Механический и газотурбинный наддув по-разному влияют на мощность и к. п. д. двигателя. Однако интерес представляет также влияние наддува на к. п. д. по сравнению с двигателем без наддува.

Так как среднее давление трения возрастает заметно медлен­нее, чем среднее эффективное давление, то механический к. п. д. при повышении среднего эффективного давления за счет наддува увеличивается. Поэтому, как правило, различие в удельном рас­ходе топлива между двигателями без наддува и двигателями с механическим наддувом невелико, если речь идет о сравнительно высоких значениях среднего эффективного давления. Только при низких р_е (и высоких частотах вращения) потери мощности на привод механического нагнетателя вызывают увеличение удель­ного расхода топлива по сравнению с двигателем без наддува.

Поскольку у двигателя с турбонаддувом отпадает необхо­димость затраты мощности на привод компрессора, то его удель­ный расход топлива ниже, чем у двигателя без наддува. Если сравнивать двигатели равной максимальной мощности (меньшее число цилиндров у двигателя с наддувом), то лучшая топливная экономичность имеет место у двигателя с наддувом во всем диа­пазоне нагрузок (рис. 7.7 и 7.8).

Благоприятное влияние турбонаддува на к. п. д. дизелей объясняется в основном следующим.

1. С возрастанием среднего эффективного давления улуч­шается механический к. п. д.

2. Применение наддува позволяет обеспечивать высокий коэф­фициент избытка воздуха для сгорания при одновременно высо­ком среднем эффективном давлении. С увеличением избытка воздуха для сгорания улучшается индикаторный к. п. д..

3. Применение охлаждения наддувочного воздуха уменьшает потери теплоты и обусловливает тем самым снижение удельного расхода топлива.

4. У четырехтактных двигателей добавляется еще выигрыш мощности за счет или положительной, или меньшей, чем у дви­гателей без наддува, отрицательной петли газообмена (р₃ < р₂); этот выигрыш мощности при заданном давлении наддува будет тем больше, чем выше к. п. д. турбокомпрессора и чем выше тем­пература выпускных газов. Правда, при этом увеличение из­бытка воздуха для сгорания, указанное в пункте 2, будет несколько препятствовать повышению температуры выпускных газов.

При оптимальном использовании названных возможностей на четырехтактных дизелях можно достичь эффективных к. п. д., равных 45%, что соответствует удельному расходу топлива 190 г/(кВт•ч) [140 г/(л. с • ч)] [7.7; 7.8]. Разумеется, для получе­ния хорошего удельного расхода топлива необходимо выбрать высокую степень повышения давления p_z /p_c.

На рис. 7.9 [7.8] показано изменение важнейших эксплуата­ционных параметров в зависимости от среднего эффективного давления; на рис. 7.10 представлено изменение различных к. п. д. Опытный двигатель фирмы MAN типа K6V30/45 имел 6 цилин­дров при рядной компоновке (диаметр цилиндра 300 мм, ход поршня 450 мм) и работал при частоте вращения 400 об/мин (средняя скорость поршня с_m = 6 м/с).

При газовой связи турбокомпрессора с двигателем степень расширения газов в турбине определяется давлением наддува, температурой выпускных газов на входе в турбину и к. п. д. тур­бокомпрессора. Так как эта степень расширения мала по сравне­нию с имеющейся в двигателе, то выпускные газы за турбиной имеют все еще относительно высокую температуру. При увели­чении степени расширения можно (за счет увеличения работы выталкивания) получить большую энергию от выпускных газов, вследствие чего мощность, развиваемая турбиной, становится больше, чем мощность, потребляемая компрессором; избыток мощности может быть использован для повышения эффективной мощности двигателя. Чтобы сохранить приспособляемость сво­бодного турбокомпрессора к переменным условиям эксплуатации, целесообразно у четырехтактных двигателей воспринимать избы­точную мощность от энергии выпускных газов в особой ступени турбины, отдающей свою мощность через передачу коленчатому валу двигателя. Схема такого комбинированного способа, вклю­чающая силовую турбину 1 и расширительную турбину 2 на одном валу с компрессором, показана на рис. 7.11.

На подобной установке, у которой, правда, силовая турбина не имела кинематической связи с двигателем, а тормозилась компрессором (воздух из которого через регулируемый дроссель выпускался в атмосферу, т. е. не использовался), фирмой MAN проводились испытания с опытным двигателем KV30/45 [7.9]. Рассчитанная из торможения мощность силовой турбины добавлялась с учетом достижимого к. п. д. передачи к эффектив­ной мощности двигателя. Таким образом, исходя из величины к. п. д. двигателя со свободным турбокомпрессором, улучшенной до 45,6% [g_e — 136,5 г/(л. с. ч), Н_u = 10 150 ккал/кг], был рассчи­тан оптимальный к. п. д. —46,5%, т. е. достигнутое повышение к. п. д. составило около 2% (рис. 7.12).

