槽形托輥帶式輸送機設計-DTⅡ型【傾角4度】

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Natl. Acad. Sci. USAVol. 78, No. 4, pp. 1986-1988, April 1981Applied Physical SciencesFinite-time thermodynamics:Engine performance improved by optimized piston motion(Otto cycle/optimized heat engines/optimal control)MICHAEL MOZURKEWICH AND R. S. BERRY Department of Chemistry and the James Franck Institute, The University of Chicago, Chicago, Illinois 60637 Contributed by R. Stephen Berry, December 29, 1980ABSTRACT The methods of finite-time thermodynamics are used to find the optimal time path of an Otto cycle with friction and heat leakage. Optimality is defined by maximization of the work per cycle; the system is constrained to operate at a fixed frequency,so the maximum power-is obtained. The result is an improvement of about 10% in the effectiveness (second-law efficiency) of a conventional near-sinusoidal engine.Finite-time thermodynamics is an extension ofconventional thermodynamics relevant in principle across the entire span of the subject, from the most abstract level to the most applied. The approach is based on the construction of generalized thermodynamic potentials (1) for processes containing time or rate conditions among the constraints on the system (2) and on the determination of optimal paths that yield the extrema corresponding to those generalized potentials.Heretofore, work on finite-time thermodynamics has concentrated on ratheridealized models (2-7) and on existence theorems (2), all on the abstract side of the subject. This work is intended as a step connecting the abstract thermodynamic concepts that have emerged in finite-time thermodynamics with the practical, engineering side of the subject, the design principles of a real machine. In this report, we treat a model of the internal combustion engine closely related to the ideal Otto cycle but with rate constraints in the form ofthe two major losses found in real engines. We optimize the engine by controlling the time dependence of the volume-that is, the piston motion. As a result, without undertaking a detailed engineering study, we are able to understand how the losses are affected by the time path of the piston and to estimate the improvement in efficiency obtainable by optimizing the piston motion.THE MODELOur model is based on the standard four-stroke Otto cycle. This consists of an intake stroke, a compression stroke, a power stroke, and an exhaust stroke. Here we briefly describe the basic features of this model and the method used to find the optimal piston motion. A detailed presentation will be given elsewhere. We assume that the compression ratio, fuel-to-air ratio, fuel consumption, and period of the cycle all are fixed. These constraints serve two purposes. First, they reduce the optimization problem to finding the piston motion. Also,they guarantee that the performance criteria not considered in this analysis are comparable to those for a real engine. Relaxing any of these constraints can only improve the performance further.We take the losses to be heat leakage and friction. Both of these are rate dependent and thus affect the time response of the system. The heat leak is assumed to be proportional to the instantaneous surface of the cylinder and to the temperature difference between the working fluid and the walls (i.e., Newtonian heat loss). Because this temperature difference is large only on the power stroke, heat loss is included only on this stroke. The friction force is taken to be proportional to the piston velocity, corresponding to well-lubricated metal-on-metal sliding;thus, the frictional losses are directly related, to the square ofthe velocity. These losses are not the same for all strokes. The high pressures in the power stroke make its friction coefficient higher than in the other strokes. The intake stroke has a contribution due to viscous flow through the valve.The function we have optimized is the maximum work per cycle. Because both fuel consumption and cycle time are fixed, this also is equivalent to maximizing both efficiency and the average power.In finding the optimal piston motion, we first separated the power and nonpower strokes. An unspecified but fixed time t was allotted to the power stroke with the remainder of the cycle time given to the nonpower strokes. Both portions of the cycle were optimized with this time constraint and were then combined to find the total work per cycle. The duration t of the power stroke was then varied and the process was repeated until the net work was a maximum.The optimal piston motion for the nonpower strokes takes a simple form. Because of the quadratic velocity dependence of the friction losses, the optimum motion holds the velocity constant during most of each stroke. At the ends of the stroke, the piston accelerates and decelerates at the maximum allowed rate. Because the friction losses are higher on the intake stroke, the optimal solution allots more time to this stroke than to the other two. The piston velocity as a function of time is shown in Fig.1.The power stroke was more difficult to optimize because ofthe presence of the heat leak. The problem was solved by using the variational technique of optimal control theory (8). The formalism yields the equation of motion of the piston as a fourthorder set of nonlinear differential equations. These were solved numerically. The resulting motion is shown in Fig. 1 for the entire cycle.The