Идеальный, теоретический и рабочий (действительный) термодинамические циклы поршневых двигателей

В реальном тепловом двигателе превращение тепловой энер­гии, выделяющейся при сгорании топлива, в механическую ра­боту связано с рядом последовательных физико-химических и термодинамических преобразований, составляющих в совокуп­ности необратимый круговой и незамкнутый цикл. Примени­тельно к поршневым двигателям такой цикл принято называть рабочим или действительным.

Ввиду сложности реальных явлений, происходящих в цилин­дре двигателя, для оценки влияния отдельных факторов на ра­бочий процесс эти явления схематизируют, а рабочие циклы трансформируют в идеальные. Это позволяет представить все процессы в рамках чисто термодинамической задачи.

Идеальным циклом двигателя внутреннего сгорания можно назвать такой замкнутый обратимый цикл, в котором отсутству­ют какие-либо потери энергии, не обусловленные согласно вто­рому началу термодинамики необходимостью отдачи теплоты приемнику.

Характерные особенности идеального цикла заключаются в следующем:

· рабочим телом в цикле служит идеальный газ, неизменный
по массе, химическому составу и теплоемкости, а процесс горения заменяется мгновенным подводом тождественного количе приемнику;

· мгновенный подвод теплоты может осуществляться при по­стоянном объеме (V₀ = const), либо постоянном давлении (р =const), либо по смешанному циклу (V₀ =const и р =const);

· обратимый процесс обеспечивает максимальную степень превращения теплоты в механическую работу, и термодинами­ческий КПД цикла превосходит индикаторный КПД двигателя;

все типы циклов в одинаковых условиях сравнимы между собой, и есть возможность получить максимально достижимыйпредел использования теплоты в том или другом цикле, нагляд­но выявить основные параметры, влияющие на их экономич­ность, и наметить пути дальнейшего совершенствования двига­телей.

Цикл с подводом теплоты при постоянном объеме в наиболь­шей мере подходит для бензиновых и газовых ДВС с принуди­тельным (искровым) зажиганием топливовоздушной смеси.

Цикл с подводом теплоты при постоянном давлении прием­лем для компрессорных дизелей, в которых топливо вводится в цилиндр и распыляется там при помощи сжатого воздуха под давлением 5...6 МПа.

Смешанный цикл с подводом теплоты при постоянном объе­ме, а затем при постоянном давлении является оптимальным для бескомпрессорных дизелей с механическим распылением топлива при помощи форсунок¹.

В транспортной энергетике наибольшее распространение получили ДВС и бескомпрессорые дизели — поршневые двига­тели, идеальные циклы которых мы и рассмотрим.

Диаграмма идеального цикла с подводом теплоты при по­стоянном объеме изображена на рис. 3.1. В цикле предполага­ется осуществление следующих процессов: 1 — 2— адиабатное сжатие; 2—3 — подвод теплоты в количестве, соответствующем процессу горения в реальном двигателе; 3—4 — адиабатное рас­ширение; 4—1 — отвод теплоты в количестве, соответствующем тепловой энергии ОГ в реальном двигателе.

Отношения объемов и давлений горючей смеси в характер­ных точках цикла определяют следующие его показатели: отно­шение объема в начале сжатия к объему в конце сжатия — сте­пень сжатия, отношение максимального давления сгорания к давлению в конце сжатия — степень повышения давления,

Основными показателями любого цикла являются термо­динамический и удельная работа / цикла. Для рассмат-

¹Одним из недостатков двигателей, в которых применяется цикл с подво­дом теплоты при постоянном давлении, является необходимость использова­ния компрессора для подачи и распыления топлива. Наличие компрессора ус­ложняет конструкцию и уменьшает топливную экономичность двигателя, так как на приведение его в действие затрачивается 6... 10 % общей мощности дви­гателя. В целях упрощения конструкции и увеличения топливной экономич­ности двигателя русский инженер Г. В. Тринклер разработал проект беском­прессорного двигателя высокого сжатия на основе цикла, который вошел в ис­торию двигателестроения под названием цикла Тринклера—Сабатэ. Этот дви­гатель лишен недостатков, присущих ДВС и компрессорным дизелям. Его ос­новное отличие состоит в том, что жидкое топливо подается с помощью на­соса высокого давления и распыляется через форсунку в головку цилиндра, где оно воспламеняется и горит сначала при постоянном объеме, а затем при постоянном давлении.

риваемого цикла с подводом теплоты при V₀ =constони опре­деляются с помощью соотношений

где к — показатель адиабаты.

Как было отмечено ранее, оптимальным для дизеля являет­ся идеальный цикл со смешанным подводом теплоты при по­стоянном объеме и давлении, который показан на рис. 3.2. Тер­модинамический КПД и удельная работа смешанного цикла в отличие от цикла с подводом теплоты при V₀ = constзависят уже от трех параметров: — степени предварительного расширения рабочего тела (р = Vo₄/V₀₃):

причем при увеличении КПД цикла повышается, а при

возрастании р снижается. Однако следует иметь в виду, что при любых значениях р увеличение в смешанном цикле приводит к повышению КПД.

В четырехтактных двигателях с наддувом и двухтактных дви­гателях термодинамический цикл осуществляется как в рабочем цилиндре, так и в дополнительном агрегате, т.е. соответственно в приводном (или свободном, без механической связи с колен­чатым валом) нагнетателе и в продувочном насосе. Рассмотреные

нами подходы к построению термодинамических диаграмм идеальных циклов без наддува могут быть применены и для изу­чения диаграмм идеальных циклов с наддувом, детальный ана­лиз которых приводится, например, в учебном пособии [23].

В теории рабочих процессов поршневых и турбопоршневых двигателей внутреннего сгорания рассматривается также дей­ствительный цикл. В этом случае на протяжении всего цикла происходит теплообмен с внешней средой. Рабочим телом яв­ляется реальный газ переменного состава с изменяющейся теп­лоемкостью. Учитываются также изменение количества продук­тов сгорания и их диссоциация.

Работу реального поршневого двигателя изучают по индика­торной диаграмме, которая представляет собой график изме­нения давления в цилиндре работающего двигателя в зависимо­сти от объема над поршнем и определяется с помощью специ­ального прибора — индикатора внутрицилиндрового давления. Индикаторная диаграмма бензинового двигателя, в котором сгорание топлива происходит при малом изменении объема, представлена в координатах р — V₀ на рис. 3.3.

При движении поршня от верхней мертвой точки к нижней происходит всасывание горючей смеси (линия 1 — 2). Эта линия не является характеристикой термодинамического процесса, так как основные параметры при всасывании постоянны, а изменя­ются только масса и объем смеси в цилиндре.

Кривая 2—3 соответствует процессу сжатия. В точке 3 от электрической искры происходит мгновенное воспламенение горючей смеси, которая быстро сгорает при малом изменении объема (кривая 3—4). В ходе этого процесса температура и дав­ление резко возрастают.

Процесс расширения продуктов сгорания на индикаторной диаграмме изображен кривой 4—5, называемой линией расши­рения. В точке 5 открывается выпускной клапан, и давление в цилиндре уменьшается до значения, соответствующего услови­ям в газовыпускном коллекторе.

При дальнейшем движении поршня от нижней мертвой точ­ки к верхней через выпускной клапан происходит удаление ОГ из цилиндра (кривая 5— 1, называемая линией выпуска ОГ).

Двигатели, в которых рабочий процесс совершается за четы­ре хода поршня (такта), называют четырехтактными. В отли­чие от них двухтактными называются двигатели, в которых рабочий процесс осуществляется за два хода поршня (такта), т. е. за один оборот коленчатого вала.

В транспортных энергетических установках наибольшее рас­пространение получили четырехтактные дизели¹благодаря их наилучшим топливно-экономическим показателям и повышен­ной эффективности.

Степень использования теплоты в рабочем цикле оценивают с помощью индикаторного который представляет собой

о

тношение количества теплоты превращенной в механиче-

скую работу в рабочем цикле, к количеству теплоты Q_u, подве­денной за цикл с топливом:

Рассмотрим термодинамическую диаграмму (рис. 3.4)

и соответствующую развернутую индикаторную диаграмму (рис. 3.5) рабочего процесса четырехтактного дизеля.

В дизеле со свободным впуском (без наддува) воздух посту­пает в цилиндр за счет разрежения, создаваемого в нем в основ­ном при движении поршня от верхней мертвой точки (ВМТ) к нижней (НМТ). Фактически же впускной клапан начинает от­крываться не в момент прихода поршня в ВМТ, а на такте вы­пуска, в точке 11 (см. рис. 3.4 и 3.5). Далее процесс впуска про­должается при движении поршня от ВМТ к НМТ и заканчива­ется на такте сжатия, в точке 4. Впускной клапан открывается за 10...30° до прихода поршня в ВМТ, а закрывается через 35...70° после прохождения НМТ.

Предварительное открытие впускного клапана до прихода поршня в ВМТ, когда оба клапана открыты, улучшает наполне­ние цилиндра воздухом, а в двигателях с наддувом обеспечива­ет продувку, благодаря которой уменьшается количество оста-

точных газов и снижаются температурные напряжения в дета­лях цилиндропоршневой группы. При запаздывании закрытия впускного клапана после НМТ используются скоростной напор, инерционные и волновые явления во впускной системе для до-зарядки цилиндров, что при правильно выбранных параметрах впускной системы способствует улучшению мощностных, топ-ливно-экономических, динамических и экологических показате­лей работы двигателя. В конце основного процесса впуска воз­духа, в точке 3, давление в цилиндре дизеля а температура Т₃ = 320... 350 К.

где — действительное количество свежего заряда, по-

ступившего в цилиндр двигателя в процессе впуска (соответ­ственно число молей и масса свежего заряда); — число молей и масса свежего заряда, которые могли бы поместиться в рабочем объеме цилиндра при Для четырехтакт­ных дизелей без наддува = 0,8...0,9, с наддувом — 0,9... 1,05.

После закрытия впускного клапана (точка 4) начинается про­цесс сжатия (участок 4—6). За счет предварительного сжатия заряда возрастает перепад температур, при котором совершает­ся рабочий цикл, обеспечивается максимальная степень расши­рения рабочего тела, повышаются эффективность сгорания и топливная экономичность двигателя. Процесс сжатия сопро­вождается теплообменом (политропический процесс с перемен­ным показателем политропы); в конце этого процесса давление р₆ = 3...4,5 МПа, а температура Т₆ = 750...950 К.

Важной характеристикой процесса сжатия является ранее упоминавшийся показатель — степень сжатия. Степень сжа­тия, определяемую выражением называют гео­метрической. Она представляет сооой отношение полного объема цилиндра к объему пространства сжатия V_0l, где — рабочий объем цилиндра, или объем, соответствующий полному ходу поршня.

Для оценки параметров цикла наряду с геометрической сте­пенью сжатия используется понятие действительной степени сжатия е_д. Она определяется отношением надпоршневого объема, соответствующего моменту закрытия впускного клапа­на на линии сжатия к объему пространства сжатия:

где рабочий объем цилиндра, соответствующий положе-

нию поршня в момент закрытия впускного клапана (точка 4). Для дизелей со свободным впуском = 14... 18, с наддувом — 12... 15.

Точка 5 отвечает моменту начала впрыскивания топлива форсункой в воздушный заряд. Далее происходит перемешива­ние распыленного топлива с воздухом, нагревание, частичное испарение и воспламенение за счет высокой температуры сжа­того воздуха. Для сгорания топлива в начальный период (при подводе теплоты при V₀ =const(на участке 6— 7) характерно резкое повышение давления и температуры, а затем на участке 7— 8 при подводе теплоты при р =constпроисходит дальнейшее повышение температуры. В конце сгорания основной части за­ряда (точка 8) в дизелях без наддува давление = 6... 8 МПа, а температура Т₈= 1900...2100 К.

Протекание процесса сгорания существенно зависит от степе­ни сжатия горючей смеси, физико-химических свойств топлива, угла опережения 0 его впрыскивания, характера топливоподачи, интенсивности завихрения заряда в камере сгорания и других факторов. Жесткость процесса сгорания (скорость нарастания давления) в значительной мере определяется воспламеняемостью топлива под воздействием высоких температур и давлений, оце­ниваемой с помощью его цетанового числа (см. гл. 2).

