедление открытия впускного клапана без задержки открытия выпускного клапана улучшит BSFC, см. Середину справа на рисунке 1. В верхнем центре рисунка 1 замедление открытия выпускного клапана улучшит BSFC на 1,62%.

Таким образом, в условиях частичной нагрузки, анализируемых в этом сообщении в блоге, задержка открытия выпускного клапана всегда приводит к улучшенному BSFC. Это связано с тем, что открытие выпуска с задержкой позволяет немного увеличить работу по расширению. Задержка впускного отверстия также принесет пользу BSFC из-за улучшенной эффективной степени сжатия, т.е.е. большая эффективная степень расширения / сжатия. Увеличение открытия выпускного клапана всегда приводит к более высокому BSFC и не приносит пользы. Увеличение открытия впускного клапана также улучшает BSFC. Для более высоких точек нагрузки эффекты фаз газораспределения могут не применяться последовательно в более высоких точках нагрузки. Это нужно будет проанализировать отдельно.

Приложение

Введение в VeSyMA-Engine

Библиотека VeSyMA-Engines содержит модели двигателя двух типов: разрешенный угол поворота коленчатого вала и среднее значение.

Рис. 6. Эксперименты «Двигатель на динамометрическом стенде»

Эксперимент «Двигатель на динамометрическом стенде» включает модель двигателя, ЭБУ, контроллер буровой установки, динамометр, систему охлаждения и систему смазки, см. Рис. 6.

Рисунок 7: Трехцилиндровый атмосферный двигатель модели

Модель двигателя состоит из впуска, выпуска, механизма газораспределения, распределительного вала, блока цилиндров, коленчатого вала, фрикционной модели, стартера, контура охлаждения и контура смазки. .

Рисунок 8: Коллекция некоторых компонентов VeSyMA-Engines

Краткое описание введение модельных структур и их функций можно найти в Рисунок 8. Ниже перечислены все компоненты, показанные на Рисунке 8.

1. BMEP: вычисляет IMEP, PEMP, FMEP, BMEP, BSFC, тормозной момент и тормозную мощность.
2. Обнаружение детонации: на основе эмпирической корреляции, которая классифицирует детонацию на отсутствие детонации, детонацию по следу, среднюю детонацию и сильную детонацию.
3. Модель реакции: на основе таблицы, которая предсказывает виды горения.
4. Модель тепловыделения: состоит из модели тепловыделения Wiebe и прогнозной модели горения.
5. Турбокомпрессор: на основе закона Стодолы и Эллипса и карты или уравнения.
6. Интеркулер.
7. Цепь рециркуляции ОГ.
8. FMU: Функциональный макет. Модель двигателя и / или контроллера Dymola может быть скомпилирована в FMU, который может быть запущен в других средах моделирования, таких как Simulink или DSpace.
9. Детальная система охлаждения.
10. Топливная система.
11. Насос высокого давления.
12. Топливный насос и рейка.
13. Гидравлический ДКТ.
14. Трехкомпонентный каталитический нейтрализатор: на основе карты или химической кинетики.
15. DOC: Катализатор окисления дизельного топлива, на основе карты.
16. DPF: дизельный сажевый фильтр, на основе карты.
17. SCR: селективное каталитическое восстановление, на основе карты.
18. ASC: Ammonia Slip Catalyst, на основе карты.
19. Детализированная модель впуска.
20. Звуковой ограничитель.
21. Коленчатый вал и поршень.
22. Модель поршнево-шатунная.
23. Турбокомпрессор Twin Scroll.
24. Распредвал.
25. Трение и удар поршня по моделям.
26. Модель подъема впускного и выпускного клапана.
27. Одномерная модель механики двигателя, использующая меньше вычислительных ресурсов, чем многотельный вариант.
28. Суррогатная модель, которая позволяет реплицировать важные переменные из главного цилиндра в остальные цилиндры с соответствующей фазировкой.
29. Модель инжектора.
30. Модель тепловыделения: Woschni, Hohenberg, Annand.
31. Модель цилиндра среднего значения, которая имитирует средние значения количества двигателя за цикл.

Автор: Сяоран Хан — инженер проекта

Пожалуйста, свяжитесь с нами, если у вас есть какие-либо вопросы или у вас есть тема, о которой вы хотели бы, чтобы мы написали.Вы можете отправить свои вопросы / темы через: Вопросы из технического блога / Предложение по теме.

Влияние цетанового числа на удельный расход топлива и твердые частицы и несгоревшие выбросы углеводородов из дизельных двигателей

В этой статье обсуждается влияние времени задержки зажигания в дизельных двигателях на образование твердых частиц с использованием топливных составов с различными концентрациями серы из различных источников. . Наши результаты показывают, что цетановое число оказывает значительное влияние на выбросы твердых частиц, особенно в двигателях с механическим впрыском топлива. Максимальное давление в камере сгорания увеличивается по мере увеличения цетанового числа, способствуя усилению реакций крекинга высокомолекулярных фракций, остающихся в жидком состоянии, и тем самым увеличивая образование твердых частиц. В определенных условиях это повышение давления оказывает положительное влияние на тепловой КПД цикла. Более высокие температуры в камере сгорания увеличивают скорость окисления, уменьшая выбросы несгоревших углеводородов. Время задержки воспламенения топлива оказывает сильное влияние на образование твердых частиц и выброс несгоревших углеводородов.

1. Введение

Цетановое число (CN) — это эмпирический параметр, связанный с временем задержки воспламенения дизельного топлива, который определяется с помощью стандартных испытаний на основе стандарта ASTM D613 [1]. Задержка зажигания — это временной интервал между началом впрыска топлива и началом реакции окисления. Период задержки зажигания начинается с впрыска топлива и состоит из периодов физической и химической задержки до момента самовоспламенения [2]. Топливо с высоким CN имеет очень короткое время задержки воспламенения; то есть возгорание происходит через очень короткий промежуток времени после начала впрыска.И наоборот, чем больше время задержки зажигания, тем ниже CN. Время задержки зажигания в двигателях с дизельным циклом является фундаментальным параметром для эффективного управления процессом сгорания, что обеспечивает высокий тепловой КПД за счет максимального давления, близкого к 15 ° после достижения верхней мертвой точки (ВМТ), с которой достигается максимальный крутящий момент, характерный для дизельного цикла. двигателей получается [3]. На время задержки зажигания влияют несколько физико-химических явлений, связанных с природой топлива, таких как молекулярная структура, летучесть, вязкость, поверхностное натяжение и механические характеристики двигателей, такие как степень сжатия, давление в системе впрыска и впрыск. угол [4].Время задержки зажигания может быть выражено в миллисекундах или угле впрыска после ВМТ [5, 6].

Топливо, содержащее высокие концентрации n -парафинов, обычно имеет низкое время задержки воспламенения, поскольку энергия активации для образования свободных радикалов и начала процесса окисления мала по сравнению с изопарафинами и ароматическими соединениями, которые имеют стабильную молекулярную структуру и требуют высокой температуры и давления для начала горения [7]. Неустойчивость топлива также оказывает значительное влияние на время задержки.Во время впрыска топливо в форме капель контактирует с нагретым воздухом внутри камеры сгорания, и передача тепла происходит за счет конвекции, теплопроводности и излучения. Радиационная теплопередача изначально низкая, и топливо нагревается в основном за счет теплопроводности и конвекции. При испарении топливо забирает энергию из самой капли, охлаждая окружающую среду и увеличивая время задержки воспламенения. Топливо для дизельных двигателей с низкой летучестью и высоким цетановым числом препятствует образованию однородной смеси [8], затрудняя процесс горения топлива. Высокая вязкость обеспечивает больший диаметр капель и высокое проникновение топливной струи. Использование топлива с высокой вязкостью препятствует испарению, способствуя образованию капель большого диаметра и вызывая неполное сгорание из-за большого проникновения топливной струи, затрудняя холодный запуск и увеличивая выбросы несгоревших углеводородов (УВ) и твердых частиц (ТЧ) [ 9–11].

Кривые дистилляции предоставляют информацию, которая позволяет коррелировать качество топлива с характеристиками двигателя.Температура 10% извлеченных фракций улетучивающегося газа отражает легкость испарения, в то время как температура 90% этих фракций указывает на присутствие высокомолекулярных соединений, которые будет трудно полностью испаряться, что способствует выделению твердых частиц (PM ) и несгоревшие углеводороды (УВ) [6], а также отложения в двигателе [12]. Топливо с низким CN может также увеличивать выбросы ТЧ, поскольку сгорание начинается на заключительной стадии цикла расширения, когда температура внутри камеры снижается, что снижает скорость окисления, что, в свою очередь, увеличивает концентрацию несгоревших углеводородов, которые конденсируются на поверхности. вызывая увеличение массы твердых частиц [9, 13–15].

Сера, которая присутствует в форме меркаптанов, окисляется с образованием побочных продуктов — предшественников сульфата кислоты (), которые осаждаются на поверхности катализатора [16–18]. Присутствие меркаптанов в концентрациях, обычно встречающихся в топливе, не влияет на характеристики самовоспламенения в какой-либо заметной степени, но образование в продуктах сгорания способствует зародышеобразованию частиц, способствуя увеличению выбросов ТЧ, в то время как другие более мелкие частицы могут накапливаться. и растут за счет гигроскопического эффекта топливной серы [3, 16, 17, 19, 20].

CN также влияет на удельный расход топлива с тенденцией к снижению расхода топлива по мере увеличения CN из-за более высокой температуры процесса сгорания, улучшая тепловые характеристики двигателя [3]. Новые автомобили, оснащенные системой впрыска топлива под высоким давлением с электронным управлением, требуют топлива с высоким CN. Меньшие двигатели с высоким отношением мощности к массе работают на высоких оборотах. Новые системы впрыска топлива с электронным управлением и системы дожигания показали удовлетворительные результаты, соответствующие действующим нормам [21].Однако следует отметить, что подавляющее большинство транспортных средств, находящихся в обращении в развивающихся странах, включая Бразилию, оснащены механическим впрыском топлива, новые спецификации дизельного топлива которых не подходят для двигателей этого типа.

В этой работе обсуждается влияние времени задержки воспламенения различных составов дизельных масел, продаваемых в Бразилии (S50, S500 и S1800), на выбросы твердых частиц и несгоревших углеводородов, а также на удельный расход топлива при использовании одноцилиндрового дизельного двигателя с механическим топливом. датчики впрыска и давления, расположенные внутри камеры сгорания и в топливопроводе между ТНВД и форсункой.Полученные результаты показывают, что присутствие большого количества серы в топливе незначительно увеличивает выбросы твердых частиц и что время задержки воспламенения оказывает значительное влияние на выбросы загрязняющих веществ в атмосферу. По мере увеличения цетанового числа температура в камере сгорания увеличивается, что способствует образованию твердых частиц из-за термического крекинга, что, в свою очередь, увеличивает скорость окисления и снижает выброс несгоревших углеводородов и удельный расход топлива.

2. Экспериментальная

2.1. Топливо

Топливо, используемое для оценки влияния времени задержки воспламенения на выбросы твердых частиц и несгоревших углеводородов, а также на удельный расход топлива в двигателях с дизельным циклом, представляет собой топливо, которое Petrobras обычно продает на бразильском рынке. Влияние цетанового числа на образование твердых частиц и несгоревших углеводородов, а также на удельный расход топлива оценивалось на основе топлива, модифицированного вторичными стандартами (U17 и T23), поставляемого Chevron-Phillips.В таблице 1 перечислены физико-химические свойства топлива и вторичных стандартов, использованных в этом исследовании.

(° C) 9035 903 1003 903 60 206 Удельный вес (кг · м −3 ) 10% (° C) 50% (° C) Кинематическая вязкость (мм 2 с −1 ) Температура вспышки (° C) Сера (мг л −1 ) CN AS D86 D86 D86 D445 D93 D7039 D613 S10_50 839,4 860 203 203 209 50 S300_45 850,2 180 268 376 2,89 67,5 327 45 271 357 3,26 68 452 44 S1400_51 825,6 164 253 1370 51 U17 783,1 161 177 216 1,10 81 1 18 218 250 273 2,15 158 127 76 Влияние времени задержки воспламенения ) выбросы оценивались с использованием топлива, которое далее именуется S10_50, S300_45, S450_44 и S1400_51, которые классифицируются по содержанию серы и CN и были модифицированы в с вторичными стандартами (U17 и T23) для получения аналогичных составов, но с измененным CN. Концентрация серы была немного изменена из-за состава со вторичными стандартами, содержание которых отличается от содержания базового топлива. С этой целью топлива S10_50 и S1400_51, чье CN близко к 50, были модифицированы вторичным стандартом U17 для получения составов (S10_45 и S1100_45) с CN 45. Топливо S300_45 и S450_44 с CN, близким к 45, были изменен вторичным стандартом T23 для получения составов (S300_50 и S400_50) с CN 50. 2.2. Рабочие характеристики двигателя и процесс отбора проб Испытания для оценки времени задержки воспламенения, удельного расхода топлива и выбросов твердых частиц и несгоревших углеводородов были выполнены на одноцилиндровом двигателе Тояма мощностью 7,0 л.с., 250 см 3 , работающем на 80% максимальная мощность, с механическим впрыском топлива под углом 13,5 ° перед ВМТ, средним давлением впрыска 150 бар, степенью сжатия 21: 1, 3600 об / мин и 10% O 2 в выхлопных газах. Время задержки воспламенения оценивалось на основе сигналов давления в топливной магистрали перед форсункой и давления внутри камеры сгорания с использованием индуктивных датчиков давления Optrand. Время задержки воспламенения топлива — это время, прошедшее между открытием форсунки форсунки и повышением давления в камере сгорания после ВМТ в результате увеличения количества компонентов из-за реакций окисления, что соответствует точке перегиба на кривой давления. Очень точную оценку времени задержки воспламенения каждого анализируемого топлива можно получить, используя осциллограф для наблюдения электрических сигналов профилей давления внутри камеры сгорания и системы впрыска, зафиксированных датчиками. ТЧ в потоке выхлопных газов измеряли путем прямой фильтрации с использованием стеклянного микроволоконного фильтра Macherey-Nagel диаметром 47 мм и взвешивания ТЧ, оставшихся в фильтре. Газовый поток откачивали через фильтрующий элемент, и после его охлаждения скорость потока измеряли с помощью датчика потока Sensirion с номинальной емкостью до 20 нл мин -1 . Количественное определение ТЧ в мг м -3 основывалось на массе ТЧ, удерживаемой в фильтре, деленной на объем отобранного газа, который был получен путем численного интегрирования газового потока. Средняя температура фильтрующего элемента составляла 470 ° C, ее регулировали с помощью печи с электронным контролем температуры, чтобы собранные ТЧ оставались сухими, в то время как летучие углеводороды конденсировались после отделения от ТЧ. Жидкая фракция выхлопных газов дизельного двигателя состоит из несгоревших и частично окисленных углеводородов, которые конденсируются вместе с водяным паром, образующимся при сгорании. Часть водяного пара в выхлопных газах конденсируется, когда поток газа охлаждается после сбора твердых частиц.Общее количество углеводородов в форме метана (CH 4 ) определяли количественно, используя методику, аналогичную описанной в стандарте ASTM D6591 [22], путем проточного окисления образца в атмосфере кислорода. Диоксид углерода (CO 2 ) анализировали на газовом хроматографе, оборудованном детектором теплопроводности (Shimadzu GC / TCD-17A). 3. Результаты и обсуждение На рисунке 1 представлены профили давления в камере сгорания для базового топлива с самым высоким CN (S10_50 и S1400_51) и их соответствующих составов (S10_45 и S1100_45) с более низким CN. Как видно из профилей давления в камере сгорания, с увеличением ЧН время задержки воспламенения уменьшается. По мере уменьшения времени задержки воспламенения максимальное давление во время фазы расширения процесса сгорания выше, чем у топлива с более низким CN. Профиль давления топлива S300_45 и S450_44, рисунок 2, показал более высокое время задержки воспламенения, чем их соответствующие составы S300_50 и S400_50. Как можно видеть, эффект снижения CN снижает максимальное давление после ВМТ, уменьшая крутящий момент и максимальную температуру в камере, что напрямую влияет на выбросы ТЧ и несгоревших углеводородов. На фиг. 3 показан поток газа через фильтрующий элемент в зависимости от времени отбора проб топлива S10_50 и S10_45, S450_44 и S400_50. Как можно видеть, поток газа через фильтрующий элемент с использованием начального перепада давления 300 мбар, установленного игольчатым клапаном как функция времени отбора пробы, указывает на то, что поток газа остается на более высоком уровне для топлива с более низким CN, что приводит к меньшее накопление PM. Сравнение топлива с более низким CN показывает противоположный эффект, уменьшая ограничение потока газа через фильтрующий элемент и показывая, что топлива с более низким CN снижают выбросы ТЧ.Твердые частицы в двигателях с дизельным циклом образуются в зависимости от избытка воздуха, используемого в процессе сгорания, состава дизельного топлива и давления, под которым топливо впрыскивается в камеру сгорания. В испытаниях, проведенных в этом исследовании, использовался один и тот же избыток воздуха со всеми видами топлива (одинаковая нагрузка и очень похожий удельный расход топлива). На рисунке 4 представлены время задержки зажигания и выбросы твердых частиц в зависимости от CN. По мере увеличения CN время задержки воспламенения уменьшается, увеличивая выброс ТЧ.Топливо, оцениваемое здесь, обладает схожими физическими и химическими свойствами, и изменяемым параметром является CN, который значительно изменяет максимальную температуру в камере сгорания, модифицируя реакции крекинга высокомолекулярных фракций. Эти высокомолекулярные соединения трудно испаряться, они остаются в жидком состоянии во время процесса горения и подвергаются воздействию высоких температур и давлений, что способствует образованию прекурсоров для образования PM [8, 23].В целом было обнаружено, что увеличение ХН на пять единиц приводит к увеличению выбросов ТЧ примерно на 40%. В дизельных двигателях с механическим впрыском топлива с более низким CN требуется больше времени для начала процесса сгорания. Таким образом, максимальное давление, создаваемое при сгорании, снижается, что приводит к снижению температуры и, таким образом, к уменьшению реакций крекинга, уменьшая образование PM. Топливо S300_45 и S450_44 с наибольшими значениями времени задержки воспламенения также имеет наивысшую вязкость (2.9 и 3,3 мм ( 2 с −1 соответственно), что затрудняет процесс распыления и образования однородной смеси, в результате чего увеличивается время задержки воспламенения. С другой стороны, молекулярная структура топлива напрямую влияет на качество его воспламенения и, следовательно, на его CN. Обычно КЧ соединений с аналогичным числом атомов углерода увеличивается в следующем порядке: н-алканы> алкены> циклоалканы> ароматические алкилы [8]. Более того, увеличение размера молекулярной цепи за счет добавления атомов углерода также вызывает увеличение CN.Это также можно наблюдать между топливами S300_45 и S450_45 и их составом со вторичным стандартом T23, состав которого состоит из 91% насыщенных соединений, 2% олефинов и 7% ароматических соединений, в то время как топлива S10_50 и S1400_51 были модифицированы вторичным стандартом. стандартный U17, который состоит из 78% насыщенных соединений, 2% олефинов и 20% ароматических соединений. Выбросы углеводородов в основном являются результатом гашения пламени в холодных областях камеры сгорания вдоль стенок цилиндра, а также связаны с летучестью и вязкостью топлива.Высокая вязкость приводит к увеличению размера капель и снижению давления пара. На рисунке 5 четко показана обратная корреляция между HC и CN и дизельным двигателем с механическим впрыском. В целом было обнаружено, что увеличение CN на пять цифр приводит к сокращению выбросов углеводородов примерно на 20%. Максимальное давление в камере сгорания создает самые высокие температуры, в то время как самая низкая температура в камере сгорания вызывает повышенное образование углеводородов из-за более медленной скорости окисления.Топливо с высоким CN имеет более короткое время задержки воспламенения, обеспечивая высокие температуры в камере сгорания, генерируя большее количество ТЧ и увеличивая скорость окисления с последующим сокращением выбросов углеводородов. На рисунке 6 показаны мгновенные профили удельного расхода топлива (г кВтч −1 ) в зависимости от времени испытания топлив S1400_51 и S1100_45. В целом, наблюдается небольшое увеличение удельного расхода при снижении CN [10]. Меньший удельный расход достигается при использовании топлива с высоким CN.Топливо S1400_51 состоит в основном из фракций, происходящих от атмосферной перегонки, в то время как другие виды топлива составляются с использованием потоков, возникающих в результате каталитического крекинга в псевдоожиженном слое, замедленного коксования и гидрообессеривания под высоким давлением. Однако прямая корреляция с удельным расходом топлива на основе физико-химических свойств, перечисленных в таблице 1, не может быть установлена. Основным показателем является источник топлива S1400_51, которое, поскольку оно парафиновое, имеет более высокое CN и, следовательно, показывает более высокие выбросы ТЧ и УВ.В целом, по мере увеличения CN, удельный расход демонстрирует явную тенденцию к снижению. В этом диапазоне CN (45–50) для каждого дополнительного числа в CN удельный расход в г кВтч −1 уменьшается в той же пропорции. 4. Выводы КЧ дизельного топлива оказывает определяющее влияние на выбросы твердых частиц и несгоревших углеводородов. Увеличение времени задержки воспламенения, наблюдаемое в топливах с низким CN, смещает максимальное давление на углы более 20 ° после ВМТ, одновременно снижая максимальную температуру в камере сгорания.Это снижение максимальной температуры имеет благоприятный эффект, поскольку снижает реакции крекинга высокомолекулярных фракций, тем самым уменьшая выбросы твердых частиц. С другой стороны, с увеличением CN максимальное давление после ВМТ наблюдается при углах меньше 20 °, обеспечивая больший крутящий момент. Это, в свою очередь, приводит к снижению удельного расхода топлива, увеличению реакции термического крекинга, которая способствует образованию твердых частиц и увеличивает скорость реакций окисления, уменьшая выброс несгоревших углеводородов.Присутствие серы в топливе немного увеличивает выбросы PM, но определяющее влияние на выбросы PM связано с CN, которая определяет максимальное давление в камере сгорания. В целом было замечено, что увеличение CN на одну цифру увеличивает выбросы ТЧ на 8% и снижает выбросы УВ на 4%. Удельное потребление / использование энергии (SEC) в управлении энергопотреблением для повышения энергоэффективности в промышленности: значение, использование и различия Автор Включено в список: Аквиле Лоуренс (Департамент менеджмента и инженерии, Отдел энергетических систем, Университет Линчёпинга, SE-58183 Линчёпинг, Швеция) Патрик Толландер (Департамент менеджмента и инженерии, Отдел энергетических систем, Университет Линчёпинга, SE-58183 Линчёпинг, Швеция) Мариана Андрей (Департамент менеджмента и инженерии, Отдел энергетических систем, Университет Линчёпинга, SE-58183 Линчёпинг, Швеция) Магнус Карлссон (Департамент менеджмента и инженерии, Отдел энергетических систем, Университет Линчёпинга, SE-58183 Линчёпинг, Швеция) Abstract Хотя в нескольких исследованиях удельное потребление энергии (SEC) было принято в качестве индикатора прогресса в повышении энергоэффективности, публикаций по критическим оценкам при использовании SEC очень мало.Учитывая возрастающую важность мониторинга повышения энергоэффективности в промышленности и растущую популярность SEC в качестве ключевого показателя эффективности энергии (e-KPI), может потребоваться углубленный анализ и проблематизация плюсов и минусов использования SEC. Целью данной статьи является критический анализ SEC в отношении эффективности использования энергии в промышленности. Используя в качестве примера SEC в целлюлозно-бумажной промышленности, результаты этого исследовательского исследования показывают, что, хотя SEC часто используется в качестве электронного KPI в промышленности, сравнение не всегда прямолинейно.Проблемы возникают из-за отсутствия информации о том, как рассчитывается SEC. Вполне вероятно, что SEC является оптимальным e-KPI в рамках одного исследования, когда все развернутые SEC рассчитываются одинаково и с одними и теми же исходными допущениями. Однако, прежде чем сравнивать SEC с другими исследованиями, рекомендуется тщательно изучить допущения, на которых основаны расчеты, чтобы гарантировать достоверность сравнений. Этот документ остается важным вкладом в дополнение к имеющимся справочникам. Рекомендуемое цитирование Аквиле Лоуренс и Патрик Толландер и Мариана Андрей и Магнус Карлссон, 2019. « Удельное потребление / использование энергии (SEC) в управлении энергопотреблением для повышения энергоэффективности в промышленности: значение, использование и различия », Энергия, MDPI, Open Access Journal, vol. 12 (2), страницы 1-22, январь. Обозначение: RePEc: gam: jeners: v: 12: y: 2019: i: 2: p: 247-: d: 197785 Скачать полный текст от издателя Список литературы по IDEAS Александр Пуассон и Чарльз А.С. Холл, 2013. « EROI временного ряда для канадской нефти и газа », Энергия, MDPI, Open Access Journal, vol. 6 (11), страницы 1-20, ноябрь. Филипсен, Г. Дж. М., Блок, К., Уоррелл, Э., 1997. « Международные сравнения энергоэффективности — Методологии для обрабатывающей промышленности », Энергетическая политика, Elsevier, vol. 25 (7-9), страницы 715-725. Пэн, Лихонг и Цзэн, Сяолин и Ван, Ецзюнь и Хун, Гуй-Бин, 2015. « Анализ энергоэффективности и сокращения выбросов углекислого газа в китайской целлюлозно-бумажной промышленности », Энергетическая политика, Elsevier, vol.80 (C), страницы 65-75. Натан Ганьон и Чарльз А.С. Холл и Лисл Бринкер, 2009. « Предварительное исследование окупаемости инвестиций в энергию для мировой добычи нефти и газа », Энергия, MDPI, Open Access Journal, vol. 2 (3), страницы 1-14, июль. Worrell, E. & Cuelenaere, R.F.A. И Блок К. и Туркенбург В.С., 1994. « Энергопотребление промышленными процессами в Европейском Союзе », Энергия, Elsevier, т. 19 (11), страницы 1113-1129. Laurijssen, Jobien & Faaij, André & Worrell, Ernst, 2012. « Стратегии преобразования энергии в европейской бумажной промышленности — тематическое исследование в трех странах », Прикладная энергия, Elsevier, т. 98 (C), страницы 102-113. Роджерс, Джон Джеффри и Купер, Сэмюэл Дж. И Норман, Джон Б., 2018. « Использование сравнительного анализа энергии в промышленности по отношению к целлюлозно-бумажной промышленности », Обзоры возобновляемой и устойчивой энергетики, Elsevier, vol. 95 (C), страницы 23-37. Аквиле Лоуренс, Патрик Толландер и Магнус Карлссон, 2018. « Движущие силы, препятствия и факторы успеха для улучшения управления энергопотреблением в целлюлозно-бумажной промышленности », Устойчивое развитие, MDPI, Open Access Journal, vol. 10 (6), страницы 1-35, июнь. Кэри У. Кинг и Чарльз А.С. Холл, 2011. « Связь финансовой и энергетической отдачи от инвестиций ,» Устойчивое развитие, MDPI, Open Access Journal, vol. 3 (10), страницы 1-23, октябрь. Уилби, Марк Ричард и Родригес Гонсалес, Ана Белен и Винагре Диас, Хуан Хосе, 2014 г.« Эмпирические и динамические факторы первичной энергии ,» Энергия, Elsevier, т. 73 (C), страницы 771-779. Родин П. и Толландер П., 2006. « Барьеры и движущие силы для повышения энергоэффективности в неэнергетической обрабатывающей промышленности Швеции », Энергия, Elsevier, т. 31 (12), страницы 1836-1844. Толландер, Патрик и Данестиг, Мария и Родин, Патрик, 2007. « Энергетическая политика для повышения эффективности использования энергии в промышленности: оценка местной энергетической программы для промышленных малых и средних предприятий », Энергетическая политика, Elsevier, vol.35 (11), страницы 5774-5783, ноябрь. De Beer, Jeroen & Worrell, Ernst & Blok, Kornelis, 1998. « Долгосрочное повышение энергоэффективности в бумажной и картонной промышленности », Энергия, Elsevier, т. 23 (1), страницы 21-42. Родин, Патрик и Толландер, Патрик и Солдинг, Петтер, 2007. « Барьеры и движущие силы энергоэффективности в шведской литейной промышленности », Энергетическая политика, Elsevier, vol. 35 (1), страницы 672-677, январь. Паттерсон, Мюррей Г., 1996.« Что такое энергоэффективность?: Концепции, показатели и методологические вопросы », Энергетическая политика, Elsevier, vol. 24 (5), страницы 377-390, май. Fleiter, Tobias & Fehrenbach, Daniel & Worrell, Ernst & Eichhammer, Wolfgang, 2012. « Энергоэффективность в целлюлозно-бумажной промышленности Германии — Модельная оценка возможностей экономии », Энергия, Elsevier, т. 40 (1), страницы 84-99. Нилис, Маартен и Рамирес-Рамирес, Андреа и Патель, Мартин и Фарла, Жакко и Бунекамп, Пит и Блок, Корнелис, 2007.« Развитие энергоэффективности в энергоемкой обрабатывающей промышленности Нидерландов, 1980-2003 гг. », Энергетическая политика, Elsevier, vol. 35 (12), страницы 6112-6131, декабрь. Лоуренс, Аквиле и Карлссон, Магнус и Толландер, Патрик, 2018. « Влияние характеристик фирмы и управления энергопотреблением на повышение энергоэффективности в целлюлозно-бумажной промышленности », Энергия, Elsevier, т. 153 (C), страницы 825-835. Сайгин Д. и Уоррелл Э. и Патель М.К. и Гилен, Д.Дж., 2011. « Сравнительный анализ использования энергии в энергоемких отраслях промышленности в промышленно развитых и развивающихся странах », Энергия, Elsevier, т. 36 (11), страницы 6661-6673. Филипсен, Дайан и Блок, Корнелис и Уоррелл, Эрнст и Бир, Йерун де, 2002. « Сравнительный анализ энергоэффективности голландской промышленности: оценка ожидаемого воздействия на потребление энергии и выбросы CO2 », Энергетическая политика, Elsevier, vol. 30 (8), страницы 663-679, июнь. Полные ссылки (включая те, которые не соответствуют элементам в IDEAS) Цитаты Цитаты извлекаются проектом CitEc, подпишитесь на его RSS-канал для этого элемента. Цитируется по: Beisheim, Benedikt & Krämer, Stefan & Engell, Sebastian, 2020. « Иерархическая агрегация показателей энергоэффективности в непрерывных производственных процессах ,» Прикладная энергия, Elsevier, т. 264 (С). Эльпида В. Тачмитзаки и Элени А. Дидаскалу и Димитриос А. Георгакеллос, 2019. « Детерминанты практики энергоменеджмента на греческих предприятиях », Устойчивое развитие, MDPI, Open Access Journal, vol. 12 (1), страницы 1-18, декабрь. Rolandas Drejeris & Danguolė Oželienė, 2019. « Моделирование экологических действий в рамках корпоративной устойчивой деятельности: опыт Литвы ,» Central European Business Review, Пражский университет экономики и бизнеса, т.2019 (5), страницы 69-93. Хасан, А С. М. Монжурул и Тухин, Рашедул Амин и Уллах, Махфуз и Сакиб, Тайеб Хасан и Толландер, Патрик и Трианни, Андреа, 2021 г. « Комплексное исследование практики управления энергопотреблением в энергоемких отраслях в Бангладеш », Энергия, Elsevier, т. 232 (С). Фаяс Малик Канчиралла, Нур Яло и Саймон Джонссон, Патрик Толландер и Мария Андерссон, 2020. « Классификация конечного использования энергии и показатели эффективности для управления энергопотреблением в машиностроительной отрасли », Энергия, MDPI, Open Access Journal, vol.13 (2), страницы 1-24, январь. Кирилл Симеоновский, Тамара Кафтандзиева и Грегори Брок, 2021 год. « Управление энергоэффективностью в странах ЕС: подход DEA », Энергия, MDPI, Open Access Journal, vol. 14 (9), страницы 1-19, май. Фэн-Фань Ляо и Вун-Хва Чен, 2021 г. « Влияет ли структура управления энергетических администраторов на достижение обязательного целевого показателя эффективности использования электроэнергии для заводов Тайваня? », Энергия, MDPI, Open Access Journal, vol.14 (7), страницы 1-14, апрель. Раман Кумар и Сехиджпал Сингх, Ардаманбир Сингх Сидху и Каталин И. Прунку, 2021 год. « Библиометрический анализ удельного энергопотребления (SEC) при обработке: устойчивый ответ », Устойчивое развитие, MDPI, Open Access Journal, vol. 13 (10), страницы 1-30, май. A S M Monjurul Hasan & Mohammad Rokonuzzaman & Rashedul Amin Tuhin & Shah Md. Salimullah & Mahfuz Ullah & Taiyeb Hasan Sakib & Patrik Thollander, 2019.« Драйверы и препятствия на пути к повышению энергоэффективности в текстильной промышленности Бангладеш », Энергия, MDPI, Open Access Journal, vol. 12 (9), страницы 1-19, май. Самые популярные товары Это элементы, которые чаще всего цитируют те же работы, что и эта, и цитируются в тех же работах, что и эта. Аквиле Лоуренс, Патрик Толландер и Магнус Карлссон, 2018. « Движущие силы, препятствия и факторы успеха для улучшения управления энергопотреблением в целлюлозно-бумажной промышленности », Устойчивое развитие, MDPI, Open Access Journal, vol.10 (6), страницы 1-35, июнь. Каньо, Энрико и Трианни, Андреа, 2013. « Изучение движущих сил повышения энергоэффективности на малых и средних предприятиях: первые свидетельства итальянских производственных предприятий », Прикладная энергия, Elsevier, т. 104 (C), страницы 276-285. Ван, Нин и Вэнь, Цзунго и Лю, Минци и Го, Цзе, 2016. « Построение системы эталонного тестирования энергоэффективности при добыче угля », Прикладная энергия, Elsevier, т.169 (C), страницы 301-308. Лоуренс, Аквиле и Карлссон, Магнус и Нелер, Тереза ​​и Толландер, Патрик, 2019. « Влияние денежных вложений, срока окупаемости и характеристик фирмы на экономию электроэнергии в энергоемкой отрасли », Прикладная энергия, Elsevier, т. 240 (C), страницы 499-512. Кэ, Цзин и Прайс, Линн и Макнил, Майкл и Ханна, Нина Чжэн и Чжоу, Нан, 2013. « Анализ и практика сравнительного анализа энергии для промышленности с точки зрения системного проектирования », Энергия, Elsevier, т.54 (C), страницы 32-44. Эррера, Бернардо и Амелл, Андрес и Чейн, Фарид и Какуа, Карен и Манрике, Райза и Энао, Уилсон и Вальехо, Габриэль, 2017. « Использование тепловой энергии и анализ препятствий для реализации мер по повышению тепловой эффективности в производстве цемента: исследовательское исследование в Колумбии », Энергия, Elsevier, т. 140 (P1), страницы 1047-1058. Hammond, G.P. И Норман, Дж. Б., 2012. « Анализ разложения выбросов углерода, связанных с энергетикой, при производстве в Великобритании», Энергия, Elsevier, т.41 (1), страницы 220-227. Джафарзаде, Сепидех и Утне, Ингрид Бауэр, 2014. « Основа для преодоления разрыва в энергоэффективности судоходства », Энергия, Elsevier, т. 69 (C), страницы 603-612. Сальта, Мирсина и Полатидис, Геракл и Хараламбопулос, Диас, 2009. « Использование энергии в производственном секторе Греции: методологическая основа, основанная на физических показателях с агрегированным и декомпозиционным анализом », Энергия, Elsevier, т. 34 (1), страницы 90-111. Fleiter, Tobias & Hirzel, Simon & Worrell, Ernst, 2012. « Характеристики мер по повышению энергоэффективности — пренебрегаемый аспект », Энергетическая политика, Elsevier, vol. 51 (C), страницы 502-513. Olsthoorn, Mark & ​​Schleich, Joachim & Hirzel, Simon, 2017. « Принятие мер по повышению энергоэффективности нежилых зданий: технологическая и организационная неоднородность в сфере торговли, коммерции и услуг », Экологическая экономика, Elsevier, vol.136 (C), страницы 240-254. Веласко-Фернандес, Рауль и Данлоп, Тесса и Джампьетро, ​​Марио, 2020. « Ошибки показателей энергоэффективности: Признание сложности метаболической модели экономики », Энергетическая политика, Elsevier, vol. 137 (С). Чен, Сяобинь и Ман, И и Чжэн, Цифу и Ху, Юша и Ли, Джигэн и Хун, Мэнна, 2019. « Промышленная проверка энергосбережения для процесса сушки бумаги в одноярусном цилиндре », Энергия, Elsevier, т.170 (C), страницы 261-272. Хуанг, Юнь-Сюнь и Чанг, И-Линь и Флейтер, Тобиас, 2016. « Критический анализ возможностей повышения энергоэффективности в цементной промышленности Тайваня », Энергетическая политика, Elsevier, vol. 96 (C), страницы 14-26. Йоаким Харальдссон и Мария Т. Йоханссон, 2019 г. « Барьеры и факторы повышения энергоэффективности в шведской алюминиевой промышленности и литейных заводах по производству алюминиевого литья », Устойчивое развитие, MDPI, Open Access Journal, vol.11 (7), страницы 1-27, апрель. Трианни, Андреа и Каньо, Энрико и Фарне, Стефано, 2016. « Барьеры, движущие силы и процесс принятия решений для повышения энергоэффективности в промышленности: широкое исследование малых и средних предприятий обрабатывающей промышленности. », Прикладная энергия, Elsevier, т. 162 (C), страницы 1537-1551. Bhadbhade, Navdeep & Yilmaz, Selin & Zuberi, Jibran S. & Eichhammer, Wolfgang & Patel, Martin K., 2020. « Эволюция энергоэффективности в Швейцарии в период 2000–2016 гг. », Энергия, Elsevier, т.191 (С). Fleiter, Tobias & Schleich, Joachim & Ravivanpong, Ployplearn, 2012 г. « Принятие мер по энергоэффективности на МСП — эмпирический анализ на основе данных энергоаудита из Германии », Энергетическая политика, Elsevier, vol. 51 (C), страницы 863-875. Толландер, Патрик и Родин, Патрик и Мошфег, Бахрам, 2012 г. « О формировании энергетической политики до 2020 года: вызовы в промышленном и строительном секторах Швеции », Энергетическая политика, Elsevier, vol.42 (C), страницы 461-467. Бо Сю и Ляньюн Фэн и Уильям X. Вэй, Ян Ху и Цзянлян Ван, 2014. « Предварительный прогноз состояния добычи на китайском нефтяном месторождении Дацин с точки зрения EROI », Устойчивое развитие, MDPI, Open Access Journal, vol. 6 (11), страницы 1-21, ноябрь. Исправления Все материалы на этом сайте предоставлены соответствующими издателями и авторами. Вы можете помочь исправить ошибки и упущения.При запросе исправления укажите дескриптор этого элемента: RePEc: gam: jeners: v: 12: y: 2019: i: 2: p: 247-: d: 197785 . См. Общую информацию о том, как исправить материал в RePEc. По техническим вопросам, касающимся этого элемента, или для исправления его авторов, заголовка, аннотации, библиографической информации или информации для загрузки, обращайтесь:. Общие контактные данные провайдера: https://www.mdpi.com/ . Если вы создали этот элемент и еще не зарегистрированы в RePEc, мы рекомендуем вам сделать это здесь.Это позволяет привязать ваш профиль к этому элементу. Это также позволяет вам принимать потенциальные ссылки на этот элемент, в отношении которых мы не уверены. Если CitEc распознал библиографическую ссылку, но не связал с ней элемент в RePEc, вы можете помочь с этой формой . Если вам известно об отсутствующих элементах, цитирующих этот элемент, вы можете помочь нам создать эти ссылки, добавив соответствующие ссылки таким же образом, как указано выше, для каждого элемента ссылки. Если вы являетесь зарегистрированным автором этого элемента, вы также можете проверить вкладку «Цитаты» в своем профиле службы авторов RePEc, поскольку там могут быть некоторые цитаты, ожидающие подтверждения. По техническим вопросам, касающимся этого элемента, или для исправления его авторов, заголовка, аннотации, библиографической информации или информации для загрузки, обращайтесь: в группу преобразования XML (адрес электронной почты указан ниже). Общие контактные данные провайдера: https://www.mdpi.com/ . Обратите внимание, что исправления могут занять пару недель, чтобы отфильтровать различные сервисы RePEc. . Автор: alexxlab Добавить комментарий Отменить ответ Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены * Комментарий * Имя * Email * Сайт 2011 - 2019 © Сайт Автолюбителей Вся информация на сайте защищена авторскими правами. Карта сайта