asymmetric shape of the piston motion on the power stroke arises from the trade-off between friction and heat leak losses. At the beginning of the stroke the gases are hot, capable of yielding high efficiency, and the rate of heat loss is high. It is therefore advantageous to make the velocity high on this part of the stroke. As work is extracted, the gases cool and the rate of heat leakage diminishes relative to frictional losses. Consequently the optimal path moves to lower velocities as the power stroke proceeds.The solutions were obtained first with unlimited acceleration and then with limits on acceleration and deceleration. The latter situation yields a result familiar in other contexts under the name of turnpike solution (9). The system tries to operate as long as possible at its optimal forward and backward velocities, by accelerating and decelerating between these velocities at the maximum rates. In this way, the system spends as much time as possible moving along its best or turnpike path.RESULTSParameters for the computations were taken from ref. 10 or, in the case of the friction coefficient, adjusted to give frictional losses of the magnitude cited in ref. 10. Those parameters are given in Table 1. The results of the calculations of some typical cases are given in Table 2, where they are compared with the conventional Otto cycle engine having the same compression ratio but a standard near-sinusoidal motion. The effectiveness (the ratio of the work done to the reversible work, also called the second-law efficiency) is slightly higher for the optimized engine whose piston-acceleration is limited to 5 x 103 m/sec2 ，the maximum of the conventional engine of the first row. If the piston is allowed to have 4 times the acceleration of the conventional engine, the effectiveness increases 9%; if the acceleration is unconstrained, the improvement in effectiveness goes up to 11%.These values are typical, not the most favorable. If the total losses of the conventional engine are held approximately constant but shifted to correspond to about 80% larger heat loss and about 60% smaller friction loss, the gain in effectiveness goes up, reaching more than 17% above the effectiveness of the corresponding conventional engine.The principal source of the improvement in use of energy in this analysis is in the reduction of heat losses when the working fluid is near its maximum temperature. This is why the improvement is greater for engines with large heat leaks and low friction than for engines with relatively better insulation but higher friction.Finally, it is instructive to examine the path of the piston in time, for the optimized engine and for its conventional counterpart. The position of the