Важное значение для обеспечения экономичной работы ди­зеля на номинальном режиме имеет состав рабочей смеси, ха­рактеризуемый коэффициентом избытка воздуха а, представ­ляющим собой отношение действительного количества воздуха, участвующего в процессе сгорания 1 кг топлива, к теоретически необходимому количеству воздуха для полного сгорания этого количества топлива. Смесь, характеризуемая значениями а > 1, называют бедной (топливом); смесь в области значений а < 1 называют богатой (топливом); при а = 1 состав смеси называ­ют стехиометрическим. Практически полное сгорание топли­ва в двигателе достигается только при а > 1. Для дизелей с раз­личными способами смесеобразования а = 1,25... 1,8; при этом чем совершеннее процесс смесеобразования, тем меньшее зна­чение а может быть выбрано.

По завершении сгорания топлива осуществляется политро­пический процесс расширения, который заканчивается в мо­мент открытия выпускного клапана (точка 9). В процессе рас­ширения тепловая энергия топлива преобразуется в механическую работу. Догорание топлива и восстановление продук­тов диссоциации на начальной стадии расширения обусловли­вают повышение температуры газов в цилиндре, которая дос­тигает максимального значения при повороте коленчатого вала на угол 20...35° после прохождения ВМТ. В конце процесса расширения (точка 9) давление Р9 = 0,3...0,5 МПа, а темпера­тура Т₉ = 1000... 1500 К.

Выпуск отработавших газов происходит в течение части так­та расширения, полного хода поршня от НМТ к ВМТ и части такта впуска (участок 9—10—11— 1). При этом различают пе­риод свободного выпуска отработавших газов от момента от­крытия выпускного клапана и до прихода поршня в НМТ (точ­ка 10), когда из цилиндра удаляется примерно 50.,. 70 % отрабо­тавших газов, и период удаления газов из цилиндра под действи­ем поршня при его перемещении от НМТ к ВМТ (участок 10— 11— 1). Начальный период выпуска происходит со сверхкрити­ческой скоростью истечения газа (600... 700 м/с); в дальнейшем по мере уменьшения количества газа и давления в цилиндре ско­рость истечения становится ниже критической (100...250 м/с). Для лучшей очистки цилиндра от отработавших газов выпускной клапан открывается до прихода поршня в НМТ, с опережением на 40...70° (точка 9), а закрывается при повороте коленчатого вала на угол 10...50° после прохождения ВМТ (точка 2). В кон­це выпуска (точка 1) давление/?! = 0,105...0,125 МПа, а темпе­ратура Т, = 700... 1000 К.

Основными характеристиками работы двигателя являются его индикаторные и эффективные показатели. К индикатор­ным показателям относятся среднее индикаторное давление p_h индикаторная мощность N_h индикаторный КПД г), и индика­торный удельный расход топлива g_t.

Среднее индикаторное давление p,- — это значение условного постоянного давления в цилиндре двигателя, при котором рабо­та, произведенная рабочим телом за один такт, равнялась бы ин­дикаторной работе цикла. Исходя из этого определения индикатор­ная работа циклаZ, =p,FS, где F— площадь поршня; S — его ход.

Вместе с тем среднее индикаторное давление — это величи­на, равная индикаторной работе цикла, приходящейся на еди­ницу рабочего объема цилиндра: p_t = L//V_h, где V_h = FS.

Таким образом, p_t характеризует степень использования ра­бочего объема цилиндра в цикле и является мерой объемной удельной работы. Обычно величину р,- измеряют в единицах дав­ления (МПа), но правомерно ее измерение и в единицах удель­ной работы (Дж/л).

Индикаторная мощность Ni, — это работа, совершаемая га­зами внутри цилиндра в течение 1 с, или мощность, соответ­ствующая индикаторной работе цикла.

Площадь индикаторной диаграммы, построенной в опреде­ленном масштабе в координатах характеризует работу га­зов за один рабочий цикл двигателя. При этом в теории ДВС [23] принимают во внимание некоторое уменьшение расчетно­го значения среднего индикаторного давления вследствие так называемого скругления расчетной индикаторной линии вбли­зи узловых точек сжатия и выпуска, а также потерь, обусловлен­ных насосными ходами принудительного выпуска ОГ и напол­нения цилиндра свежим зарядом. Так как механические потери определяют экспериментально методом прокрутки двигателя, то в них включаются и затраты энергии на насосные ходы.

Среднее индикаторное давление рабочего цикла можно рас­считать путем определения площади индикаторной диаграммы р — V₀ по формуле где F — площадь диаграммы, мм²;

—масштаб шкалы давления, МПа/мм; /_д— длина диаграммы, мм. При работе дизелей на номинальном режиме значение МПа, находится в следующих пределах: для современных четырехтакт­ных дизелей без наддува — 0,75... 1,05, с наддувом — 1,2...2,2; для дизелей с низким и средним наддувом — 1,2... 1,5 МПа, при­чем более высокие значения относятся к дизелям с высоким наддувом и промежуточным охлаждением воздуха.

Расчет среднего индикаторного давления можно проводить и с использованием индикаторной диаграммы методом гармонического анализа.

Индикаторную мощность двигателя определяют исходя из следующих соотношений:

• индикаторная работа за цикл -

• индикаторная работа в минуту где 2 — чис­ло тактов в минуту в одном цилиндре; п_е — частота вращения коленчатого вала двигателя, — число циклов в ми­нуту в одном цилиндре; — коэффициент тактности двигателя (число ходов поршня за один цикл).

При нахождении индикаторной мощности полноразмерного двигателя необходимо учесть число цилиндров.

Эффективность полезного использования теплоты в двигате­лях, работающих на одном виде топлива, можно оценить по его удельному расходу; при работе на топливах с разными значени­ями низшей удельной теплоты сгорания Н_и такая оценка воз­можна только на основе определения индикаторного

При известных значениях индикаторной мощности N_t дви­гателя и часового расхода топлива G_T индикаторный удельный расход топлива g_t определяется по формуле

Связь между ,• при работе двигателя на жидком топливе устанавливает соотношение Если Н_и выразить в МДж/кг, а

gj — в г/(кВт-ч), Для дизелей на номинальном режиме работы

К эффективным показателям рабочего цикла относятся: среднее эффективное давление р_е, эффективная мощность N_e, крутящий момент и эффективный

удельный расход топлива g_e.

Среднее эффективное давление р_е — значение условного постоянного давления в цилиндре двигателя, при котором ра­бота, произведенная рабочим телом за один такт, равнялась бы эффективной работе цикла. Это давление характеризует полез­ную работу за один цикл, приходящуюся на единицу рабочего объема цилиндра; оно меньше среднего индикаторного давле­ния на величину среднего давления механических потерь р_м, которую можно представить в виде суммы средних давлений потерь на трение газообмен р_г, привод компрессора и вен­тиляционных потерь

Потери на трение составляют основную часть (до 80 %) ме­ханических потерь. Для современных четырехтактных дизелей без наддува р = 0,55...0,80 МПа, причем большие значения относятся к дизелям с высоким наддувом и промежуточным ох­лаждением воздуха.

Эффективная мощность N_e — это мощность двигателя, снимаемая с коленчатого вала; она передается через коробку передач к ведущим колесам автомобиля. Эффективная мощ­ность меньше индикаторной на величину мощности, затрачи­ваемой на преодоление механических потерь Ее значение, кВт, определяется по формуле

Крутящий момент М_к, Н • м, — средний за цикл момент, пе­редаваемый от коленчатого вала на трансмиссию автомобиля, определяется из выражения для эффективной мощности N_e =

—угловая скорость вращения колен­чатого вала:

Оценочным показателем механических потерь в двигателе является механический Для четырехтакт-

ных дизелей на номинальном режиме значения составляют: для дизелей без наддува — 0,7... 0,82; для дизелей с наддувом — 0,8...0,9.

Эффективный представляет собой отношение коли-

чества теплоты превращенной в механическую работу на валу двигателя, к количеству теплоты подведенной за цикл с топливом: Этот коэффициент учитывает тепловые

и механические потери:

Эффективный удельный расход топлива g_e, г/(кВт • ч), при известной эффективной мощности N_e, кВт, и количестве из­расходованного топлива определяют по формуле g_e = Связь между устанавливается соотношением

Для дизелей на номинальном режиме работы

причем более высокие значения со­ответствуют вихрекамерным и предкамерным двигателям.

Распределение теплоты, выделившейся при сгорании топли­ва, по видам тепловых потерь называется внешним тепловым балансом. Значение каждой составляющей теплового баланса определяют в ккал/ч, кДж/ч или % по отношению ко всему ко­личеству подведенной теплоты.

Уравнение внешнего теплового баланса в абсолютных едини­цах можно представить в виде

(3.1)

где — количество теплоты, содержавшейся в сгоревшем топ­ливе; — превращенной в эффективную работу; — отве­денной в систему охлаждения; — содержавшейся в отработав­ших газах; — не выделившейся вследствие неполного сго­рания топлива; — неучтенные потери теплоты.

В уравнении (3.1) отсутствует член, учитывающий теплоту связанную с механическими потерями (на трение), посколь­ку эта доля энергии, преобразованная в работу, вновь превра­щается в теплоту и отводится главным образом в охлаждающую воду. В тепловом балансе часть этих потерь учитывается вели­чиной а оставшаяся часть включается в неучтенные поте­ри

Для получения уравнения теплового баланса необходимо определить его составляющие.

Количество удельной теплоты, содержащейся в топливе, — расход топлива в единицу времени, кг; — низшая удельная теплота сгорания топлива, ккал/кг.

Количество удельной теплоты, превращаемой в эффек­тивную работу двигателя,

Количество удельной теплоты, отводимой в систему ох­лаждения,

где — расход хладагента в единицу времени, кг; с — удель-

ная теплоемкость жидкости, — температу-

ра хладагента на входе и выходе из двигателя.

Количество удельной теплоты, содержащейся в отрабо­тавших газах,

Таблица 3.2 Внешний тепловой баланс поршневого двигателя, %

Типы двигателей
Карбюраторные	23...30	20... 35	30...55	0...30	3...8
Дизели:
без наддува, комбини-	29... 42	20... 35	25...40	0...5	2...7
рованные
с умеренным наддувом	35...42	10... 25	25...45	0...5	2... 7
с высоким наддувом	40...48	10... 18	20...40	0...5	2... 5

где — расход топлива и воздуха в единицу времени, кг;

—удельная теплоемкость отработавших газов, ккал/(кг • °С); — температура отработавших газов и наружного воздуха (за­ряда).

Удельная теплота, не выделившаяся вследствие неполно­го сгорания топлива, при а < 1 для случая жидкого топлива

где М₀ — теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания 1 кг жидкого топлива, кмоль, М₀ =

М_сух — количество сухих продуктов при

сгорании 1 кг топлива, кмоль. При а > 1 малая величина обычно включается в остаточный член.

Тепловой баланс в абсолютных единицах представляет инте­рес при решении некоторых практических задач, например по определению количества теплоты, отводимой системой охлажде­ния, для расчета или создания утилизационных устройств и др.

Возможные значения составляющих теплового баланса порш­невого двигателя [23] приведены в табл. 3.2.

Газотурбинный двигатель

В газотурбинном двигателе (ГТД) в отличие от поршневого в процессе реализации термодинамического цикла отдельные изменения состояния рабочего тела протекают в пространствен­но разнесенных конструктивных блоках энергетической уста­новки (компрессор, камера сгорания и турбина). Эти техничес­кие устройства соединяются друг с другом [1] через газопрово­ды и другие элементы конструкции (диффузоры, спирали и т. п.). Поэтому в ГТД термодинамические изменения состояния рабочего тела в реальном масштабе времени происходят не дис­кретно, а непрерывно.

В газотурбинных двигателях автотракторного назначения (рис. 3.6) всасываемый воздух перед конденсацией в радиаль­ном компрессоре 2 и последующим нагревом в теплообменни­ке 4 проходит через фильтр и глушитель 1 шума. Теплообмен­ник в современных автомобильных двигателях обычно выпол­няется в виде вращающегося регенератора. Таким образом, сжа­тый и предварительно нагретый газ (воздух) нагнетается в ка­меру сгорания 3, где происходит дальнейшее повышение его температуры при горении впрыскиваемого газообразного, жид­кого или эмульгированного топлива.

Продукты сгорания поступают на одно-, двух- или трехсту­пенчатую турбину, установленную на одном, двух или трех ва­лах. Радиальная, или осевая, турбина 9 сначала обеспечивает приведение в действие компрессоров и вспомогательных уст­ройств, а затем оставшаяся мощность расходуется на приведе­ние во вращение ведущего вала через тяговую турбину 7, редук­тор 6 и трансмиссию.

