Легко показать (из (1) и (2) и (3)), что

или , т.е. _д < _г

Преимущества 2-хтактных ДВС.

1) Увеличение мощности, приходящейся на единицу рабочего объема, т. н. литровой мощности. Теоретически должно быть увеличение в 2 раза, но потеря части рабочего объёма на совершение процессов газообмена приводит к увеличению мощности всего лишь в 1,5-1,7 раза.

Т.о., при одинаковых размерах цилиндра (V_h –idem.), одинаковой геометрической степени сжатия ( - idem.) и одинаковой частоте вращения (n - idem,) 2-хтактные ДВС имеют в 1,5…1,7 раза большую мощность по сравнению с 4-тактными.

2) Большая равномерность крутящего момента, т.к. рабочий цикл совершается при каждом обороте КВ.

3) Простота конструкции ввиду отсутствия ГРМ (для ДВС с петлевой продувкой).

4) Меньшие динамические нагрузки на шатун и КВ, т.к. силы инерции и газовые силы в 2-тактном ДВС в совокупности почти всегда создают положительную силу, приложенную к поршню.

Недостатки 2-хтактных ДВС.

1) Неудовлетворительная очистка и наполнение цилиндра, что уменьшается их экономичность. Для карбюраторных ДВС характерна также потеря части свежего заряда в процессе продувки.

2) Необходимость нагнетателя (за исключением кривошипно-камерной продувки), что требует дополнительных затрат мощности на его привод.

3) Повышенная токсичность ОГ из-за меньшего совершенства рабочего процесса (большей доли остаточных газов).

4) Повышенная теплонапряжённость из-за большей частоты рабочих циклов.

5) В 2-тактных ДВС поршневые кольца давлением газов всегда прижаты к нижним плоскостям каналов, в том время как в 4-тактном ДВС за такты впуска и выпуска под влиянием сил инерции они перемещаются внутри канавки, что облегчает удаление нагара.

Одностороннее прижатие кольца способствует образованию нагара и повышает опасность «прихватывания» колец.

Область применения 2-тактных ДВС:

• когда фактор простоты преобладает над фактором экологичности (мотоциклетные ДВС, пусковые двигатели, мотоблоки, лодочные моторы, дизель-молоты, дизель-трамбовки и т.д.);

• когда решающим является фактор увеличения агрегатной мощности (судовые дизели, авиация, ДСМ).

6.5. Особенности действительного цикла с наддувом

Увеличение мощности ДВС наиболее эффективно достигается увеличением теплоты, подводимой к рабочему телу, т.е. увеличением количества топлива, вводимого в цилиндр. Но в этом случае для его полного сгорания требуется и большее количество окислителя, которое вводится в цилиндр вместе с воздухом, т.е. для увеличения цикловой подачи топлива G_тц необходимо увеличить цикловую подачу воздуха G_вц = iV_h_k_v. В наиболее полном объёме наддув реализуется в дизелях.

Увеличение цикловой подачи воздуха достигается увеличением плотности _к заряда, подаваемого в цилиндр. Такой способ увеличения мощности называется наддувом. Т.о. наддув – повышение мощности ДВС увеличением плотности заряда на впуске. Уровень наддува характеризуется степенью повышения давления при наддуве _к = р_к/р₀, где р_к и р₀ – соответственно давление воздуха после компрессора и в окружающей среде

Предварительное сжатие воздуха перед его подачей в цилиндр реализуется в компрессоре. Привод компрессора может осуществляться непосредственно от коленчатого вала (через редуктор) (рис. ). Такой наддув называется наддувом с приводным нагнетателем (ПН). Несмотря на ряд достоинств, механический привод компрессора от КВ снижает экономичность ДВС, что обусловлено дополнительными затратами на привод компрессора.

Наибольшее распространение получил газотурбинный наддув (ГТН), иногда называемый турбонаддувом (рис. ). В этом случае для привода компрессора используется внутренняя кинетическая (тепловая) энергия ОГ, которая срабатывается в газовой турбине. Компрессор и турбина установлены на одном валу и объединяются в один агрегат, называемый турбокомпрессором (ТК). Газотурбинный наддув позволяет повысить и мощность, и экономичность ДВС.

ДВС с турбонаддувом иногда называют комбинированным ДВС (КДВС).

Однако при сжатии воздуха в компрессоре наряду с увеличением давления происходит повышения температуры воздуха, что снижает плотность заряда. Поэтому в системе наддува между компрессором и впускными патрубками иногда устанавливается охладитель наддувочного воздуха (ОНВ). Такой наддув называется наддувом с промежуточным охлаждением.

Особенности действительного цикла с наддувом в первую очередь касаются процессов газообмена. Общей особенностью наддува любого вида является более высокий уровень давлений в процессах впуска и выпуска. Эти процессы протекают при давлениях значительно выше атмосферного. Однако характер этих процессов различен не только для разных видов наддува, но даже для наддува одного вида. Определяющим фактором является величина давления р_к перед впускными органами ДВС, а также КПД турбокомпрессора. Это приводит к различному характеру соотношения: давления во впускном коллекторе р_к, давления в конце такта впуска р_а, давления в конце такта выпуска р_r и давления в выпускном коллекторе р_р.

Для наддува с приводным нагнетателем линия впуска проходит выше линии выпуска, и работа газообмена положительна (рис. ). Однако она не компенсирует затрат на привод нагнетателя. Для такого наддува характерны следующие соотношения: р_к  р_р, р_r  р_р, р_r  р_к и р_а  р_r.

Для газотурбинного наддува возможны два варианта соотношения давлений во впускном и выпускном коллекторах (р_к и р_р). и р_к  р_р. р_к  р_р

Для первого случая (рис. ) при р_к  р_р имеют место следующие соотношения остальных давлений: р_r  р_р, р_r  р_к и р_r  р_a. Линия впуска проходит ниже линии выпуска. Поэтому работа на газообмен также отрицательна, как и в безнаддувном двигателе.

Для второго случая (рис. ) при р_к  р_р имеют место аналогичные соотношения остальных давлений: р_r  р_р, р_r  р_к и р_r  р_a. Однако линия процесса впуска проходит выше линии процесса выпуска, поэтому работа газообмена положительна. Кроме того, такое соотношение давлений (р_к  р_р) обеспечивает эффективную продувку цилиндра в период перекрытия клапанов.

Рис. 2.2

Параметры рабочего тела в характерных точках действительного цикла дизеля с ГТН в значительной мере зависят от степени повышения давления при наддуве _к. Так значения давлений в конце тактов впуска и выпуска (р_а и p_r) прямо пропорциональны уровню повышения давления _к (см. табл. ). По аналогичной причине возрастает расчётное давление конца такта расширения (р_b). Вследствие возрастания давления конца такта впуска р_а значительно выше (по сравнению с такими же величинами на безнаддувном дизеле) расчётные значения давлений конца сжатия р_с и максимального давления цикла. При _к = 1,5…2,0 значения р_с = 7,0…9,0 МПа, а р_z = 16,0…18,0 МПа.

Температура воздуха в конце такта сжатия Т_а также выше вследствие двух причин: повышения температуры воздуха Т_к при сжатии в компрессоре и несколько большим подогревом от деталей впускного тракта из-за более высокого уровня тепловой напряжённости дизеля. Особенно это заметно при отсутствии промежуточного охлаждения воздуха. Расчётная температура конца такта сжатия Т_с при _к = 1,5…2,0 несколько выше, чем в безнаддувном дизеле, и достигает значений Т_с = 950…1050 К. Незначительный её рост объясняется тем, что при наддуве для ограничения тепловой и механической напряжённости часто снижают степень сжатия.(табл. ). Для этой же цели несколько обедняют состав смеси на номинальном режиме до значений  = 1,7…1,9 (при _к = 1,5…2,0). В результате этого максимальная температура цикла Т_z возрастает незначительно и лежит в пределах Т_z = 1900…2300 (_к = 1,5…2,0). Вследствие большей длительности процесса сгорания и, как следствие этого, меньшей степени последующего расширения рабочего тела, возрастает расчётная температура конца расширения Т_b, ,достигая значений 1000…1200 К (_к = 1,5…2,0) и температура остаточных газов Т_r, значения которой лежат в пределах 700…900 К (_к = 1,5…2,0).

Несмотря на относительно невысокий уровень повышения максимальной температуры при наддуве, общая тепловая напряжённость дизеля значительно повышается по двум причинам. Во-первых, увеличивается общая длительность процесса сгорания, особенно, в её заключительной её части. Это предопределяет более длительное соприкосновение горячих газов со стенками цилиндра, головки блока цилиндров, а также с поверхностью поршня, в днище которого, как правило, располагается камера сгорания. Во-вторых, этому же способствует увеличение массы заряда и. следовательно, количества выделившейся тепловой энергии (теплоты) на единицу тепловоспринимающей поверхности.

Коэффициент наполнения _v в дизелях с ГТН несколько выше по сравнению с его значениями в безнаддувном дизеле. Необходимо напомнить, что при наддуве действительное количество заряда, оставшееся в цилиндре после закрытия впускного клапана, соотносится с его количеством, которое могло бы разместиться в рабочем объёме при условиях на впуске. Но под последними понимаются давление и температура заряда после компрессора, т.е. р_к и Т_к, а не одноимённые параметры воздуха на входе впускного тракта (т.е. р₀ и Т₀). Как это имело место в безнаддувном дизеле. Увеличение _v при наддуве связано с уменьшением относительного влияния гидравлических сопротивлений (р_а = р_к – р_а) ввиду большего значения давления р_к перед впускными органами, т.е. уменьшается отношение р_а/р_к, от которого зависит коэффициент наполнения. Кроме того, температура воздуха на впуске Т_к при наддуве возрастает в большей степени, чем температура деталей дизеля. В результате относительное влияние подогрева заряда Т на впуске меньше, т.е уменьшается Т/Т_к, что также приводти к увеличению коэффициента наполнения.

Вместе с тем следует отметить, что само по себе такое повышение коэффициента наполнения не оказывает решающего влияния на выходные показатели дизеля. Эти показатели зависят от массового наполнения цилиндра, которое определяет массу заряда в нём и зависит от плотности заряда на впуске, Фактически это произведение коэффициента наполнения на плотность заряда, т.е. (_v_к), которое называют массовым наполнением.