piston as a function of time is shown for these two cases in Fig. 2.In closing, let us emphasize the unconventional approach to optimizing a thermodynamic system illustrated by this work. Instead of controlling heat rates, heat capacities, conductances, friction coefficients, reservoir temperatures, or other usual parameters of thermodynamic engines, we have controlled the time path of the engine volume.We thank Dr. Morton Rubin for helpful comments and suggestions. This work was supported in part by a grant from the Exxon Education Foundation.REFERENCE1. Hermann, R. (1973) Geonetry, Physics and Systems (Dekker,New York). Proc. Nati. Acad. Sci. USA 78 (1981)2. Salamon, P., Andresen, B. & Berry, R. S. (1977) Phys. Rev. A 14,2094-2102.3. Curzon, F. L. & Ahlborn, B. (1975) Am. J. Phys. 43, 22-24.4. Andresen, B., Berry, R. S., Nitzan, A. & Salamon, P. (1977)Phys. Rev. A 15, 2086-2093.5. Rubin, M. (1979) Phys. Rev. A 19, 1272-1276, 1277-1289.6. Salamon, P., Nitzan, A., Andresen, B. & Berry, R. S. (1980)Phys. Rev. A 21, 2115-2129.7. Gutkowicz-Krusin, D., Procaccia, I. & Ross, J. (1978) J. Chem. Phys. 69, 3898-3906.8. Hadley, C.F.G. & Kemp, M. C. (1971) Variational Methods in Economics (North-Holland, Amsterdam).9. Sen, A., ed. (1970) Growth Economics (Penguin, Baltimore,MD).10. Taylor, C. F. (1966) The Internal Combustion Engine in Theory and Practice (MIT Press, Cambridge, MA), Vol. 1, pp. 158-164; Vol. 2, pp. 19-20.Proc。 全國。 Acad。 Sci。 美國卷. 78，第 4 頁。 1986-1988， 1981年4月應用的物理學有限時間熱力學：優(yōu)化活塞行動改進的發(fā)動機性能(奧托循環(huán)或優(yōu)化熱引擎或最優(yōu)控制)MICHAEL MOZURKEWICH和 R. S. BERRY 化學系和詹姆斯法朗克研究所，芝加哥大學，芝加哥，伊利諾伊州 60637 由R.斯蒂芬莓果貢獻， 1980年12月29日摘要： 利用有限時間熱力學方法發(fā)現(xiàn)奧托循環(huán)的優(yōu)先時間路徑及摩擦和熱滲漏。 最優(yōu)性由工作的最大化定義每個周期; 系統(tǒng)被控制在一個固定的內，因此便能獲得最大動力。 結果是每一個常規(guī)近正弦的發(fā)動機改善了大約10%的效率(第二定律效率)。有限時間熱力學是引伸常規(guī)熱力學相關原則上橫跨主題的整個間距，從最抽象的水平到廣泛的應用。 方法是根據(jù)廣義熱力學潛力的創(chuàng)立(1)為包含時間或對在限制之中的條件估計在系統(tǒng)之內(2)和在產生對應于那些廣義潛力的極值的最佳路徑的計算。迄今為止，有限時間熱力學的工作集中于較為理想化的模型(2-7)和存在性定理(2)，且全部集中在抽象方面。這項工作是希望作為一個步驟連接在實用的有限時間熱力學方面涌現(xiàn)了的抽象熱力學概念，工程學方面的課題，一臺實用機器的設計的原則。在這個報告中，我們用接近理想的奧多周期來研究內燃機模型，但由于頻率限制使得在實際的發(fā)動機中是以二主要損失的形式存在。 我們通過“控制”時間改善活塞運動來優(yōu)化發(fā)動機的性能。 結果，沒有進行一項詳細的工程學研究，我們能夠通過受活塞的時間路徑的影響和優(yōu)化活塞行動獲得效率的改善的估計來了解是怎么損失的。模 型我們的模型是基于標準的四沖程奧托循環(huán)。這包括進氣沖程、壓縮沖程、作功沖程和排氣沖程。 我們在這里簡要地描述這個模型和發(fā)現(xiàn)優(yōu)化活塞行動的使用方法及基本特點。 在別處將給一個詳細的介紹。我們假設，壓縮比、空燃比、燃油消耗率和時間全部是固定的。這些制約因素有兩個目的。首先，他們利用減少優(yōu)化問題來找到活塞運動。 并且，他們保證在這分析沒考慮的性能準則與那些是為一個實用的發(fā)動機做比較的。 放松這些限制中的任一個可能進一步改善性能。我們采取的損失是熱滲漏和摩擦。 這兩個是依靠效率來影響系統(tǒng)的時間反應。 熱泄漏假設是圓筒的瞬間表面和與在工作流體和墻壁之間的溫差比例(即，牛頓熱耗)。 由于這個溫度區(qū)別最大是在作功沖程，熱滲漏是只包含在這個沖程中。摩擦力與活塞速度成正比，對應于潤滑良好的金屬表面；因此，摩擦損失也直接與速度正方形有關。 這些損失在所有沖程中是不同樣的。高壓在作功沖程使它的摩擦系數(shù)高于在其他沖程。 進氣沖程得益于。我們優(yōu)選的作用是確定每循環(huán)的最大功率。 由于燃料消費和周期是固定的，這也與最大化效率和平均功率是等效的。在尋找優(yōu)選的活塞行程時，我們首先分離了有能量和無能量的沖程。 非特指，但確定的時間 t 是指作功沖程中無能量沖程剩下的時間。 循環(huán)的兩個部分優(yōu)選以一個限制時間和然后結合找到每循環(huán)的總工作量。 時間 t的作功沖程后來變化了，并且這個過程會被重覆，直到凈工作量達到最大值。采取一個簡單形式來描述無能量沖程的最佳活塞運動。在每個沖程的大多數(shù)時間，由于摩擦損失與速度的二次方成比例，最宜的運動依賴于速度常數(shù)。 在沖程的末期，活塞以允許的最大效率加速并且減速。 由于摩擦損失在進氣沖程較高，與其他兩個相比，這個最佳的解決辦法是把更多的時間分配到這個沖程?；钊俣扰c作用時間的關系顯示在圖1中。由于熱泄漏的出現(xiàn)，作功沖程更難優(yōu)選。問題是通過使用最優(yōu)控制理論的變化技術解決的 (8)。利用實際情況的非線性的微分方程產生活塞的運動方程式。 這些都是實際數(shù)值。整個循環(huán)運動的結果顯示在圖1上。 圖1 活塞速度與作用時間的關系，從作功沖程開始。最大允許的加速度是2 x 104 m/sec2。活塞行動的不對稱的形狀在作功沖程中的摩擦和熱泄漏損失之間交替出現(xiàn)。在沖程初氣體是熱的，能產生高效率，并且散熱率高。在作功沖程中得益于活塞速度高。這個沖程被選出，氣體冷卻率和熱泄漏相對于摩擦損失減少。 結果，當作功沖程進行時，最佳路徑的移動速度更低。解決的辦法在加速度和上首先獲得了極大的加速度然后迅速減速。后者情況以“收費公路”解決方案在其他環(huán)境下產生一個交叉結果 (9)。在這些速度之間以最高效率進行加速和減速，使系統(tǒng)盡量的在它的最佳的向前和向后速度操作下盡可能延長。 這樣，系統(tǒng)花費同樣多時間盡可能沿它的最佳路徑移動。結 果計算的參量從參考10中獲取，在給定的摩擦系數(shù)下，通過參考10中的變量調整摩擦損失的大小。 那些參量在表1中給出。一些典型的情況下的計算結果見表2，但在一個標準近正弦運動下，他們與常規(guī)奧托循環(huán)的發(fā)動機相比有同一壓縮比。為了優(yōu)化發(fā)動機使第一列的常規(guī)發(fā)動機最大值，活塞加速度被限制在5 x 10 m3/sec2內，使得有效利用率 (有用功與可逆功的比率，也稱第二定律效率)稍微提高。 如果發(fā)動機的活塞允許有4個時間的加速度，有效率將增加9%；如果加速度是不受強制的，有效率比以前將增加11%。表1 發(fā)動機參數(shù)*發(fā)動機參數(shù)：壓縮比=8在最小容積的活塞位置=1厘米位移= 7 cm汽缸直徑(b) = 7.98 cm汽缸容量(v) = 400 cm3周期(t) = 33.3毫秒/3600轉每分鐘熱力學參量： 壓縮沖程 作功沖程最初的溫度 333K 2795K摩爾氣體 0.0144 0.0157恒定熱容量 容量 2.5R 3.35R汽缸壁溫度(T) = 600 K可逆循環(huán)的動能 (WR)= 435.7 J 可逆的能力(WR/I)= 13.1千瓦損失條件：摩擦系數(shù)(a) = 12.9 kg/sec熱泄漏系數(shù)(K)= 1305 千克/ (度/sec3)每循環(huán)的時間損耗和摩擦損失的能量= 50 J *參量數(shù)據(jù)根據(jù)參考書目10.表2 結果(所有能量單位用焦耳)在作功沖程上所用的時間；WP在作功沖程完成的工作量；WT，每循環(huán)的凈工作量；WF，摩擦損失的能量；WQ，工作中的熱泄漏損失的能量； Q，熱泄漏；TF，作功沖程結束時的溫度；，有效利用率。這些改善是顯而易見的，但不是最有利的。如果傳統(tǒng)發(fā)動機的總損失是保持大約固定的常數(shù)，但是減少高于80%的熱耗和低于60%的摩擦損失，有效利用率獲得提高，到達傳統(tǒng)發(fā)動機有效利用率的17%以上。當潤滑油流過發(fā)動機的最高溫度附近時，在這個分析過程中的改善的主要來源是熱耗的減少。 這就是為什么在較大的摩擦力下改善發(fā)動機的熱泄漏和降低摩擦損失比發(fā)動機使用更好的絕緣材料要好，。最后，在相應時間內為優(yōu)化發(fā)動機和為它的傳統(tǒng)對應部分，它是指導研究活塞運動的最佳路徑的方法?；钊奈恢煤妥饔脮r間的關系顯示在圖2上在結束時，讓我們強調在這工作中說明了一個熱力學的系統(tǒng)非傳統(tǒng)的優(yōu)化被方法。而不是控制熱效率、熱容量、傳熱、摩擦系數(shù)、冷卻水溫度，或者熱力發(fā)動機的其他通常參量，我們控制了發(fā)動機容量時間路徑。我們感謝Morton Rubin博士為我們做到有用的評論和建議。 我們的部分經費由Exxon 教育基金提供。 圖2 在作功、排氣、進氣和壓縮沖程中優(yōu)化的()和傳統(tǒng)的()活塞運動比較； 最佳路徑的最大加速度被限制在2 x 104 m3/sec2參考文獻1. Hermann, R. (1973) Geonetry, Physics and Systems (Dekker,New York). Proc. Nati. Acad. Sci. USA 78 (1981)2. Salamon, P., Andresen, B. & Berry, R. S. (1977) Phys. Rev. A 14,2094-2102.3. Curzon, F. L. & Ahlborn, B. (1975) Am. J. Phys. 43, 22-24.4. Andresen, B., Berry, R. S., Nitzan, A. & Salamon, P. (1977)Phys. Rev. A 15, 2086-2093.5. Rubin, M. (1979) Phys. Rev. A 19, 1272-1276, 1277-1289.6. Salamon, P., Nitzan, A., Andresen, B. & Berry, R. S. (1980)Phys. Rev. A 21, 2115-2129.7. Gutkowicz-Krusin, D., Procaccia, I. & Ross, J. (1978) J. Chem. Phys. 69, 3898-3906.8. Hadley, C.F.G. & Kemp, M. C. (1971) Variational Methods in Economics (North-Holland, Amsterdam).9. Sen, A., ed. (1970) Growth Economics (Penguin, Baltimore,MD).10. Taylor, C. F. (1966) The Internal Combustion Engine in Theory and Practice (MIT Press, Cambridge, MA), Vol. 1, pp. 158-164; Vol. 2, pp. 19-20.畢業(yè)設計（論文）題 目： 槽形托輥帶式輸送機設計 學 院： 航空與機械工程學院專業(yè)名稱： 機械設計制造及其自動化班級學號： 05031321學生姓名： 張錦衛(wèi)指導教師： 封立耀二OO九 年 六 月 南昌航空大學學士學位論文（開題報告）一、 選題的依據(jù)及意義帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續(xù)運輸設備，與其他運輸設備(如機車類)相比，具有輸送距離長、運量大、連續(xù)輸送等優(yōu)點，而且運行可靠，易于實現(xiàn)自動化和集中化控制，尤其對高產高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。帶式輸送機廣泛地應用在冶金、煤炭、交通、水電、化工等部門，是因為它具有輸送量大、結構簡單、維修方便、成本低、通用性強等優(yōu)點。槽型托輥帶式輸送機是屬帶式輸送機的一個類型。其相對于平行托輥帶式輸送機來說更具有優(yōu)點，特別在煤礦的運用中，其載荷更大、運行更平穩(wěn)可靠等特點！煤現(xiàn)在作為世界上最主要的能源之一。對煤礦的采掘中帶式輸送機仍有十分重要的作用！還有的就是國家的其他部門對帶式輸送機運用也是十分廣泛。所以我覺得現(xiàn)在對帶式輸送機，特別是槽型托輥帶式輸送機的研究設計還是十分的有必要的！二、 國內外研究概況及發(fā)展趨勢（含文獻綜述）1）國外帶式輸送機技術的現(xiàn)狀1. 帶式輸送機的功能多元化、應用范圍擴大化，如高傾角帶輸送機、管狀帶式輸送機、空間轉彎帶式輸送機等各種機型。2. 帶式輸送機本身的技術與裝備有了巨大的發(fā)展，尤其是長距離、大運量、高帶速等大型帶式輸送機已成為發(fā)展的主要方向，其核心技術是開發(fā)應用于了帶式輸送機動態(tài)分析與監(jiān)控技術，提高了帶式輸送機的運行性能和可靠性。2）國內帶式輸送機技術的現(xiàn)狀 1.我國生產制造的帶式輸送機的品種、類型都較多。 2.產量多批次也相對的大,但其技術相對國外還是落后,特別是輸送機的壽命和性能方面。 3. 帶式輸送機的技術水平有了很大提高，煤礦井下用大功率、長距離帶式輸送機的關鍵技術研究和新產呂開發(fā)都取得了很大的進步。3）總的發(fā)展趨向1.繼續(xù)向大型化發(fā)展。大型化包括大輸送能力、大單機長度和大輸送傾角等幾個方面。帶式輸送機的單機長度已近15公里，并已出現(xiàn)由若干臺組成聯(lián)系甲乙兩地的帶式輸送道。不少國家正在探索長距離、大運量連續(xù)輸送物料的更完善的輸送機結構。2.擴大輸送機的使用范圍。發(fā)展能在高溫、低溫條件下、有腐蝕性、放射性、易燃性物質的環(huán)境中工作的，以及能輸送熾熱、易爆、易結團、粘性的物料的輸送機。3.使輸送機的構造滿足物料搬運系統(tǒng)自動化控制對單機提出的要求。如郵局所用的自動分揀包裹的小車式輸送機應能滿足分揀動作的要求等。4.降低能量消耗以節(jié)約能源，已成為輸送技術領域內科研工作的一個重要方面。已將1噸物料輸送1公里所消耗的能量作為輸送機選型的重要指標之一。5.減少各種輸送機在作業(yè)時所產生的粉塵、噪聲和排放的廢氣。三、研究內容及實驗方案 1.分析槽形托輥帶式輸送機的結構組成。優(yōu)化傳統(tǒng)的機械結構。 2.對輸送機的功率要求進行計算，使輸送機能達到所要求動力的性能。再分析對托輥的選用和其他各種參數(shù)的計算并校核計算結果。 3.對托輥的結構設計和其材料的選用。 4.對總裝圖的設計、用solidworks對連接軸進行有限元分析、并繪制零、部件圖。使其最終能達到使用要求！四、 目標與主要特色及工作進度1） 目標 畢業(yè)設計(論文)使用的原始資料(數(shù)據(jù))及設計技術要求：1. 輸送長度：30 米,提升高度2米；2. 輸送量：80 噸/小時, 輸送物料為原煤，3. 堆積密度：900公斤/米3；物料在帶面上的動堆積角為4504、輸送帶速：1.2米/秒 5、上托輥槽形布置。2）主要特色1.相對平行托輥帶式輸送機來說，槽型托輥帶式輸送機更為復雜。在些此主要是對槽型托輥的設計和其材料的選用能在很大程度上影響整體輸送機的性能。2.在結構設計上盡量創(chuàng)新，來使其整體性能比以前的工作機有個較大的提高。3.本設計還將對產品的制造成本作為考慮重點，盡量節(jié)約制造成本。3）工作進度1.開題報告 2月16日2月22日2外文資料翻譯（不少于6000字符） 2月23日3月1日3運動及動力參數(shù)計算 3月2日3月15日4總裝圖設計 3月16日4月12日5. 主要零、部件強度及選用計算 4月13日5月3日6用solidworks對連接軸進行有限元分析 5月4日5月17日7. 繪制零、部件圖 5月18日6月12日8.畢業(yè)論文 及答辯準備 6月13日6月19日五、 參考文獻【1】孫桓等主編.機械原理.北京:高等教育出版社，2001【2】濮良貴等主編.機械設計. 北京:高等教育出版社，2001【3】運輸機械設計選用手冊編委會.運輸機械設計選用手冊. 北京:化學工業(yè)出版社.1999【4】毛廣卿主編.糧食輸送機械與應用. 北京: 科學出版社，2003【5】范祖堯主編.現(xiàn)代機械設備設計手冊. 北京:機械工業(yè)出版社，1996【6】徐灝主編.機械設計手冊（第四版）.北京.機械工業(yè)出版社.1991【7】Shigley J E,Uicher J J.Theory of machines and mechanisms.NewYork:McGraw-Hill Book Company,1980 【8】洪致育、林良明主編：連續(xù)運輸機，機械工業(yè)出版社，北京，1982。- 5 -