Практической реализации таких к. п. д., которые до настоя­щего времени, насколько известно, не были достигнуты хотя бы экспериментально, мешает необходимость слишком больших за­трат. В связи с необходимостью обеспечения большого избытка воздуха для сгорания ? не используется высокое давление над­дува, так как при высоком максимальном давлении сгорания р_z требуется утяжеление двигателя и ограничение мощности. Если на среднеоборотных четырехтактных дизелях достигаются сред­ние эффективные давления около 20 бар при максимальных дав­лениях сгорания 120 бар, т. е. при отношении р_z/р_е ? 6, то это отношение у названного выше опытного двигателя составляло 120/15 = 8; 15 бар вместо 20 бар среднего эффективного давле­ния означают потери мощности, равные 25%. К этому добав­ляется еще и то, что для обеспечения оптимального к. п. д. сред­няя скорость поршня не должна быть слишком высокой в связи с механическими потерями на трение. Упомянутый опытный дви­гатель имел среднюю скорость поршня лишь 6 м/с, что также предопределяет на 25% меньшую мощность по сравнению с сов­ременной аналогичной установкой, так как в настоящее время значения средней скорости поршня 8 м/с и выше являются обыч­ными для среднеоборотных двигателей.

По указанным выше причинам на существующих дизелях еще не достигнуты значения к. п. д., равные 45%, однако возмож­ности дальнейшего повышения этого параметра были исследованы на базе специальных расчетов [7.9].

В основу расчетов была положена р—V-диаграмма опытного двигателя при тех же параметрах наддувочного воздуха и при равном количестве подводимого топлива. В связи с этим можно было ограничиться расчетом процесса газообмена и балансов мощностей лопаточных машин. Так как дополнитель­ная силовая турбина вследствие более высокого подпора выпускных газов за двигателем обусловливает увеличение количества остаточных газов в цилиндре и вместе с тем снижение мощности, то расчеты были проведены для схем, показанных на рис. 7.13 и 7.14 и устраняющих отрицательное влияние увеличения коли­чества остаточных газов в цилиндре.

На схеме (рис. 7.13) показан комбинированный двигатель с силовой турбиной и двумя выпускными клапанами, управляе­мыми независимо друг от друга. Если управление клапанов осу­ществляется в соответствии с диаграммой газораспределения, изображенной на рис. 7.15, то клапан б действует как продувоч­ный. Основная часть газов поступает через клапан в под высо­ким давлением сначала в силовую турбину 1 и затем в турбину 2, связанную с компрессором. Через клапан б в конце хода выпуска вытекают остаточные газы (т. е. лишь малая часть заряда), вы­талкиваемые к турбине 2 за счет перепада давления при про­дувке.

Как показали расчеты, при этой схеме может быть достигнуто повышение к. п. д. на 4,7%. Если исходить из к. п. д., равного 45% у опытного двигателя, то это означает, что для схемы с си­ловой турбиной и продувочным клапаном можно достигнуть к. п. д., несколько превышающий 47% (произведение 45 на 1,047).

Если клапаны установки (см. рис. 7.13) управлялись бы в со­ответствии с диаграммой газораспределения, показанной на рис. 7.16 (кривые 2), то через клапан в протекала бы к турбине 1 только малая часть выпускных газов под высоким давлением (разделение предварительного выпуска), а основная часть газов вытекала бы через клапан б под более низким давлением в тур­бину 2.

Необходимо учитывать, что при этом способе результат в зна­чительной степени зависит от выбранного время- или угла-се­чения клапанов. Двигатель имеет два впускных и два выпускных клапана, которые при обычном способе наддува по очереди совместно открываются и закрываются. Так как из-за ограничен­ности места в крышке цилиндра может быть размещен только один маленький дополнительный клапан, то при расчете предпо­лагалось, что этот добавочный клапан работает как клапан пред­варения выпуска в, а оба больших выпускных клапана — как клапаны, через которые осуществляется выталкивание. В связи с этим получается время-сечение, соответствующее кривым 2 па рис. 7.16, которое, несмотря на большую суммарную площадь проходного сечения клапанов, намного меньше, чем время - се­чение клапанов при обычной схеме наддува, соответствующее кривой 1, так как вследствие измененных фаз газораспределения и малой продолжительности открытия клапанов большая часть время-сечения теряется. Расчетное значение улучшения к. п. д. составляло при этом 3,7%. Другие схемы подключения клапанов с другими фазами газораспределения были еще менее удачными.

Если согласно рис. 7.14 для предварения выпуска преду­смотреть специальные окна в цилиндровой втулке, а оба вы­пускных клапана (а и б), предназначенные для выпуска основной массы газов, оставить в крышке цилиндра, то изменение про­ходных сечений клапанов будет соответствовать кривым 3 на рис. 7.16 и при этом будет достигаться значительно большее время-сечение, чем по кривым 2. В этом случае рассчитанное улучшение к. п. д. составляло 6,7%, что при исходном значе­нии 45% давало общий к. п. д. около 48%.

Эти расчеты показывают, что хотя и не невозможно, но сложно и дорого еще больше повысить уже сам по себе высокий к. п. д. дизеля. Говоря об абсолютной величине этого показателя, сле­дует также отметить, что к. п. д. дизеля при прочих равных усло­виях хотя и не намного, но все же увеличивается с ростом диа­метра цилиндра, и что V-образные двигатели вследствие лучшего соотношения числа цилиндров и числа коренных подшипников имеют несколько меньшие потери на трение. Значения к. п. д. ? 43% уже достигнуты на среднеоборотных двигателях больших базовых размеров цилиндров при обычных средних скоростях поршней и средних эффективных давлениях. Такого же порядка наиболее высокие значения к. п. д. и у мало­оборотных двухтактных двигателей с наддувом.