На номограмме, представленной на рис. 6.21, некоторые пере­менные связаны друг с другом через систему двигатель—выпуск­ной трубопровод — турбокомпрессор. Так, можно найти темпера­туру перед турбиной Т₃, изменяющуюся при изменении давления наддува (например, в связи с изменением конструкции турбоком­прессора), только через тепловой баланс. Коэффициенты ? и ? при импульсном подводе газов к турбине являются вспомогатель­ными величинами, которые при изменении режима работы двига­теля также изменяются в связи с изменением волн давления вы­пуска; если вообще вычисляются коэффициенты ? и ?, то только с помощью диаграммы изменения давления, так как изменение температуры, как правило, неизвестно.

Более точным и содержащим больше информации является полный расчет кругового процесса, включая газообмен, но такой расчет в связи с требуемыми затратами времени может быть про­изведен только с привлечением электронно-вычислительных ма­шин. При этом, как правило, достаточно определить изменение давления и температуры в выпускном трубопроводе и вместе с тем энергию, фактически подведенную к турбине, с помощью квазистационарного метода расчета, при котором давление и температура принимаются одинаковыми во всем выпускном трубопроводе.

Схема расчета видна из рис. 6.22. Согласно этой схеме, к ком­прессору подводится в единицу времени масса воздуха G_В, кото­рая (благодаря сравнительно большому объему трубопроводов наддувочного воздуха и подключению нескольких цилиндров), несмотря на прерывное истечение в отдельные цилиндры, может рассматриваться как неразрывный поток G_в = ? dG_вп. Давление и температура на входе в цилиндр обозначаются р_вп и Т_вп, а энтальпия — i_вп. Количество выпускаемых из цилиндра за рас­сматриваемый угол поворота коленчатого вала отработавших газов, имеющих давление р_вып, температуру Т_ц и энтальпию i_вып, равно соответственно dт_вът /d?. В выпускном коллекторе объеди­нено столько цилиндров, сколько по одному из разветвленных газовыпускных коллекторов подходит газовыпусков к одному вводу в турбину. В коллекторе или в отдельных выпускных па­трубках частичные потоки газа, выпускаемые из цилиндров, мгно­венно перемешиваются с находящимся в выпускном трубопроводе количеством газа т_см, вследствие чего в этом коллекторе устанав­ливаются давление р_см и температура Т_см (частичный поток, про­текающий через турбину, dm_г/d?). В связи с процессами смеши­вания, зависящими от объема трубопровода, параметры в выпуск­ном коллекторе обозначаются особым индексом «см». Так как никакие другие потери давления и теплоты не учитываются, то давление р₃ и температура Т₃ перед турбиной соответственно равны значениям p_см и Т_см.

Для объема выпускного трубопровода подставляется объем всей ветви трубопровода с общим выпускным патрубком. Так как количество газа, вытекающее в единицу времени из турбины, от­личается от количества газа, поступающего за это же время в вы­пускной коллектор, то перед турбиной имеют место переменные давления и температуры газа (в противоположность допущению, принятому для трубопровода наддувочного воздуха). Этот расчетный метод называют методом наполнения — выпуска; при трубо­проводах не слишком большой длины и объема он удовлетвори­тельно отражает фактические взаимосвязи. Упрощение состоит в том, что при методе «наполнения и выпуска» предпола­гается бесконечно большая скорость звука и мгновенное пере­мешивание содержимого трубопровода.

Процессы в цилиндре. Для цилиндра двигателя можно запи­сать в следующей форме уравнение сохранения энергии:

Приведенные уравнения подобны тем, с которыми мы уже по­знакомились в п. 3.6. Принятые выше условные обозначения также сохранены, в данном случае добавлены только члены для топливоподачи dт_топ/d? и для «протекания сгорания» dQ_топ /d?.

При i_вып = i_ц из уравнений (6.21) и (6.22) следует

Значения u_ц, du_ц/dТ_ц и du_ц/d?_ц численно выражаются как функции от температуры и коэффициента избытка воздуха для сгорания, члены уравнения для впуска и выпуска рассчитываются исходя из функций Ф_вп и Ф_вып для впуска и выпуска в соответ­ствии. Другие подробности описаны в соответствующей литературе.

Процессы в выпускном коллекторе. Подобно тому, как для цилиндра, можно составить уравнения сохранения энергии и массы для выпускного трубопровода. Используя обозначения, приведенные на рис. 6.22, получим для баланса энергии

Так как при этом расчете имеет место р_см = р₃ и Т_см = Т₃, то энергия, фактически подведенная к турбине (H_{т ад})_n, может быть определена для шагов счета от 1 до n, и отпадает необходи­мость вычисления коэффициентов ? и ? при импульсном подводе газов к турбине.

При практическом применении расчетного метода, кратко изложенного выше, могут различаться следующие случаи.

1. Имеются результаты измерений для определенной рабочей точки данной системы «двигатель + турбокомпрессор» и требуется исследовать влияние различных изменений. Эти изменения могут быть геометрического характера (например, другие фазы газо­распределения или профиль кулачка или размеры турбокомпрес­сора с целью оптимизации системы по какому-то определенному критерию). Однако изменение может относиться и к рабочей точке (нагрузка, частота вращения) при неизменной конструкции си­стемы или к атмосферным условиям (изменения мощности в вы­сотных или тропических условиях).

2. Речь идет о новом двигателе, геометрические данные кото­рого известны, но еще нет данных измерений. Требуется опреде­лить расчетную мощность и установить соответствующие этому режиму параметры.

В обоих случаях закон сгорания должен быть известен или принят. В первом случае он может быть определен из индикатор­ной диаграммы.

В первом случае сначала пересчитываете« точка замера. Для имитации процессов в цилиндре эквивалентный закон сгорания регулируется таким образом, чтобы индикаторный к. п. д. двигателя и давление вспышки совпадали с измеренными значениями. Протекание давления и температуры в выпускном трубопроводе рассчитывается по квазистационарному методу «наполнения, и выпуска», по которому нестационарные процессы для малых интервалов времени рассматриваются как стационар­ные, а трубопроводы — как емкости такого же объема, в которых давление и температура газов, поступающих из цилиндра, мгно­венно выравниваются. Если к одному трубопроводу или экви­валентному ресиверу подключено несколько цилиндров с равными промежутками времени между вспышками, то следует рассчиты­вать процессы только для одного цилиндра; количества газов, выпускаемые из других цилиндров во время газообмена, полу­чаются исходя из рассчитанного для одного цилиндра с учетом сдвига фаз.

Эквивалентное сечение турбины находится из замеренных рас­хода газа и перепада давления; таким же образом может быть определен кажущийся общий к. п. д. турбокомпрессора ?_тV из напора компрессора и среднего перепада турбины. При расчете точки замера действительный к. п. д. турбокомпрессора ?_т?_к подбирается так, чтобы при шаговом расчете баланса мощностей турбокомпрессора получалось фактически замеренное давление наддува. Как правило, ?_т?_к несколько меньше, чем кажущийся к. п. д. ?_тV. Расчет влияния определенных изменений не пред­ставляет особых трудностей.

Во втором случае для определенной рабочей точки двигателя, которая характеризуется средним эффективным давлением р_е и частотой вращения n, задаются величины давления наддува р_вп и соответствующей температуры Т_вп. Давление р_см и температура Т_см в выпускном трубопроводе, соответствующие определенному углу поворота коленчатого вала (в трубопроводе имеют место переменные давления и температуры), оцениваются так же, как и эквивалентное сечение F_{т экв}; к. п. д. ?_т?_к опреде­ляется из измерений на имеющемся турбокомпрессоре или прини­мается вероятной величины. Необходимо просчитать несколько рабочих циклов, прежде чем совпадут значения в выпускном трубопроводе, т. е. пока давления и температуры, соответствую­щие концу рабочего цикла, не станут равны давлениям и температурам в начале рабочего цикла. Для этого в случае импульсного наддува (при малом объеме трубопроводов) достаточно, как пра­вило, просчета двух или максимум трех рабочих циклов. По сходимости проверяется баланс турбокомпрессора, т. е. устанав­ливается, действительно ли достигается первоначально принятое давление наддува. Если это не так, то следует варьировать F_{т экв}, при необходимости вместе с ?_т?_к. Принятие эквивалентного се­чения турбины постоянным или зависящим только от степени расширения газов является некоторым упрощением; кроме того, указанным выше способом нельзя учесть изменение к. п. д. турбо­компрессора при изменении режима работы. Для дальнейшего усовершенствования метода расчета были разработаны вычисли­тельные программы, которые сделали возможной подстановку коэффициентов расхода и значений к. п. д. турбокомпрессора, являющихся действительно определяющими для данного состоя­ния (шага расчета).