12 11 10 9 8 7

Рис. 3.6. Схема работы газотурбинного двигателя автотракторного на­значения:

1 — фильтр и глушитель; 2 — радиальный компрессор; 3 — камера сгорания; 4 — теплообменник; 5 — выпускное окно; 6 — шестеренчатый редуктор; 7 — тяговая турбина; 8 — регулируемые направляющие газового потока; 9 — ком­прессорная турбина; 10 — пусковое устройство (стартер); 11 — вспомогатель­ное оборудование привода; 12 — масляный насос в смазочной системе

Таблица 3.3

Значения температуры, °С, элементов металлической и керамической газовых турбин, работающих в режиме полной нагрузки

Местоположение точки измерения	Металлическая турбина	Керамическая турбина
Выход из турбины Выход из теплообменника (со стороны подачи воздуха) Выход из камеры сгорания Вход в теплообменник (со стороны подачи газа) Выход из теплообменника	1000... 1100	1250... 1350

Турбина обычно имеет регулируемые направляющие 8 газо­вого потока. При их конструировании учитываются требования уменьшения расхода топлива и обеспечения возможности рабо­ты в режимах частичных нагрузок, что одновременно повыша­ет управляемость турбиной при ускорении. После частичного охлаждения в процессе расширения газы пропускаются через га­зовую секцию теплообменника 4, где часть остаточной теплоты передается в окружающую среду. Затем ОГ проходят через выпускной тракт, где они также могут нагреваться для последу­ющей передачи теплоты, например, системе отопления автомо­биля.

Термический КПД и расход топлива в газотурбинном двига­теле в значительной мере определяются максимально возмож­ными рабочими температурами. В таких двигателях требуются термостойкие сплавы на основе кобальта и никеля. Уровень этих температур (табл. 3.3) [1] недостаточен для того, чтобы до­биться топливной экономичности, сопоставимой с аналогичны­ми показателями современных поршневых двигателей. Сравни­мая или даже лучшая топливная экономичность газотурбинно­го двигателя может быть достигнута при использовании в кон­струкции керамических материалов (см. табл. 3.3).

Идеальный термодинамический цикл ГТД предполагает под­вод и отвод теплоты при постоянных значениях давления. Он состоит (рис. 3.7) из изоэнтропийного сжатия (процесс 1 — 2), изобарного подвода теплоты (процесс 2—3), изоэнтропийного расширения (процесс 3—4) и изобарного отвода теплоты (про­цесс 4—1).

Высокий термический КПД может быть получен только тог­да, когда температура возрастает от Т₂ до Т₂ за счет действия теплообменника, обеспечивающего выход теплоты (4 -> 4').

а б

Рис. 3.7. Диаграммы термодинамического цикла газотурбинного дви­гателя в координатах/?— V₀ (а) и Т— s (б):

1—2 — изоэнтропийное сжатие; 2— 2'— 3 — изобарный подвод теплоты в теп­лообменнике и при сгорании топлива; 3—4 — изоэнтропийное расширение; 4— 4'— 1 — изобарный отвод теплоты, предварительно осуществляемый в теп­лообменнике

Современные газотурбинные двигатели имеют КПД до 35 %. Преимуществами газовой турбины перед другими тепловыми двигателями являются низкая токсичность ОГ (если не прини­мать во внимание применение каталитических нейтрализато­ров), устойчивая работа при равномерном вращении вала, спо­собность работать на разных сортах топлива (многотоплив-ность), плавное изменение крутящего момента, отсутствие не­обходимости в частом техническом обслуживании.

К недостаткам ГТД следует отнести высокую стоимость из­готовления, неудовлетворительную работу на неустановивших­ся режимах, высокий расход топлива, непригодность для при­ведения в действие маломощных установок и транспортных средств.

Паросиловые установки

Паросиловые установки отличаются от ГТД и ДВС тем, что рабочим телом в них служит пар какой-либо жидкости (обычно водяной пар), а продукты сгорания топлива являются лишь про­межуточным теплоносителем. Паротурбинная установка, рабо-

Рис. 3.8. Схема (а) и термодинамическая диаграмма Т— s (б) пароси­ловой установки: