Турбонаддув в поршневых ДВС

Основной целью конструирования и создания тепловых двигателей является получение полезной работы за определённое время, т.е. обеспечение необходимой мощности. Мощность же, как это следует из , зависит не только от удельной работы цикла l₀ , но и от массового расхода G рабочего тела. В поршневых ДВС расход рабочего тела (практически атмосферного воздуха) определяется его плотностью на всасе , рабочим объёмом цилиндра и числом оборотов n, об/мин коленчатого вала двигателя, точнее числом циклов, совершаемых рабочим телом в единицу времени. В наиболее распространённых четырёхтактных поршневых ДВС один цикл совершается за два оборота коленчатого вала. Здесь мы не будем вдаваться в конструктивные подробности двух- и четырёхтактных поршневых двигателей, а запишем лишь выражение для мощности

Здесь z принимает значения 1 или 2 в зависимости от тактности двигателя, множитель 60 в знаменателе учитывает тот факт, что скорость вращения n коленчатого вала двигателя обычно даётся в оборотах в минуту.

Таким образом, мощность двигателя, кроме прочего, линейно зависит от скорости вращения коленчатого вала (от числа оборотов n), от объёма цилиндра V₁ и от давления всасываемого воздуха p₁. Увеличивать число оборотов двигателя безгранично нельзя по многим причинам, одна из которых состоит в том, что скорость горения топлива (взрыв в карбюраторном и горение в дизельном двигателе) хотя и велика, но ограничена, а значит за время нахождения горючей смеси в цилиндре она должна успеть полностью сгореть. Увеличение рабочего объёма цилиндра двигателя влечёт за собой утяжеление установки и рост её габаритов, и в частности для большинства транспортных установок непригодно. Третья возможность – увеличение давления p₁ воздуха на всасе. Увеличение давления можно осуществить с помощью небольшого высокооборотного центробежного компрессора, на привод которого используется рассеиваемая в глушителе и в атмосфере кинетическая энергия выхлопных газов, подаваемых на небольшую, но высокооборотную турбину. Такая организация повышения давления на всасе и, следовательно, мощности двигателя носит название турбонаддува. Схема дизельного двигателя с турбонаддувом приведена на рис. I.13.

Применение турбонаддува позволяет повысить мощность двигателя до 1.5…2 раз.

Применим приведённые в начале лекции соображения к графическому анализу и сравнению циклов поршневых двигателей внутреннего сгорания.

Очевидно, что сравнение эффективности циклов возможно только при определённых режимных условиях и значениях конструктивных характеристик. В частности, в случае поршневых ДВС считаются совпадающими атмосферные условия (т.е. начальные параметры p₁ и T₁) и максимальные параметры рабочего тела (давление p₃ и температура T₃). При этом степени сжатия в двигателях Отто, Тринклера и Дизеля расположатся в порядке возрастания, т.е. . Тогда теоретические диаграммы циклов всех трёх поршневых ДВС в координатах T–s будут сориентированы однозначным образом, например, так, как это изображено без масштаба на рис. I.11, а. Легко видеть, что в этом случае отводимая теплота q₂ (площадь 1-4-s₄-s₁-1) одинакова для всех трёх двигателей, в то время как количества подводимой теплоты удовлетворяют неравенствам , откуда, в соответствии с однозначно следует: , т.е. при перечисленных выше критериях сравнения с термодинамической точки зрения дизельный двигатель является наиболее экономичным.

В качестве иллюстрации применения сравнения циклов по среднеинтегральным температурам на рис. I.11.б представлен нереальный с практической точки зрения, но показательный случай трёх поршневых ДВС, работающих по циклам Отто, Тринклера и Дизеля при одинаковых атмосферных условиях (совпадают точки 1), одинаковых степенях сжатия (совпадают точки 2) и одинаковых максимальных температурах ( ).

В этом случае метод сравнения по площадям уже не может дать однозначного ответа без численных расчётов, так как в этих трёх циклах одновременно разнятся и подведённые, и отведённые количества теплоты. Метод сравнения по среднеинтегральным температурам в этом случае оказывается эффективным, поскольку, как легко видеть из графика, среднеинтегральные температуры отвода тепла однозначно удовлетворяют цепочке неравенств , а среднеинтегральные температуры подвода теплоты в рассматриваемых трёх циклах если и не одинаковы, то весьма близки.

Более того, можно строго математически доказать, что для экспонент, каковыми являются изобара и изохора в координатах T–s, среднеинтегральные значения температур в одном и том же температурном интервале совпадают. В самом деле, пусть через одну и ту же точку 1 на графике в координатах T–s проходят две политропы с неравными показателями n_a и n_b (см. рис. I.12). Уравнения этих политроп следующие:

где суть некоторые константы, имеющие смысл теплоёмкости процессов.

Тогда согласно имеем

Вычисление интегралов с учётом даёт:

Но из следует:

т.е.

что требовалось доказать.

Таким образом, метод сравнения термических КПД циклов ДВС для случая, изображённого на рис. I.11, б, по среднеинтегральным температурам даёт однозначный ответ: