ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ § 1.1. Идеальный цикл дизеля 10 страница

Турбокомпрессоры подают воздух через охладители в ре­сивер под давлениемр_к- 130-350 кПа. Температура газов, посту­пающих в газовую турбину при полной нагрузке дизеля, состав­ляет Т_т = 320-650°С. Большие значения температур относятся к четырехтактным двигателям. Конструкция турбокомпрессора оп­ределяется типом применяемых турбин и компрессоров, располо­жением и конструкцией подшипников ротора.

В судовых дизелях применяют центробежные одноступенчатые компрессоры со щелевым лопаточным диффузором, обладающие рядом преимуществ по сравнению с осевыми. Основными их пре­имуществами являются: меньшие габаритные размеры, меньшее влияние загрязнения лопаток на адиабатный КПД, меньший мо­мент инерции ротора, обеспечивающий лучшую приемистость турбокомпрессора при пусках и изменении режима работы дизеля. Центробежные одноступенчатые компрессоры имеют адиабатный КПД г\адк~ 0,70-0,84.

Компрессор (рис. 5.1,5.2) состоит из неохлаждаемого кор­пуса, всасывающей камеры, направляющего аппарата, рабо­чего колеса, диффузора и улитки. Всасывающая камера снабжа­ется глушителем шума и воздушным фильтром. Неподвижный направляющий аппарат представляет собой решетку неподвиж­ных лопаток, направляющих воздух в сторону колеса. Вращаю­щийся направляющий аппарат образуется лопатками рабочего колеса компрессора. Рабочее колесо полузакрытого типа имеет радиально направленные лопатки с загнутыми передними кром­ками. Диффузоры, предназначенные для преобразования кине­тической энергии воздуха за рабочим колесом в работу сжатия, применяют двух типов: безлопаточные (щелевые) и лопаточные.

Лопаточные диффузоры находят все большее распростра­нение, так как при их использовании повышается КПД компрес­сора, особенно при высоких давлениях наддува. Они представ­ляют собой круговую решетку из направляющих лопаток. Спи­ральные сборные улитки снижают скорость движения воздуха. Вращающиеся направляющие аппараты и рабочие колеса тур­бокомпрессоров изготавливают из алюминиевых сплавов, кор­пусные части - из чугуна и алюминиевых сплавов.

В судовых двигателях применяют турбокомпрессоры с опорными подшипниками, расположенными по концам рото­ра. В последних конструкциях турбокомпрессоров для мощ­ных судовых дизелей ведущие фирмы переходят на распо­ложение подшипников ротора внутри, между колесами. Та­кое расположение опорных подшипников обеспечивает хо­рошую доступность рабочих колес, что облегчает их осмотр, промывку, ремонт или замену. Подшипники ротора должны иметь высокую степень соосности. Ее легче обеспечить, если гнезда обоих подшипников находятся в одном корпусе.

Газовая турбина состоит из следующих основных элемен­тов: корпуса турбины с охлаждением или без него, газоподво­дящих каналов, соплового аппарата, ротора с диском и лопатка­ми, подшипников (опорных и упорного) и уплотнений. При применении раздельного выпуска газов из цилиндров в корпусе турбины предусматриваются три газоподводящих канала. Кор­пуса турбин изготавливают из чугуна.

Сопловый аппарат турбины состоит из направляющих ло­паток, выполненных чаще всего в виде двух колец, полуколец или сегментов с лопатками, вставными или приваренными к кольцам.

Турбинное колесо (диск) устанавливают на роторе на прес­совой посадке или крепят болтами к полувалам. Рабочие лопат­ки турбины приваривают к диску или закрепляют в пазах специ­альной формы. Лопатки чаще всего устанавливают без бандажа. Однако в некоторых случаях для предохранения их от вибрации и для повышения КПД турбины применяют бандажи (из прово­локи), которые скрепляют пакеты лопаток в отдельные группы. Для изготовления рабочих и сопловых лопаток турбин исполь­зуют аустенитные жаропрочные стали. Жаропрочные легиро­ванные и коррозионностойкие стали применяют для дисков тур­бин. Валы роторов выполняют из углеродистых или легирован­ных сталей.

Применяемые в турбокомпрессорах лабиринтовые уплот­нения служат для отделения газовой полости от воздушной и от упорно-опорного подшипника. Лабиринты завальцованны в выточки ротора тонкими латунными кольцами-гребешками толщиной 0,5-1,0 мм. В камеру между гребешками подводится сжатый воздух из диффузора компрессора.

Ротор является одним из наиболее ответственных узлов турбокомпрессора. Ресурс турбокомпрессора определяется, пре­жде всего, длительностью срока службы лопаток ротора. У тур­бокомпрессоров, выработавших свой ресурс, следует особое внимание обращать на состояние рабочих лопаток турбины. Под действием высоких напряжений и температур они могут посте­пенно удлиняться, что обнаруживается по уменьшению ради­ального зазора между лопатками и кожухом соплового аппарата. Ускоренное удлинение лопаток служит свидетельством их при­ближающегося разрушения, поэтому ротор или лопатки турби­ны подлежат замене.

В качестве опор ротора используются подшипники качения или скольжения. Подшипники качения (роликовые и шарико­вые) хотя и имеют высокий механический КПД, однако, как по­казывает опыт эксплуатации, обладают ограниченным ресурсом (8000-10 000 ч), после чего требуется их замена. В турбо­компрессорах мощных судовых дизелей чаще всего применяют подшипники скольжения. На опорные шейки ротора запрессо­вывают специальные стальные втулки с цементированной и шлифованной поверхностью. Втулки могут быть заменены при износе. Для защиты повреждений подшипников от вибрации их устанавливают на упругих опорах корпуса турбокомпрессора.

Подшипники скольжения выполняют из оловянистой брон­зы, а иногда заливают тонким слоем баббита (6 - 0,5-3,0 мм). Ресурс таких подшипников составляет 20 000-50 000 ч. Под­шипники ротора в эксплуатации, проверяют через каждые 2500-4000 ч работы.

Отечественная промышленность выпускала ряд турбокомпрес-

л

соров типа ТК с подачей компрессоров в пределах Q_K = 2-10 м /с при 7г_к = 1,34-3,5 для длительной работы при максимальных температурах газов 550-650°С.

Турбокомпрессоры, выпускаемые за рубежом, практически покрывают весь диапазон агрегатных мощностей судовых дви­гателей от 2000 до 45 000 кВт.

Широкое распространение в судовых двигателях (в частно­сти в двигателях «Вяртсиля-Зульцер») получили турбокомпрес­соры, выпускаемые фирмой «Браун-Бовери» типа VTR (рис. 5.1), в которых в качестве опор ротора применены подшипники ка­чения. Подшипник со стороны турбины - шариковый (может быть роликовый), опорный, однорядный, с увеличенным ради­альным зазором, так как шейка вала имеет повышенную темпе­ратуру. Подшипники со стороны компрессора - шариковые, ра­диально-упорные, сдвоенные. Оба подшипника имеют упругие наружные обоймы (демпфирующие пружины), предохраняющие их от воздействия вибрации корпуса. Подшипники имеют авто­номную смазывающую систему. От вала компрессора приводят­ся в действие маслоразбрызгивающие диски (или масляные на­сосы), обеспечивающие смазку подшипников при вращении ро­тора ГТК. В турбокомпрессорах с шейками вала большого диа­метра применяются подшипники скольжения.

Ротор ТК цельнокованый. На диске турбины крепятся ра­бочие лопатки с переменным по высоте профилем и изготавли­ваемые из аустенитной стали. Хвостовики лопаток имеют елоч­ный профиль. На вал с помощью шпоночных соединений наса­жены рабочее колесо компрессора и вращающийся направляю­щий аппарат, изготовленные из алюминиевого сплава. На диске рабочего колеса предусмотрены лабиринтовые уплотнения, препятствующие утечке сжатого воздуха. Воздух, проходящий через эти уплотнения, движется по кольцевому каналу между валом и втулкой-экраном, защищающей ротор от прямого воз­действия газов, охлаждая вал и диск турбины. На валу со сторо­ны турбины находятся концевые уплотнения с камерой укупор­ки, в которую из компрессора по каналу в газовыпускном кор­пусе турбины и корпусе турбины подается уплотняющий воз­дух. Корпус охлаждается пресной водой, но в последние годы фирма стала выпускать неохлаждаемые корпуса.

На судовых дизелях, выпускаемых фирмой «МАН-Бурмей- стер и Вайн» и ее лицензиатами, устанавливают турбокомпресс-

Рис. 5.1. Газотурбокомпрессор фирмы «Браун-Бовери»: 1 - фильтр, 2 - улитка компрессора, 3 - лопаточный диффузор, 4 - рабочее колесо компрессора, 5 - вал ротора, 6 - рабочие лопатки, 7 - сопловый аппарат турбины.

ссоры типа NA./TO (рис. 5.2), в которых для опор ротора при­менены подшипники скольжения с плавающими втулками с ре­сурсом 20 000-50 000 часов.

Корпус турбины и газовыпускной корпус неохлаждаемые, что очень важно, так как в охлаждаемых корпусах довольно час­то отмечалось появление протечек воды.

КПД этого ряда ГТК составляет 71 %.

Рис. 5.2. Газотурбокомпрессор фирмы MAH-NA

Главной причиной отказов в работе турбокомпрессоров яв­ляется нарушение работоспособности подшипников ротора вследствие их повреждения или преждевременного выхода из строя. Повреждения подшипников ротора происходят из-за пло­хого качества смазочного масла, ненормальных условий смазы­вания, недоброкачественной сборки турбокомпрессора, а также из-за его длительной работы при повышенной вибрации. Эта вибрация может возникнуть в результате неуравновешенности ротора при больших отложениях нагаров на лопатках или при механических повреждениях последних.

Динамическую балансировку роторов турбокомпрессоров производят на специальных балансировочных стендах.

Ревизию турбокомпрессоров судовых двигателей для ос­мотров, очистки проточных каналов компрессоров и турбин и выявления возможных повреждений деталей производят в соот­ветствии с инструкциями заводов-строителей. После ревизии турбокомпрессора и в процессе эксплуатации периодически проверяют ротор на легкий и спокойный ход при пусках и оста­новках двигателя. Замеряют время разгона или выбега ротора (вращение по инерции) и сравнивают его с данными заводских инструкций. Для технически исправных турбокомпрессоров су­довых дизелей время свободного вращения ротора по инерции до полной его остановки зависит от массы ротора и составляет

3,5- 5,0 мин.

При монтаже ротора после ревизии или при замене повреж­денного запасным необходимо соблюдать рекомендуемые нормы установочных и предельно допустимых зазоров в турбокомпрес­соре, указываемых в заводских и фирменных инструкциях.

Чистоту проточных частей турбокомпрессора между реви­зиями поддерживают путем их периодических промываний на ходу двигателя. При использовании малосернистых топлив для промывания применяют подогретую пресную воду, подаваемую специальной промывочной системой турбокомпрессора. При применении высокосернистых топлив проточные части промы­вают специальными моющими средствами или прибегают к су­хой очистке путем подачи в процессе работы твердого риса, скорлупы грецких орехов.

§ 5.3. Использование энергии выпускных газов для наддува

При анализе термодинамического цикла отмечалась воз­можность повышения его эффективности (увеличения удельной работы цикла) за счет использования продолженного расшире­ния рабочего тела в лопаточных машинах. В действительном цикле идея продолженного расширения реализуется путем ис­пользования энергии выпускных газов в газотурбокомпрессо- рах, применяемых для наддува двигателя.

Полная располагаемая энергия выпускных газов Е склады­вается (рис. 5.3, а, 6) из энергии расширения газов:

от давления в цилиндре р_имп до давления в выхлопном кол­лекторе перед турбиной р_т - составляющая Е}\

от давления р_т до давления р_то (давление за турбиной) - составляющая Е₂.

Составляющая Е\ носит импульсный (пульсирующий) ха­рактер и представляет собой энергию газов в виде импульсов изменения давления, температуры и скорости газа, возникаю­щих в выпускной системе, перед турбиной в процессе свободно­го выпуска газов из цилиндра.

Составляющая Е₂ имеет постоянный характер и представ­ляет собой энергию, характеризующуюся относительным посто­янством давления р_т = const, температуры и скорости газов пе­ред турбиной на участке между импульсами (см. рис. 5.3, а, <)) или в течение всего периода выпуска (см. рис. 5.3, в, е). В газо­вой турбине могут быть использованы обе составляющие энер­гии газов, однако степень использования импульсной состав­ляющей зависит от способа подвода газов к турбине, в зависи­мости от которого газотурбинный наддув подразделяют на им­пульсный и постоянный.

Рис. 5.3. Схема систем наддува: 1 - цилиндры, 2 - вып. патрубки, 3 - газовая турбина, 4 - компрессор, 5 - воздухоохладитель, 6 - ресивер.

Импульсный газотурбинный наддув происходит при пе­ременном давлении газов перед турбиной. При импульсном наддуве (см. рис. 5.3, а) нужно максимально использовать им­пульсную составляющую энергии газов Ей С этой целью:

• увеличивают предварение открытия выпускных органов, чтобы отбирать газ из цилиндров при более высоких темпе­ратурах;

• во избежание потери энергии газов в выпускной системе их подводят к газовой турбине по коротким патрубкам 2 малого сечения и по возможности турбину 3 приближают к цилиндрам;

• чтобы импульсы отдельных цилиндров не накладывались один на другой и не мешали продувке в соседних цилиндрах, выпускную систему двигателя разделяют на несколько само­стоятельных трубопроводов, подводящих газ к одной или не­скольким турбинам;

• к каждой турбине для получения максимального КПД подключают не более трех цилиндров, выпуски которых в соот­ветствии с порядком работы максимально разносят один от другого.

В результате такой организации выпуска в импульсных га­зовых турбинах двухтактных МОД удалось достигнуть исполь­зования 35—45% энергии импульса Е₂. В четырехтактном двига­теле установка нескольких турбин по экономическим соображе­ниям не всегда целесообразна, поэтому объемы выпускных трактов получаются относительно большими, что снижает дав­ление импульса и, соответственно, долю используемой энергии. В четырехтактном среднеоборотном двигателе она составляет (0,2-0,3)2: у.

Преимущества импульсной системы наддува:

• более полное использование энергии газов, что облегчает задачу сбалансированности мощностей турбины 3 и компрессо­ра 4 (см. рис. 5.3, а, д);

• лучшее снабжение двигателя воздухом при пуске и на режимах малых частот вращения и нагрузок, в связи с чем в двухтактном двигателе с прямоточной схемой газообмена ис­ключается необходимость в использовании дополнительных нагнетателей с независимым приводом;

• быстрое реагирование турбокомпрессора на изменение режима работы двигателя, что обеспечивает его хорошую прие­мистость;

• лучшая продувка цилиндров благодаря более низкому давлению в выпускных патрубках в период продувки.

Недостатки импульсной системы наддува:

п сложность выпускного тракта; необходимость установки на больших двигателях нескольких турбин, максимально при­ближенных к питающим их цилиндрам, поскольку подключение к одной турбине более трех цилиндров и увеличение объема и длины подводящих выпускных патрубков существенно снижа­ют эффективность использования импульсной составляющей энергии газов;

п более низкий КПД турбины (по сравнению с турбиной на постоянном давлении) вследствие непостоянства давления и скорости газов на входе в турбину, перетекания газов из-за на­личия раздельного соплового аппарата, больших потерь на вен­тиляцию и пр.

С ростом давления наддува р_к и р_е доля импульсной со­ставляющей Е\ в общей энергии сокращается, поэтому, учиты­вая отмеченные недостатки, область использования импульсной системы ограничивается р_к = 0,13-0,20 МПа.

Постоянный газотурбинный наддув происходит при по­стоянном давлении газов перед турбиной (см. рис. 5.3, в, ё). Продукты сгорания из всех цилиндров направляются в один общий выпускной коллектор 7, в котором из-за его большого объема давление газа, несмотря на цикличность поступления, выравнивается и поддерживается на постоянном уровне р_т (см. рис. 5.3, г), определяемом количеством поступающего газа, его параметрами и пропускной способностью турбины. Из кол­лектора газ поступает в одну или две турбины 3 (5 - воздухоох­ладитель, 6 - ресивер). При такой организации выпуска кинети­ческая энергия Ej в турбине не используется, часть ее теряется на дросселирование газа в выпускных органах, на его перетека­ние из цилиндра в коллектор, а часть переходит в потенциаль­ную составляющую, увеличивая ее на дЕ₂. В итоге при наддуве с постоянным давлением располагаемая энергия Епгтн = Е₂ + SE₂.

Постоянство потока газа в турбину, обусловленное р_т = const, позволяет получить более высокие значения КПД турбо­компрессора г/_тк = 66-72%, что, в свою очередь, дало возмож­ность в современных двигателях полностью перейти на газо­турбинный наддув, отказавшись от использования подпоршне- вых полостей и иных механических нагнетателей в качестве дополнительных средств обеспечения двигателей воздухом.

§ 5.4. Энергетический баланс газотурбокомпрессора

Условием массового баланса между количества воздуха Gs, потребного для работы дизеля и воздуха, вырабатываемого тур­бокомпрессором G_K , является наличие баланса мощностей тур­бины и компрессора 7V/r = Afc. Графическая зависимость ба­ланса мощностей в функции давления наддува представлена на рис. 5.4 .

Из рисунка вид­но, что при наддуве с постоянным давлени­ем энергетический ба­ланс (Nn/Nk = 1) дос­тигается при давлении наддува P_s > 2,0 бар, а для уровней наддува P_s < 2,0 бар решение задачи возможно лишь при импульсном под­воде газов к турбине (ИГТН) за счет увели­чения располагаемой энергии газов на относительную величину коэффициента импульсности Ке= (Ej + Е₂) / (Е₂ + АЕ₂). В этом случае баланс мощностей импульсной турбины и компрессора выражается зависимостью K_ENnnH ⁼ Л^или М^пн ⁼ Nr-

При отсутствии энергетического баланса массовый баланс может быть достигнут не только путем перехода на импульсный подвод газов к турбине, но и за счет улучшения качества проте­кания (снижения потребного для работы дизеля количества воз­духа Gs\ либо путем использования дополнительных нагнетате­лей воздуха.

Взаимосвязь заряда воздуха G_e = V_s ps г)_И, коэффициента продувки (р_а и потребного количества воздуха Gs = V_s ps Цн <Ра может быть обеспечено как при высоком уровне наддува (по­вышением плотности воздуха p_s), так и путем увеличения коэф­фициента наполнения за счет совершенствования газообмена. Изложенные выше рекомендации в полной мере используются для обеспечения массового баланса в судовых двухтактных ди­зелях. Снижение Gs путем уменьшения коэффициента продувки нежелательно, так как продувочный воздух не только улучшает качество продувки цилиндра, но и снижает температуры его ра­бочих поверхностей, тем самым уменьшая уровень тепловых напряжений ЦПГ.

Для 4-х тактных двигателей в силу низких значений коэф­фициента продувки, наличия насосных ходов поршня, высоких значений коэффициента наполнения и высоких температур вы­хлопных газов проблема обеспечения энергетического и массо­вого баланса практически отсутствует.. Этим и объясняется, тот факт, что, как уже отмечалось ранее, наддув 4-х тактных дизе­лей был реализован значительно раньше, чем 2-х тактных, и се­годня степень наддува у 4-х тактных двигателей выше.

§ 5.5. Расчет баланса мощностей компрессора и турбины

Настоящий расчет является приближенным и целью его является определение условий достижения баланса мощностей компрессора и газовой турбины, при котором обеспечивается равенство мощностей турбины Nr и компрессора Nk .

Как известно, N_K = L_ad._K G_s /rj_K.

Адиабатная работа сжатия в компрессоре

к-1

L_MK = С_РХ [Я_к - -1], где rj_K - адиабатный кпд компрессора,

п_К = Рк/Ро, теплоемкость воздуха С_ре= 1,006 кДж/кг град.

Расход воздуха через компрессор G_s = g_eN_eL'o а <р_а /3600, кг/с, где L 'о = 14,3 кг / кг - теоретически необходимое количест­во воздуха для сгорания 1 кг топлива; <р_а- 1,55-1,85 коэффици­ент избытка продувочного воздуха; а - коэффициент избытка воздуха при сгорании.

Адиабатный КПД компрессора t]_adK ориентировочно при­нимается равным 0,75-0,85.

Мощность, отбираемая от турбины компрессором

N_k= 9^4* .

Ладк

Средняя по времени температура газов перед турбиной

T_m=T_s+ --- ----------------- , где Qf = 42700 кДж/кг, L'_a = 14,3 кг

(Л«L₀+l)c_prr

воздуха / кг топлива, С_рг- 1,12 кДж/кг град - средняя изобарная теплоемкость газов; относительная величина потери тепла с га­зами q_e = 0,40-0,45. С увеличением предварения открытия вы­хлопных органов величина потери тепла растет, соответственно увеличивается и величина энергии газов, поступающих на тур­бину.

Адиабатная работа расширения газа в турбине постоянного давления,

Ladm⁼ С_РГТ_Т[ 1 — (—) *' ] кДж/кг, где р_г - давление газов за тур-

Pt

биной, при наличии утилизационного котла р_г = 0,105-0,109 МПа; С_р= 1,12 кДж/кг град; k_t = 1,35...1,31.

Расход газов, кг/с, Gr = geN_e (1 + L'₀ а (р_а) / 3 600 .

Мощность газовой турбины N_T = GrL^tj _т.

Эффективный КПД турбины rj_m определяется, как и для компрессора, либо по характеристике турбины, либо принима­ется равным 0,80-0,85 для ГТ постоянного давления и 0,65-0,75 для импульсных ГТ. Определив мощность турбины, сравниваем ее с мощностью компрессора.

Если мощность турбины больше мощности компрессора, то это означает, что энергия поступающих на нее газов избы­точна и часть газов путем байпасирования можно направить на использование ее в силовой турбине, в утилизационном котле или на выхлоп. Если же мощности недостаточно, то необходимо поднять температуру газов Т_т перед турбиной путем более ран­него открытия выпускных органов (выхлопного клапана) - в рассматриваемом случае нужно увеличить Наконец, можно перейти на ГТК с более высоким кпд (0,70-0,72).

§ 5.6. Схемы систем наддува

Наддув четырехтактных двигателей. Меньшие (по срав­нению с двухтактным двигателем) удельные расходы воздуха, более высокая температура выпускных газов и наличие насос­ных ходов поршня в четырехтактном двигателе облегчают ре­шение задачи балансирования мощностей турбин и приводимых ими наддувочных агрегатов. Этим объясняется, что газотурбин­ный наддув сначала внедрялся в 4-х тактных двигателях и лишь по прошествии нескольких лет начал внедряться в 2-х тактных. Сегодня в главных среднеоборотных двигателях предпочтение отдается наддуву при постоянном давлении газов перед турби­ной, так как эта схема наддува конструктивно проще, а следова­тельно, и дешевле. Кроме того, достигается более высокий КПД газотурбокомпрессора. В двигателях, работающих в условиях быстроменяющихся нагрузок (дизель-генераторы) предпочтение в силу лучшей приемистости отдается импульсной схеме надду­ва. В некоторых четырехтактных двигателях последних моде­лей, имеющих импульсную систему наддува, в выпускном трак­те устанавливают преобразователи импульсов (рис.5.5), способ­ствующие эффективному преобразованию кинетической энер­гии газов (импульсной составляющей) в энергию постоянного

Рис. 5.5. Газотурбинный наддув при: а) постоянном давлении; б) импульсный; в) импульсный с преобразователем импульсов: с - сопла, d - смесительная камера, е - диффузор, f- ресивер, е - турбина.

потока. В результате такого преобразования давление перед га­зовой турбиной выравнивается и последняя практически работа­ет в режиме р_т = const, что способствует повышению ее КПД, а использование энергии импульса увеличивает ее мощность и, что особенно важно, позволяет обеспечить баланс мощностей турбины и компрессора на малых нагрузках, начиная с 20%-ной нагрузки до номинальной.

Рис. 5.6: а - схема преобразователя импульсов; б - кривые изменения давления газов перед преобразователем и за ним. t t tt

Рис. 5.7. Преобразователь импульсов

На рис. 5.6, а_у б приведены принципиальная схема преоб­разователя импульсов и кривые изменения давления газов до преобразователя и за ним. Выпускные газы по патрубкам подво­
дятся к соплам 2, причем в один трубопровод объединены вы­пуски из цилиндров, фазы которых не накладываются одна на другую. В определенный момент времени импульс давления в одном из трубопроводов достигает максимума. Достигает мак­симума также и скорость газа в сопле 2 данного трубопровода, что приводит к разрежению в другом трубопроводе 1 и облегча­ет продувку присоединенного к нему цилиндра. Процесс исте­чения газов из сопел 2 повторяется с относительно высокой час­тотой, поэтому в камере 3 образуется равномерный поток, обла­дающий большим запасом кинетической энергии. В диффузоре 4 эта энергия преобразуется в энергию постоянного давления. Из ресивера 5 газы поступают в турбину при почти постоянном давлении.

Основные преимущества использования преобразователей импульсов заключаются в возможности избежать необходимо­сти установки в многоцилиндровом двигателе нескольких ГТК. Упрощается конструкция газовыпускной системы, ее монтаж и снижается стоимость двигателя. Благодаря поступлению газов в турбину под примерно постоянным давлением снижается уро­вень вибрации лопаток турбины и повышается надежность их работы. Преобразователи импульсов позволяют уменьшить про­ходное сечение сопел турбины, повысить давление перед ней и ее КПД. При этом увеличиваются мощность турбины и произ­водительность компрессора.

Для улучшения очистки цилиндра от продуктов сгорания в четырехтактном двигателе применяют продувку камеры сгорания путем одновременного открытия на протяжении 90-150° п. к. в. впускных и выпускных клапанов. Для увеличения эффективно­сти процессов продувки камеры сгорания и наддува двигателя при импульсном наддуве применяют разделение выпускного трубопровода на отдельные ветви, чтобы избежать нарушения продувки отдельных цилиндров и эффективнее использовать энергию выпускных импульсов. Выпуски из цилиндров груп­пируют таким образом, чтобы получить в отдельных ветвях вы­пускного коллектора наибольший сдвиг по времени между вол­нами давления, возникающими от выпусков объединяемых ци­линдров. Например, в шестицилиндровом четырехтактном дви­гателе в одну из ветвей коллектора направляют выпуск из 1-, 2- и 3-го цилиндров, а в другую - из 4-, 5- и 6-го цилиндров; поря­док вспышек при этом 1 —5—3—6—2—4. При угле заклинивания ко­лен д<р = 120° сдвиг фаз между волнами давлений будет равен 240°, что полностью обеспечивает эффективную продувку за это время. Естественно, что при другом числе цилиндров, ином по­рядке вспышек и расположения колен требуется другая группи­ровка цилиндров и иное число выпускных коллекторов.

Наддув двухтактных двигателей. Проблема снабжения двухтактного двигателя воздухом в необходимом количестве и с заданным давлением наддува решается значительно сложнее. В силу затруднений в обеспечении баланса мощности (равенст­ва N_r и N_K на валу компрессора) в двигателях ранних моделей с контурными схемами газообмена (МАН, Зульцер, Фиат) нельзя было осуществить наддув только благодаря применению ГТК и приходилось прибегать к комбинированным системам наддува с использованием подпоршневых полостей. Причины этого следующие:

• из-за отсутствия хода выталкивания для обеспечения ка­чественной продувки и удовлетворительного наполнения ци­линдров воздухом среднее давление газа перед турбиной при контурных схемах газообмена должно быть меньше давления воздуха в ресивере

р_т = (0,80-0,88)/?у/

• температура выпускных газов существенно ниже;

• для обеспечения качественного газообмена необходим большой расход воздуха на продувку, поэтому наддувочный агрегат (компрессор) должен иметь большую подачу.

Исключение составляет дизель с прямоточно-клапанной схемой газообмена, в котором наличие клапана позволяет осу­ществлять более ранний выпуск и вследствие этого направлять в турбину газы с большими давлением и температурой.

Совершенствование газообмена, уменьшение расхода воз­духа на продувку и, главным образом, переход на наддув с посто­янным давлением и повышение КПД турбокомпрессоров до 70% обеспечили возможность снабжения двигателя воздухом только от турбокомпрессоров в диапазоне нагрузок от 100 до 40 %.