Компрессор, соединенный с коленчатым валом двигателя при механическом наддуве, всегда обеспечивает давление наддува, соответствующее частоте вращения двигателя. При этом частота вращения компрессора не меньше требуемой, соответствующей частоте вращения двигателя.

Турбокомпрессор связан с двигателем только посредством трубопроводов (газовой связью), его частота вращения и вместе с ней давление наддува зависят не от частоты вращения двига­теля, а в первую очередь от его мощности. При работе на холостом ходу, и особенно на малом холостом ходу (холостой ход при наименьшей частоте вращения двигателя), давление наддува очень мало. Если в этом состоянии внезапно потребуется развить более высокую мощность, турбокомпрессор нужно сначала вы­вести на более высокую частоту вращения (за счет увеличения количества выпускных газов и повышения их температуры); воздухоподача отстает от требования увеличения мощности.

Различают три основных случая разгона — рис. 8.8 и 8.9. На рис. 8.8 и 8.9 на обычную расходную характеристику (объемный поток в зависимости от перепада давлений) схемати­чески нанесены различные случаи нагружения двигателя. При этом n₁ обозначает наименьшую допустимую, а n₂ — наиболь­шую допустимую частоту вращения. Тогда точка А соответствует работе двигателя на малом холостом ходу, точка С — работе на холостом ходу при полной частоте вращения двигателя, точка В — максимальному крутящему моменту при минималь­ной частоте вращения двигателя, точка D — максимальному крутящему моменту при полной частоте вращения двигателя.

Сплошные линии соответствуют различным установившимся ре­жимам работы (постоянная частота вращения двигателя, постоян­ный крутящий момент), штрихпунктирные — изменениям вне установившегося режима. В случае разгона I имеет место увеличение нагрузки от соответствующей режиму холостого хода до полной: из точки А в точку В при минимальной и из точки С в точку D при максимальной частоте вращения двигателя. По­следнее может встретиться, например, при работе двигателя на генератор.

Случай разгона II из точки В в точку D представляет собой повышение частоты вращения двигателя при полном или высоком крутящем моменте. Так как при этом, с одной стороны, давление наддува (т. е. частота вращения турбокомпрессора) уже повы­шено, а, с другой стороны, разгоняться должен не только турбо­компрессор, но и двигатель с приводящейся им рабочей маши­ной, что также требует времени, то для турбокомпрессора этот случай разгона является, очевидно, наименее критическим. В случае III разгон осуществляется с малого холостого хода до полного крутящего момента при полной частоте вращения (авто­мобильный, судовой двигатели), что требует наибольшего изме­нения частоты вращения турбокомпрессора.

Для более глубокого изучения этих вопросов на среднеобо­ротном дизеле с генератором постоянного тока были проведены исследования, при которых осуществлялся резкий переход с хо­лостого хода на полную нагрузку. На рис. 8.10 показаны диа­граммы изменения силы тока, напряжения и частоты вращения турбокомпрессора при мгновенном набросе нагрузки (процесс нагружения идет справа налево). При включении ток мгновенно возрастает до полной величины, напряжение несколько падает вследствие резкого изменения частоты вращения двигателя.

На рис. 8.11 наряду с током, напряжением и отметкой вре­мени показано протекание давления в выпускном коллекторе. Из рисунка видно, что амплитуды давления после включения нагрузки вслед за определенным замедлением (обусловленным реакцией регулятора наполнения, который может довести вели­чину заряда до полной' только после определенного падения ча­стоты вращения) тотчас повышаются, достигая больших значе­ний, и в этом случае на протяжении длительного времени почти не изменяются.

На рис. 8.12 показаны результаты обработки одной из осцил­лограмм. Сила тока I после включения нагрузки мгновенно возрастает даже с некоторым превышением полной величины; начальный дефицит мощности покрывается за счет махового мо­мента вращающихся масс. Вследствие этого частота вращения двигателя уменьшается примерно на 40 об/мин, среднее давление перед турбиной и частота вращения турбокомпрессора начинают повышаться лишь после задержки ?t, которая в этом случае составляла около 0,3 с. Несмотря на то что полная частота вра­щения турбокомпрессора за это время еще не достигается, ча­стота вращения двигателя начинает возрастать уже через 1 с, что свидетельствует о появлении к этому времени избыточного крутящего момента, превышающего момент, необходимый для вращения генератора. Однако двигатель развивает частоту вра­щения, соответствующую полной мощности, примерно через 3 с, а турбокомпрессор — через 6 с.

Это исключительно благоприятное протекание процесса раз­гона связано с тем, что двигатель имел сравнительно низкую степень наддува. Крутящий момент дизеля при полной нагрузке соответствовал среднему эффективному давлению, равному только 9 бар; дизель без наддува имеет величину р_е = 6,5 бар, таким образом, речь идет лишь о 38%-ном наддуве.

Как видно из рис. 8.13, на двигателе без наддува можно достичь среднего эффективного давления 7,9 бар, что связано с повышенным рас­ходом топлива, повышенной температурой выпускных газов, а также, при определенных условиях, с дымностью выпуска. Когда регулятор перемещает рычаг управления топливоподачей в положение максимальной подачи, то первоначально (т. е. при еще не повышенной частоте вращения турбокомпрессора) наблю­дается дефицит мощности, соответствующий 9 — 7,9 = 1,1 бар, который при разгоне турбокомпрессора сравни­тельно быстро ликвидирует­ся. Так как упор ограниче­ния подачи регулировался на впрыск топлива в соответст­вии с р_е ? 10 бар, то для дальнейшего разгона до часто­ты вращения, соответствую­щей полной нагрузке, имеет­ся еще определенный избыток.

Можно отметить, что при­емистость четырехтактного дизеля с турбонаддувом яв­ляется удовлетворительной, если момент инерции ротора турбокомпрессора мал, а среднее эффективное давле­ние не превышает р_е ? 10 бар. Следует, разумеется, счи­таться с кратковременным дымным выпуском, если не производится ограничение подачи топлива по давлению наддува (что несколько ухуд­шает приемистость двигате­ля).

Оценить способность различных турбокомпрессоров к разгону по­зволяет сравнительная величина, получаемая следующим образом.

Ускорение частоты вращения зависит от полярного момента инерции массы ротора ?_т и избыточного момента газовой тур­бины (относительно момента компрессора) ?М_т

Кинетическая энергия ротора Е_к при частоте вращения n_тb или соответственно угловой скорости ?_b определяется формулой

Индекс b означает, что в эту формулу следует подставлять угловую скорость, необходимую для достижения величины на­пора (H_{к ад})_b, которой задаются при сравнении роторов различ­ных конструкций и размеров.

Продолжительность разгона из состояния покоя может быть получена путем деления Е_к на интеграл избыточного момента, требуемого для достижения угловой скорости ?_b. Однако разгон, как правило, начинается не от ? = 0, а от частоты вращения турбокомпрессора, соответствующей исходной нагрузке, от ко­торой начинается процесс разгона. Определение интеграла избы­точного момента и ускорения ротора сопряжено со значитель­ными затратами времени на вычисление. Поэтому для сравнения турбокомпрессоров различной конструкции используется так называемый показатель разгона В

Числитель представляет кинетическую энергию ротора, в знаменателе находятся расход воздуха через компрессор и адиа­батный напор как масштаб для избыточного момента, имеющегося при разгоне. Кроме того, в знаменателе содержится к. п. д. тур­бокомпрессора ?_к?_т, с повышением которого при определенной располагаемой энергии газов процесс разгона убыстряется.

Уравнение (8.3) имеет следующую размерность:

Чем больше показатель В, тем хуже приемистость двигателя. Хотя В имеет размерность времени, однако следует отметить, что эту сравнительную величину (в соответствии с приведенным выше определением) нельзя приравнивать к фактическому вре­мени разгона.

Для обеспечения быстрого разгона ротора величина ? должна быть малой, а величина H_{к ад} при данной угловой или окружной скорости — по возможности большой (высокий коэффициент на­пора). Для данных размеров колеса объемный расход должен быть большим, чтобы обеспечить высокий коэффициент напол­нения.

При геометрическом подобии

Для одной и той же величины напора сравнительный пока­затель разгона

т. е. колеса больших размеров у более крупных двигателей бу­дут иметь автоматически большее время разгона (при условии геометрического подобия роторов). При определенных условиях для достижения хорошей приемистости предпочтительнее приме­нение нескольких турбокомпрессоров меньших размеров вместо одного большого.

На полярный момент инерции массы ?_т и при одинаковых размерах сильно влияет конструкция ротора. На рис. 8.14 пока­заны значения сравнительного показателя В для следующих конструкций роторов.

1. Внешнее расположение подшипников; колесо компрессора стальное с изогнутыми в обратную сторону лопатками; турбина осевая (кривая 1). Следствием бесконсольной схемы является тя­желый ротор. Стальное колесо компрессора обла­дает высоким моментом инерции; изогнутые в об­ратную сторону лопатки дают низкий коэффициент напора, а осевая турбина требует тяжелого диска.

2. Внутреннее распо­ложение подшипников; ко­лесо компрессора из лег­кого металла, лопатки с радиальным выходом; тур­бина осевая (кривая 2). Внутреннее расположение подшипников позволяет иметь значительно более легкую конструкцию ро­тора; колесо компрессора из легкого металла имеет низкий мо­мент инерции; радиальный выход лопаток обеспечивает более высокие значения коэффициента напора.

3. Внутреннее расположение подшипников; колесо компрес­сора из легкого металла, лопатки с радиальным выходом; тур­бина радиальная (кривая 3). Такая турбина может быть выпол­нена с более тонкими стенками, вследствие чего ее момент инер­ции будет меньше, чем у осевой турбины.

Протекание штриховой и сплошной линий на рис. 8.14 пока­зывает, что роторы отнюдь не были геометрически подобными, т. е. увеличение толщины дисков и лопаток не было пропорцио­нально диаметру. Для наддува автомобильных двигателей прак­тическое применение находит лишь конструкция, которая с точки зрения приемистости заметно превосходит другие конструкции. Кроме того, при малых размерах турбонаддувочных агрегатов радиальная турбина имеет значительно бо­лее высокий к. п. д., чем осевая турбина.

Отставание турбокомпрессора при резком набросе нагрузки приобретает тем большее значение, чем выше степень наддува. Если, например, среднее эффективное давление четырехтактного дизеля при полной нагрузке составляет 14 бар, а максимальная величина р_е при низком давлении наддува, соответствующем ре­жиму холостого хода (без дымления двигателя), составляет 7 бар, то дефицит мощности при мгновенном набросе полной нагрузки будет соответствовать 14 — 7 = 7 бар. Если при этом рейка топливного насоса мгновенно переводилась бы в положение мак­симальной подачи, то количество впрыснутого топлива было бы намного больше, чем можно сжечь при имеющемся в цилиндре количестве воздуха, и выпускные газы имели бы черную окраску. Во избежание этого увеличение цикловой подачи топлива должно осуществляться медленнее. Лучше всего величину цикловой по­дачи топлива ограничивать в зависимости от давления наддува или от частоты вращения турбокомпрессора. Вследствие того что при этом турбина не развивает необходимого избытка мощ­ности по отношению к требуемой мощности компрессора, режим полной мощности достигается через определенное время, зави­сящее от конструкции и размеров двигателя. В дизель-генера­торных установках это может быть компенсировано применением больших маховых масс, позволяющих в допустимых пределах поддерживать колебание частоты вращения при резком набросе нагрузки.

Ниже приводятся примеры разгонных характеристик четырех­тактного дизеля с высоким наддувом и крупного двухтактного дизеля, имеющих мощности, равные соответственно 4000 и 11 000 кВт.

На рис. 8.15 показано время разгона высокофорсированного четырехтактного двигателя при импульсном наддуве и при над­дуве с турбиной постоянного давления. Двигатель нагружался гидравлическим тормозом, поглощение мощности которым было установлено на среднее эффективное давление р_е = 16 бар при частоте вращения 400 об/мин. За счет уменьшения количества впрыскиваемого топлива при неизменной подаче воды на гидро­тормоз осуществлялось снижение частоты вращения и мощности. Для исходных частот вращения, равных 245, 175 и 135 об/мин, и средних эффективных давлений, примерно соответствующих винтовой характеристике (при 135 об/мин р_е ? 2 бар), топливо- подача мгновенно увеличивалась до полной, а время приема на­грузки замерялось до режима, характеризующегося средним эффективным давлением р_е = 16 бар и частотой вращения 400 об/мин. Время разгона от частоты вращения 135 об/мин при импульсном наддуве составляло 25 с, а при наддуве при постоян­ном давлении газов перед турбиной — 90 с. В период разгона выпускные газы имели черную окраску, ограничение топливо- подачи в зависимости от давления наддува не применялось. Как показали другие исследования, время приема нагрузки изменяется ненамного, если впрыскивать лишь столько топлива, сколько может сгорать на границе дымления. Слишком большая цикловая подача топлива приводит из-за нехватки воздуха к дымлению, пре­пятствуя увеличению мощности и вследствие этого улучшению приемистости.

Прием нагрузки осуществляется тем медленнее, чем больше размеры двигателя и чем больше разгоняемые этим двигателем массы, о чем свидетельствуют кривые разгона крупного двух­тактного двигателя, установленного на судне с прямой передачей мощности на винт (рис. 8.16). Этот двигатель имеет систему над­дува при постоянном давлении газов перед турбиной и дополни­тельную подачу воздуха посредством подпоршневых насосов, причем дополнительный воздух при малой нагрузке подводится в компрессор через инжекторы, а при более высокой нагрузке — параллельно турбокомпрессору прямо в трубопровод наддувоч­ного воздуха. В случае наддува при постоянном давлении газов перед турбиной мощность последней в области частичных нагру­зок невелика, и без вспомогательного воздуха, подаваемого под- поршневыми полостями, было бы невозможно обеспечить необ­ходимый для продувки положительный перепад давления. По­дача этого воздуха в компрессор при работе на частичных нагруз­ках требуется для того, чтобы избежать помпажа ТК. Падение давления р_пп через 115 с объясняется переключением с си­стемы инжекции на систему параллельной работы.

Из-за больших масс роторов турбокомпрессоров (были приме­нены два ТК с диаметром колеса нагнетателя, равным 760 мм), а также в связи с очень малой избыточной энергией турбины (при наддуве с турбиной постоянного давления) процесс разгона про­текает очень медленно: проходит 2,5 мин, прежде чем двигатель достигает около 80% мощности (частота вращения по винтовой характеристике). Далее, до полной нагрузки, разгон осуще­ствляется значительно быстрее.

В принципе импульсный наддув для разгона турбокомпрес­сора значительно более благоприятен, чем наддув при постоян­ном давлении газов перед турбиной, так как при увеличении цик­ловой подачи топлива в первом случае имеется больший избы­точный крутящий момент на турбине. При импульсном наддуве импульс давления на выпуске, усиливающийся с увеличением количества впрыскиваемого топлива, переносится по трубопро­воду малого сечения непосредственно в виде волн давления и скорости к турбине, в то время как при наддуве с турбиной по­стоянного давления давление в выпускном коллекторе повышается лишь постепенно, причем тем дольше, чем больше объем выпуск­ного коллектора.

Специальные меры по улучшению приемистости двигателей с турбонаддувом рассматриваются, поскольку они, как правило, совпадают с мерами, направленными на улучшение ха­рактеристики крутящего момента.