Основы теории рабочих процессов. Теоретические циклы

Как мы уже определились, классическая термодинамика анализирует идеальный замкнутый цикл. Техническая термодинамика анализирует термодинамические разомкнутые циклы. Цель анализа обеих групп циклов состоит в том, чтобы на основе законов термодинамики определить, в каких долях сообщенная рабочему телу теплота будет распределена между потребителями. При анализе этой группы циклов используются только термодинамические процессы подвода теплоты, преобразования части теплоты в работу, отвода теплоты холодному источнику и удаления рабочего тела с остаточной теплотой из разомкнутой системы.

Известно, что при протекании процессов сжатия, тепловыделения и расширения состояние рабочего тела изменяется. В частности, процесс сжатия завершается при параметрах рабочего тела: Vс, Рс и Тс. В период начала основной фазы тепловыделения рабочее тело имеет параметры Vрz при Рz и в период завершения Vtz при Тz. В связи с этим перед теорией рабочих процессов, согласно нашей классификации, стоят последовательные задачи: 1. Анализ теоретических циклов для определения того, какие дополнительные потери теплоты в стенки цилиндра произойдут из-за изменения состояния рабочего тела в период сгорания. 2. Анализ и расчет параметров теоретических расчетных циклов для определения того, какое количество остаточной теплоты дополнительно будет потеряно с выпускаемыми газами в реальном двигателе из-за изменения молекулярной массы и теплоемкости газов, диссоциации, неполноты сгорания, потерь смеси и газов через неплотности и зазоры (индикаторные потери). 3. Расчет тепловых потерь цикла на механические трения и выведение эффективных показателей.

Приступая к анализу теоретических циклов, мы исходим из того предположения, что предшествующий анализ и расчет термодинамических разомкнутых циклов позволил нам теоретически правильно определить, как теплота распределилась между ее потребителями (работа, холодный источник и удаление в окружающую среду). Поэтому есть основания быть уверенным в том, что при анализе теоретических циклов у нас не возникнут проблемы с первым законом термодинамики.

Что касается примеров анализа и расчета циклов, которые приводятся в учебниках, то: 1. Другие теоретики в силу принятых допущений считают, что замкнутые, разомкнутые, теоретические и расчетные циклы есть одно и то же. Попыток как-то отграничить циклы и их функции они не делают. При этом они продолжают придерживаться того мнения, что рабочее тело остается не сменяемым и потерь теплоты в систему охлаждения двигателя не происходит. 2. При таком подходе получается, что кроме индикаторных показателей фактически нечего анализировать и рассчитывать. 3. При этом разрыв между величинами термического и индикаторного КПД настолько велик и не понятен, что величина термического КПД рассчитываемого цикла даже не указывается. 4. Если закрыть глаза и сделать вид, что не видишь проблему, то проблема не исчезнет. Поэтому мы предполагаем, что такой обезличенный подход к анализу и расчету цикла даст еще более завышенные количества интенсивных величин параметров рабочего тела и теоретикам, чтобы избежать неприятностей со стороны первого закона термодинамики, придется искать дополнительные пути списания лишних количеств теплоты.

При анализе теоретических циклов мы переходим к непосредственному исследованию рабочих процессов. Процесс подвода теплоты заменяется процессом сгорания или тепловыделения. Понятие теплоты компенсации заменяется понятием неизбежных потерь теплоты. При этом неизбежные потери теплоты будут содержать в себе часть не использованной циклом свободной энергии, поэтому они не идентичны теплоте компенсации. Для отграничения периода изменения состояния рабочего тела во время подвода теплоты от последующего расширения вводятся понятия предварительного и последующего расширения.

По нашему мнению при анализе теоретических циклов действующая теория ДВС руководствуется следующими ложными предпосылками:

1. Наименьшие потери теплоты происходят при положении поршня в ВМТ и в зоне ВМТ. Эти потери настолько незначительны, что после завершения основной фазы тепловыделения в некоторый промежуток времени температура в цилиндре даже увеличивается, несмотря на начавшийся процесс расширения. Но в дальнейшем, по мере удаления поршня от ВМТ тепловые потери в стенки и механические трения увеличиваются. При этом изменения молекулярной массы и структуры газов настолько велики и их теплоемкость увеличивается до такой степени, что процесс более похож на изотермный, чем адиабатный и показатель политропы расширения n₂ имеет значения менее 1.2.

2. В зоне ВМТ изменение объема рабочего тела (экстенсивная величина) настолько мало и совершается настолько незначительное количество работы, что можно считать, что интенсивные величины, характеризующие состояние рабочего тела совсем не изменяются. Но после прохождения поршнем зоны ВМТ, несмотря на почти закончившийся процесс тепловыделения, интенсивные величины параметров сильно изменяются, и рабочее тело приступает к процессу совершения работы. Но одновременно с этим начинают сказываться изменившаяся молекулярная масса, возросшая активность догорания, диссоциация и теплоемкость.

3. В зоне ВМТ фронт пламени распространяется по камере сгорания. Как только пламя доходит до стенок цилиндра, процесс сгорания следует считать оконченным. Но, к сожалению и вопреки этому допущению, далее на участке расширения равном 10-12⁰ ПКВ еще происходит интенсивное увеличение температуры.

Рассмотрим более подробно приведенные моменты и продолжим анализ циклов. Чтобы не возникло сомнений в том, что мы выходим за рамки анализа приведем следующее высказывание Д.Н. Вырубова (стр. 165):

«Характеристическое уравнение дает возможность выразить связь между параметрами рабочего тела в начале и конце сгорания…».

То есть, теоретические циклы анализируют изменение экстенсивной и интенсивных величин параметров рабочего тела в период сгорания и влияние этих изменений на баланс теплоты.

1. Теория ДВС анализирует циклы бензиновых двигателей следующим образом:

«В случае подвода теплоты при постоянном объеме ρ=1, а

_t.=1-1/ε^k-1 (4)

и

р_t=[ра∙ε^k/(ε-1) (k-1)] _t (λ-1). (5)

Формула (4) показывает, что к.п.д. этого цикла не зависит от параметра λ, характеризующего количество подведенной теплоты, и, следовательно, от нагрузки двигателя».

«Предпосылка мгновенного сгорания топлива при постоянном объеме определяет получение при расчете по формуле (192) завышенного максимального давления цикла. Для уточнения значения действительного максимального давления р_z с учетом теплоотдачи в период сгорания и конечной длительности этого периода вводят поправочный множитель φ_р и определяют действительное максимальное давление цикла

р_z= р_z φ_р. (193)

Коэффициент уменьшения давления φ_р = 0.8 ÷ 0.9». (Д.Н. Вырубов, стр.15, 165, подчеркнуто мной).

То есть, с одной стороны теория абсолютно уверена в том, что в цикле с подводом теплоты по изохорному процессу, интенсивные величины изменяются мгновенно и поэтому не могут оказать влияния на отвод теплоты. Но с другой стороны, приходится признавать, что с учетом теплоотдачи в период сгорания и конечной длительности этого периода такое влияние существует. Поскольку объяснить причину этого влияния принятая методика анализа не позволяет, то легче всего скорректировать результат путем применения множителя φ_р =0.8÷0.9.

2. Для расчета дополнительных потерь теплоты компенсации из-за изменения состояния рабочего тела в теоретических циклах дизельных двигателей используются показатели: «λ –степень повышения давления вследствие подвода теплоты при постоянном объеме Vс –отношение максимального давления цикла Рz к давлению в конце сжатия Рс; λ= Рz/Рс.

ρ- степень предварительного расширения, вследствие подвода теплоты при постоянном давлении Рz- отношение объемов в точках z и с; ρ=Vz/Vс». (Д.Н.Вырубов, стр. 14).

При расчете термического КПД смешанного цикла дизелей указанные показатели вводятся в формулу расчета и некоторым образом влияют на результат. Так, расчет термического КПД теоретического цикла (Сабатэ-Тринклера) дизельного двигателя (стр. 375-376 учебника МВТУ им. Н.Э. Баумана) с использованием формулы Сабатэ-Тринклера дает результат: _t= 58.67%. То есть, считается, что при изобарном подводе теплоты, из-за увеличения объема (ρ) в период сгорания, количество, отводимой в стенки теплоты, увеличивается, и термический КПД в такого цикла соответственно уменьшается. В данном конкретном случае расчета разница между идеальным и теоретическим значением составила 61.53- 58.67= 2.86%.

Точно таким же образом показатель ρ влияет на результат термического КПД цикла Дизеля с изобарным подводом теплоты.

То есть, теоретиками не осознанно признается, что в цикле дизельного двигателя в отличие от цикла бензинового двигателя помимо «отвода теплоты холодному источнику» с выпускаемыми газами происходит отвод теплоты и в стенки цилиндра.

Данное обстоятельство по нашему мнению имеет чрезвычайно важное и знаменательное значение в виду следующего: 1. Если исходить из приведенных положений теории, отвод теплоты в цикле бензинового двигателя происходит только с выпускаемыми газами. Исходя из этого, следует полагать, что система охлаждения бензиновым двигателям совершенно не нужна. 2. В цикле дизельного двигателя появляется еще один субъект процесса - стенки цилиндра, в которые отводится некоторая часть теплоты, учитываемая показателем ρ (в данном случае 2.86%). 3. Выражение «отвод теплоты в стенки цилиндра» заведомо означает, что стенки цилиндра в циклах дизельных двигателей выполняют функцию холодного источника, т.к. отвод теплоты может осуществляться только холодному источнику. 4. Из этого следует, что в циклах дизельных двигателей термодинамическая система имеет 2 холодных источника: а) систему выпуска отработавших газов; б) систему охлаждения. 5. Учитывая, что два холодных источника всегда будут потреблять больше теплоты, чем один, при равной с циклом бензинового двигателя степени сжатия термический КПД циклов дизельных двигателей всегда будет меньше на величину, определяемую показателем ρ. То есть, если верить действующей теории, дизельные двигатели являются менее экономичными, чем бензиновые.

Но и в циклах дизельных двигателей указанных 2.86% потерь теплоты в стенки явно не хватает, чтобы объяснить, откуда появились и куда деть остающиеся после расчета излишки 15% теплоты.

Методика дальнейшего избавления расчетов от излишков теплоты основана на следующих данных:

«Коэффициент ξ_z, определяющий долю теплоты, которая на участке сz затрачивается на увеличение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы называется коэффициентом использования теплоты на участке видимого сгорания». (Стр.161-162)

χ_z-коэффициент выделения теплоты на участке видимого сгорания, Q_wz- количество теплоты, отдаваемое стенкам цилиндра на участке сz». (Стр.162).

«Уравнения сгорания, написанные в том или ином виде, для любого случая сгорания топлива в двигателе решаются методом подбора температуры конца видимого сгорания t_z.

Характеристическое уравнение дает возможность выразить связь между параметрами рабочего тела в начале и конце сгорания с учетом изменения молекулярной массы, происходящего при сгорании:

λρ= μ∙ Т_z/Т_с (190)

Для цикла со сгоранием при V=const (ρ=1)

λ= μ∙ Т_z/Т_с (191)

Давление в конце сгорания (расчетное)

р_z= λρ_с (192)».

(Д.Н.Вырубов, стр.165).

Однако значения показателя μ тоже явно недостаточно для списания такого количества теплоты. Поэтому применяются следующие дополнительные способы:

«Величину коэффициента использования теплоты ξ _z принимают при расчете в соответствии с осуществляемым циклом, быстроходностью, способом смесеобразования и условиями охлаждения камеры сгорания рассчитываемого двигателя. Низкие значения ξ _z соответствуют не только усиленной теплоотдаче в стенки, но и догоранию в процессе расширения.

Ниже приведены пределы значений коэффициента использования теплоты ξ _z для двигателей различных типов при работе их с полной нагрузкой на номинальном скоростном режиме;

Карбюраторные двигатели 0.80-0.90

Дизели . . . . . . . . . . . . . . . . 0.65-0.80

Газовые двигатели . . . . . . 0.80-0.85»

(Д.Н.Вырубов, стр.165-166)

К этим способам для последующего расширения подбирается значение n₂=1.197 (стр. 376). Таким образом, тема лишнего количества теплоты оказывается закрытой, все вроде сошлось.

Но такое искусственное «закрытие излишков» приводит к другой неприятности для поршневой части двигателя. Данные из учебника МВТУ (стр. 373-376): Тb = 1134⁰К, Тz =1748⁰К, Та= 288⁰К и расчетная- без наддува Тс=748⁰К (с учетом наддува Тс=962⁰К). _t = 1- Тb –Та/ Тz - Тс =(1-0.846) ∙100= 15.4%. То есть, вместо расчетного значения _t =58.67%, мы по разности температур получим в поршневой части реального двигателя величину термического КПД 15.4%! Догадываетесь, почему вышел такой результат? Потому что, если верить формуле _t=1-1/ε^k-1 (δ₂=8.71, _t=1-1/δ₂^k-1) температура выхлопных газов данного двигателя должна быть Тb = 790⁰К (!!!), а не 1134⁰К. Если кто-то будет уверять, что КПД поршневой части с величины 15.4% увеличится до величины 58.67% за счет наддува, просим в такое чудо не верить. Наоборот, в таком случае получается «античудо». Если рассчитать по температуре конца сжатия с учетом наддува _t =1-(1134-288/1748-962)= -7.63 % (со знаком минус).

Если расчет имеет целью подогнать расчетные величины под фактический результат, то такой расчет необходимо считать произвольным. Такой расчет даст нужную величину _t для данных условий. Но стоит изменить условия задачи, как сразу становится очевидным, что такой метод расчета никуда не годится. В частности, А.Н. Воинов (стр. 169) для расчета величины термического КПД бензинового двигателя по формуле _t=1-1/ε^n-1 использует показатель политропы сжатия n=1.25. При таком показателе n термический КПД бензинового двигателя со степенью сжатия ε=10 составит_t=43.77%. Для данной величины степени сжатия цифра вроде бы удобоваримая. Применим такой же показатель политропы сжатия к расчету дизельного двигателя из учебника МВТУ им. Н.Э.Баумана. В этом случае окажется, что расчетный эффективный КПД данного дизельного двигателя составит 25.3%, вместо реальных 39,6%. То есть, динамика изменения КПД в зависимости от изменения степени сжатия при прочих равных условиях приобретает весьма непредсказуемый характер.

Неприятность ситуации основана на следующей элементарной истине:

При анализе термодинамических циклов по нашей классификации на основе законов термодинамики мы распределили теплоту между тремя субъектами процесса: работой, холодным источником и удаляемыми газами. При анализе теоретических циклов мы должны уточнить, как на этом этапе произойдет дополнительное перераспределение уже рассчитанных нами долей теплоты. То есть, сколько теплоты дополнительно будет отнято от доли работы и передано в долю холодного источника и удаляемых газов. При этом количество субъектов процесса у нас не изменилось. Ни одна часть теплоты просто так никуда не может исчезнуть. Она может быть либо превращена в работу, либо отдана холодному источнику, либо унесена с выхлопными газами. При этом, если долю теплоты (или ее часть), которая фактически была передана холодному источнику, мы отнесем к доле теплоты уносимой выхлопными газами (или наоборот), то расчет развалится. Для конкретной ситуации цифры можно подогнать, но стоит изменить условия задачи, как цифры поползут в разные стороны.

Что поразительно, при расчете параметров конкретного двигателя, теоретики при постановке условий задачи констатируют тип охлаждения двигателя (водяное или воздушное), но в дальнейших расчетах не учитывают, какое количество теплоты должна забрать система охлаждения. Та часть теплоты, которая отводится в систему охлаждения, списывается на выхлопные газы в виду чего и выходит приведенная выше картина с непонятным термическим КПД (то ли _t =58.67%, то ли _t =15.4%, а скорее всего _t = -7.63 %!). То есть, и на уровне анализа и расчета действительных циклов теория продолжает уверенно считать, что двигатель общается с холодным источником исключительно через выхлопную трубу.

По нашему мнению с момента перехода на анализ процессов сгорания и тепловыделения понятия термодинамических процессов газа V=const, Р=const и Т=const к теоретическим циклам применимы лишь условно. Фактически названия циклов говорят лишь об их базовых термодинамических идентификационных свойствах, а не о реальной сути процессов. Посмотрите внимательно рис. 43 и 47, на которых отражены индикаторные диаграммы бензинового (V=const) и дизельного (смешанный цикл) двигателей. Характер протекания давлений и температур, динамика их изменения по углам ПКВ практически совпадают полностью. А между тем, это циклы разных двигателей. Главным принципом анализа должен быть тезис: двигатель первичен, рассуждения о нем вторичны. Стремление и на уровне теоретических циклов привязать их к конкретным термодинамическим процессам газа и наделить их свойствами этих процессов приводит к перечисленным выше методологическим ошибкам в анализе и неправильным результатам расчетов.

Рассмотрим более подробно, в чем суть ошибок:

Предпосылка о том, что наименьшие потери теплоты в стенки цилиндра происходят при нахождении поршня в зоне ВМТ и что по мере движения поршня в сторону НМТ потери теплоты увеличиваются.

«В начале расширения идет интенсивное догорание топлива, а теплоотдача в стенки сравнительно невысока вследствие малых поверхностей стенок, омываемых горячими газами. При этом температура газов в начале расширения не падает, а часто даже несколько возрастает.

По мере опускания поршня догорание становится менее интенсивным, а теплоотдача в стенки растет, поэтому давление расширяющихся газов падает быстрее». (И.М. Ленин, стр. 134, подчеркнуто мной).

Аналогичного мнения придерживаются и остальные теоретики. Но при этом никто не обращает внимания на то, что данное утверждение противоречит постулату термодинамики об условиях изменения энтропии рабочего тела. 1. Догорание становится менее интенсивным; 2. Теплоотдача в стенки растет; 3. Давление расширяющихся газов падает быстрее. Следовательно, если процесс подчиняется законам термодинамики, температура расширяющихся газов тоже должна падать быстрее. Но показатель политропы расширения n₂ =1.15-1.2, который используют все теоретики, говорит о том, что вопреки термодинамике, теоретики не разрешают температуре расширяющихся газов падать быстрее (деваться-то некуда, излишки теплоты приходится списывать на выхлоп).

Приведенный вывод о малых потерях теплоты в стенки при положении поршня в ВМТ страдает еще одним совершенно очевидным недостатком. В момент нахождения поршня в ВМТ в положении 0⁰ ПКВ скорость поршня равна нулю (0). Количество совершаемой им работы тоже равно нулю (0). А количество потерь теплоты в стенки имеет конкретное значение. Соответственно потери теплоты в стенки в данной точке представляют собой отношение конкретного числа к бесконечности. Когда поршень выходит из положения 0⁰ ПКВ (допустим, переместился от 0 до 1⁰ ПКВ) он приобретает некоторую скорость и начинает совершать работу. При этом количество совершаемой работы и время, за которое эта работа будет совершена, приобретают конкретные значения. Отношение количества работы и скорости поршня к потерям теплоты в стенки составит величину удельных потерь теплоты в стенки в данной точке. По мере удаления поршня от ВМТ скорость увеличивается, количество работы увеличивается, удельные потери теплоты в стенки соответственно уменьшаются.

Фактически наибольшие (до 99%) потери теплоты в стенки цилиндра происходят в период нахождения поршня в зоне ВМТ от 0 до 25⁰ ПКВ. В подтверждение данного вывода предлагаем расчет двигателя ВАЗ-2110.

1). В период движения поршня от 0 до 12⁰ ПКВ: ход поршня от 0 до 12⁰ ПКВ- 1 мм. Коэффициент средней скорости поршня- 0.083. Среднее давление- 46 кг/см². Средний рычаг кривошипа 0.379 мм, Средний крутящий момент- 9.12 н/м. Средняя площадь поверхности камеры сгорания- 127.46 см². Средняя температура- 1347⁰ С. Средняя температура поверхности камеры сгорания 300⁰С.

2). При положении поршня в 24⁰ после ВМТ. Ход поршня от ВМТ- 3.95 мм. Коэффициент средней скорости поршня в данной точке- 0.32. Давление в данный момент- 45 кг/см². Крутящий момент- 93 н/м. Площадь поверхности камеры сгорания- 136.28 см². Температура- 2000⁰ С.

Сравнение с зоной ВМТ: Увеличение площади – в 1.08 раза. Давление не изменилось. Увеличение интенсивности теплоотвода по температуре в 1.6237 раза. Уменьшение времени прохождения поршнем расстояния в 1 мм в 3.84 раз. Уменьшение удельной площади охлаждения в 2.19 раза. Увеличение крутящего момента в 10.2 раза. Уменьшение удельных потерь теплоты в стенки цилиндра в данной точке в 22.3 раза.

3). При положении поршня в 40⁰ после ВМТ. Ход поршня от ВМТ- 10.49 мм. Коэффициент средней скорости поршня в данной точке- 0.51. Давление в данный момент- 30 кг/см². Крутящий момент- 165 н/м. Площадь поверхности камеры сгорания- 153.2 см². Температура- 1700⁰ С.

Сравнение с зоной ВМТ: Увеличение площади – в 1.202 раза. Давление уменьшилось в 1.5 раза. Увеличение интенсивности теплоотвода по температуре в 1.337 раза. Уменьшение времени прохождения поршнем расстояния в 1 мм в 6.12 раз. Уменьшение удельной площади охлаждения в 5.7 раза. Увеличение крутящего момента в 18 раз. Уменьшение удельных потерь теплоты в стенки цилиндра в данной точке в 102.6 раз.

4). При положении поршня в 55⁰ после ВМТ. Ход поршня от ВМТ- 18.69 мм. Коэффициент средней скорости поршня в данной точке- 0.6. Давление в данный момент- 23 кг/см². Крутящий момент- 225 н/м. Площадь поверхности камеры сгорания- 174.14 см². Температура- 1485⁰ С

Сравнение с зоной ВМТ: Увеличение площади – в 1.37 раза. Уменьшение давления в 2 раза. Увеличение интенсивности теплоотвода по температуре в 1.13 раза. Уменьшение времени прохождения поршнем расстояния в 1 мм в 7.2 раз. Уменьшение удельной площади охлаждения в 9.29 раза. Увеличение крутящего момента в 24.67 раза. Уменьшение удельных потерь теплоты в стенки цилиндра в данной точке в 229 раз.

5. При положении поршня в 82⁰ после ВМТ. Ход поршня- 35.75 мм. Коэффициент средней скорости поршня в данной точке- 0.64. Давление в данный момент- 9.6 кг/см². Крутящий момент- 180 н/м. Площадь поверхности камеры сгорания- 197.72 см². Температура 1325⁰ С.

Сравнение с зоной ВМТ: Увеличение площади – в 1.54 раза. Уменьшение давления в 4.8 раза. Уменьшение интенсивности теплоотвода по температуре в 1.02 раза. Уменьшение времени прохождения поршнем расстояния в 1 мм в 7.68 раз. Уменьшение удельной площади охлаждения в 24.4 раза. Увеличение крутящего момента в 19,7 раза. Уменьшение удельных потерь теплоты в стенки цилиндра в данной точке в 480 раз.

Соответственно, для учета потерь теплоты в стенки цилиндра значение имеет период изменения состояния рабочего тела от 0 до 25⁰ ПКВ. Дальнейшие потери не могут оказать заметного влияния на термический КПД цикла.

Поэтому максимальное значение показателей ρ и ρ_t, характеризующих изменение внешнего параметра, должно быть ограничено величиной 1.55. При выходе поршня из зоны ВМТ эти показатели должны иметь значение равное 1.

Помимо этого, влияние потерь теплоты в стенки после 25⁰ ПКВ на процесс расширения можно игнорировать полностью и использовать для расчетов результата последующего расширения показатель политропы в пределах 1.37-1.39 с учетом незначительного совокупного влияния изменения молекулярной массы, возросшей теплоемкости продуктов сгорания, неполноты сгорания на процесс последующего расширения. Использование в рассматриваемом нами примере расчета дизельного двигателя показателя политропы n₂ =1.197 (почти изотерма) ничем абсолютно не оправдано.

Подход теории ДВС к оценке процессов, происходящих в зоне ВМТ бензинового двигателя следующий: «Если конечной целью расчетов изменения состояния рабочего тела является определение экономичности и эффективности рабочего цикла, необходимость расчетов изменения параметров рабочего тела в период сгорания отпадает, так как изменение состояния происходит вблизи в.м.т. При этом изменение объема рабочего тела в период сгорания основной части топлива весьма незначительно и, следовательно, характер тепловыделения относительно мало влияет на работу, получаемую за этот период». (Д.Н. Вырубов, стр. 160, выделено мной).

Действительно количество работы, совершаемой циклом в зоне ВМТ, мало влияет на экономичность и эффективность цикла (за период 0-12⁰ ПКВ совершается менее 0.1% от всего количества работы цикла). Но: 1. Нас не интересует работа, совершаемая рабочим телом на указанном участке. Нас интересует, в какой степени на указанном участке изменяется состояние рабочего тела. Изменение же состояния рабочего тела в изохорном процессе характеризуется не изменением его объема и количеством совершенной работы, а изменением давления и температуры. Значения давления и температуры, изменившиеся в результате совершения условного изохорного процесса, нужны не для расчета количества работы, а для расчета того, насколько увеличится отвод теплоты в стенки из-за этого изменения. 2. Почти вся работа цикла совершается после 15⁰ ПКВ. Почти все потери теплоты в стенки происходят от ВМТ до 25⁰ ПКВ.

Если исключить из рассмотрения теплоту компенсации, то наиболее значительная часть потерь свободной энергии в стенки происходит не в связи и не в период совершения циклом работы.

Исходя из допущения о том, что в теоретическом цикле с изобарным процессом подвода теплоты в период сгорания изменяется объем (площадь стенок), теория считает, что в период основной фазы тепловыделения происходит увеличение потерь теплоты в стенки. Поэтому показатель ρ влияет на термический КПД цикла. Но, исходя из допущения, что в цикле V=const объем рабочего тела не изменяется, теория считает, что показатель λ на КПД цикла не должен влиять. Как видно из приведенной выше цитаты, допущение о малом изменении состояния рабочего тела принимается на основании того, что количество совершаемой в зоне ВМТ работы мало и поэтому не влияет на КПД цикла.

То есть, теория на основе частной предпосылки (объем не изменяется и количество работы мало) принимает общую предпосылку (состояние рабочего тела не изменяется) и приходит к ложному выводу о том, что изменение состояния рабочего тела происходит только при изменении его объема. При этом грубейшим образом игнорируется положение термодинамики о том, что внутренняя энергия термодинамической системы является однозначной функцией каких-либо двух независимых переменных. Изменение состояния рабочего тела при подводе теплоты может характеризоваться только на основе изменения двух переменных из величин: Р, V и Т. В цикле с V=const суммарное изменение интенсивных величин Р и Т будет равно суммарному изменению величин V и Т в цикле с Р=const и изменению Р и V в цикле с Т=const при условии равенства степени сжатия и подвода одинакового количества теплоты.

Приведенный выше расчет тепловых потерь цикла в зоне ВМТ в зависимости от площади стенок цилиндра, давления и температуры показывает, что показатель изменения площади стенок, если исключить из рассмотрения увеличение давления и температуры, имеет наименьшее влияние на количество потерь.

Так у двигателя ВАЗ с ε=10 (ход поршня 71 мм, диаметр поршня 82 мм) площадь поверхности КС (камеры сгорания) в момент ВМТ S= 126.18 см². При достижении поршнем точки Тb (140⁰ ПКВ после ВМТ) площадь стенок цилиндра увеличивается на 154 см², общая площадь - 280,18 см², увеличение – в 2.22 раза. В то же время показатель давления увеличивается в 3.8 раза. Точно так же увеличивается показатель температуры.

Поскольку площадь стенок увеличивается постепенно на всем протяжении хода поршня, а температура и давление увеличиваются почти сразу и именно в зоне ВМТ, основное влияние на динамику увеличения потерь оказывают давление и температура. Но показатель λ убеждает нас в том, что изменение давления в зоне ВМТ никоим образом не влияет на количество тепловых потерь цикла. Так из расчета учебника МВТУ им. Н.Э.Баумана следует: Тс=962⁰К (с учетом наддува), Тz=1748⁰К, ρ=1.55, λ=1.21. Согласно расчету изменение площади стенок камеры сгорания в период подвода теплоты на величину ρ повлекло увеличение отвода теплоты и соответственно уменьшило термический КПД на 2.86% по сравнению с идеальным циклом. А вот увеличение давления на величину λ=1.21 и температуры от Тс=962⁰К до Тz= 1748⁰К на отводе теплоты никаким образом не отразилось.

Если на основании приведенных цифр рассчитать, какие реальные потери произойдут в ВАЗ-2110, то выйдет следующая картина: Увеличение площади поверхности КС при ρ=1.55 +11.3 см² или в 1.09 раз. Считаем, что средняя температура поверхности камеры сгорания равна 300⁰С. Интенсивность охлаждения в связи с изменением давления и температуры увеличилась в: 1448/662 ∙ 1.21=2.65 раза.

Тем не менее, теория считает, что такое изменение внутреннего состояния газов на отводе теплоты не должно сказываться. Из дальнейшего расчета следует, что якобы изменение молекулярной массы в начале и в конце сгорания (λρ= μ∙ Т_z/Т_с), неполнота сгорания в виде низкого ξ _z=0.7 и сверхвысокая теплоемкость газов с n₂=1.197, из-за которой они практически не отдают теплоту для совершения работы и есть те таинственные факторы, которые забирают часть теплоты цикла. Но в связи с первым законом термодинамики: 1. Формула λρ= μ∙ Т_z/Т_с свидетельствует о том, что расчетный показатель Тz оказался больше, чем должен быть. Если максимальная температура действительного цикла на самом деле оказалась меньше, чем мы ожидали, то надо выяснять, по какой причине в расчетах появились излишки теплоты. Причин не много, а на данном этапе (поскольку выхлоп еще не произошел), всего одна. Теплота ушла в стенки и это должно быть отражено в формуле расчета, через показатели подвода теплоты. 2. Если часть теплоты потом уйдет с выхлопными газами, то это должно быть выражено через значение Тb. Если результат расчета правильный, то Тb будет соответствовать реальным величинам и не изменит первоначально рассчитанную величину термического КПД. 3. Если расчет неправильный, то расчетное значение Тb окажется больше реального и мы в конце по разнице температур Т₁ и Т₂ получим такое значение термического КПД, от которого все придут в изумление. 4. Применение не состыкованных между собой множителей называется подгонкой результата расчета под факт, а не теоретическим расчетом цикла.

Пример расчета карбюраторного двигателя со стр. 396-397 учебника МВТУ им. Н.Э.Баумана: 1. Потери теплоты от химической неполноты сгорания: ∆Ни= 1380 ккал/кг. 2. Внутренняя энергия 1 кмоль смеси в конце сжатия Uс=2420 ккал/кмоль. 3. Внутренняя энергия продуктов сгорания U"_z=16850 ккал/кмоль. Т.е. в чистом виде не должно сгореть 9.56% смеси! Но анализ выхлопных газов покажет, что не сгорело не более 1.5% смеси. Далее для уменьшения величины Рz применяется поправочный множитель φ=0.85. Называется, температуру и давление сбили. Но у любопытствующего читателя может возникнуть вопрос: куда в таком случае уходят 15% располагаемой теплоты цикла? Правильно, эта теплота приписывается к температуре выхлопа.

При проведении стендовых испытаний двигателя с ε=20.5 мы убедились, что в среднем количество картерных газов составляют примерно 3% от циклового расхода воздуха. Если считать, что половина картерных газов являются продуктами сгорания, то вторая половина- это горючая смесь. Считается, что поскольку горючая смесь возвращается в цилиндр, указанный процесс на работу двигателя не влияет. Однако расчеты и работа реального двигателя показывают, что влияние данного фактора значительно более весомо, чем влияние диссоциации-рекомбинации и некоего предполагаемого теоретиками химического равновесия состава продуктов сгорания.

Примерно половина (в нашем случае, примерно 1.5% от объема цилиндра) картерных газов – это продукты сгорания. То есть, инертные газы, которые в работе цикла не участвуют, а просто занимают некоторый объем цилиндра. Это означает, что поступление в цилиндр инертных картерных газов в количестве 1.5% уменьшает поступление в цилиндр свежего атмосферного воздуха на такое же количество. Значит и количество работы цикла уменьшается на такое же количество.

Соответственно, потери через неплотности и зазоры составляют примерно 30% от всех потерь цикла на линии расширения. Все остальные виды потерь - от изменения молекулярной массы, теплоемкости, диссоциации, неполноты сгорания суммарно не превышают 2.5-3% от общих потерь цикла.

Поэтому расчет КПД цикла должен производиться не на основе мифических зависимостей от перечисленных выше показателей, а на основе учета реального количества теплоты, отводимой в стенки с учетом динамики изменения давления и температуры при неизменной площади. Влияние данного показателя, по нашему мнению, должно быть отражено следующим образом: изменение давления отражается через показатель λ. Изменение температуры должно быть выражено через соотношение средней температуры зоны ВМТ к максимальной температуре цикла, γ =Тz/Тср. Влияние изменения температуры и давления на количество потерь теплоты в стенки должно быть отражено в знаменателе формулы путем замены (λ-1) на выражение ∆λ ∙ 1/ γ. В этом случае формула расчета термического КПД цикла дизельного двигателя со смешанным подводом теплоты будет иметь вид: _t =1-[λρ^k -1/ ε^n1-1(∆λ∙1/γ +∆ ρkλ). Проигнорируем влияние наддува на показатели отвода теплоты и температур и продолжим приведенный выше расчет дизельного двигателя: _t =1-(1.21∙1.55^1.367 -1)/13.5^0.317 ∙ (0.21∙0.77 +0.55∙1.367∙1.21)=(1- 1.2028/2.4449) ∙100%= 50.80%.

То есть, при учете влияния изменения давления и температуры на отвод теплоты в стенки величина термического КПД данного цикла составит 50.8%. Если же учесть влияние наддува на увеличение температуры конца сжатия, то цикл будет иметь _t =49.23%. А если учесть влияние потерь смеси через неплотности, теплоемкость и пр., то мы безо всяких подтасовок получим к индикаторный КПД 43.5%.

Если же степень сжатия цикла будет отвечать условию Тz=Тс и Рz=Рс то показатели λ, ρ и γ будут равны 1 и влияния на величину неизбежных потерь теплоты цикла не будут оказывать.

Для того, чтобы определиться с циклом бензинового двигателя вернемся к приведенному выше подходу теории к его анализу. Для начала зададимся вопросом о том, какой цикл в учебнике анализируется. Согласно описанию, цикл имеет признаки: постоянное рабочее тело, адиабатные процессы сжатия и расширения, подвод и отвод теплоты по изохорам. То есть, речь идет о замкнутом идеальном цикле с подводом теплоты по процессу V= const, а не о разомкнутом теоретическом цикле.

При этом: 1). В любом из известных термодинамике 3-х (?) замкнутых циклов имеется только два потребителя теплоты: работа и холодный источник. 2). При условии подвода равного количества теплоты и равенства степеней сжатия, в закрытых термодинамических системах теплота в силу равновесности термодинамических процессов идеального газа будет распределена между данными потребителями в одинаковых соотношениях независимо от того, на каких процессах идеального газа цикл построен.

Это означает, что теория ДВС под видом теоретического цикла с подводом теплоты по V=const дает нам анализ и формулу идеального замкнутого цикла с наивысшим термическим КПД.

Т.е. сложилась парадоксальная ситуация, когда теория с одной стороны утверждает, что двигатель не может работать по идеальному циклу, а с другой стороны расчет термического КПД теоретического цикла производится по формуле идеального цикла.

Основой расчета экономичности и эффективности всех теоретических разомкнутых циклов должна стать формула базового термодинамического разомкнутого цикла: _t = 1- 1/ ε ^n1-1, из которой следует что, цикл является разомкнутым и подведенная теплота распределяется между тремя потребителями: 1). преобразована в работу (1- 1/ ε ^n1-1). 2). отведена холодному источнику (через показатель n₁) и 3). удалена с рабочим телом (через соотношение 1/ ε ^n1-1).

В идеальном замкнутом и термодинамических разомкнутых циклах совершается воображаемый процесс подвода теплоты. В зависимости от вида процесса подвод теплоты может быть мгновенным (при постоянном объеме) или растянутым во времени (при постоянном давлении или температуре). Задачи, стоящие перед этими циклами, не требуют от нас выяснения вопроса о том, как изменяется состояние рабочего тела в процессе подвода теплоты. Анализ теоретических циклов требует исследования непосредственных процессов сжатия, сгорания и расширения. Процесс тепловыделения (даже, если он протекает в виде объемного взрыва) не может быть мгновенным. Изменение состояния рабочего тела в нормальном процессе, если даже он протекает в зоне ВМТ, это явление, растянутое во времени. Признание тепловыделения мгновенным процессом вообще исключает возможность и необходимость его исследования, как многостадийного явления. Поэтому указанное допущение к теоретическим циклам не должно применяться. Выражение «цикл с подводом теплоты по изохоре» в теоретических циклах должно использоваться лишь для идентификации цикла и вида процесса, а не для ложного утверждения, что якобы вся теплота подводится мгновенно в ВМТ.

3. Еще одной причиной, приводящей к ошибкам при анализе теоретических циклов, является неправильное понимание основных фаз тепловыделения.

В теории ДВС принято допущение о том, что процесс видимого сгорания считается оконченным в момент достижения в цилиндре максимального давления. Пытаясь подогнать работу реального двигателя под это допущение, теоретики держатся примерно одной позиции в вопросе о том, когда завершается основная фаза сгорания в действительных циклах.

«Для цикла двигателей с принудительным зажиганием кривая изменения давления при сгорании заменяется изохорой, так как в двигателях этого типа процесс сгорания протекает быстрее, и давление достигает максимума ближе к ВМТ. В этом случае начало и конец периода видимого сгорания (точки с и z) лежат на изохоре V_с= const». (Д.Н. Вырубов, стр. 161 ).

«В форсированных быстроходных дизелях фактор динамичности достигает 0,9-1,0, т.е. все топливо впрыскивается до самовоспламенения. При этом максимальная скорость нарастания давления во время сгорания достигает 15 и более кГ/(см²·град). В нефорсированных дизелях максимальная скорость нарастания давления обычно находится в пределах 3-6 кГ/(см²·град). Эти величины значительно превышают жесткость сгорания в бензиновых двигателях, где эта скорость составляет 1,5-2 кГ/(см²·град), что определяет мягкую с малым шумом работу таких двигателей». (Стр. 142-143, таково мнение и других теоретиков. Подчеркнуто мной).

Это положение можно уточнить еще одним: скорость нарастания давления ∆р/∆φ, отнесенная к углу поворота коленчатого вала, является также показателем характеризующим интенсивность тепловыделения, который выражается через коэффициент тепловыделения ξ. И дополнить другим положением: количество располагаемой теплоты Q_Т в двигателе с принудительным зажиганием с α=1 существенно больше, чем в двигателе со смешанным подводом теплоты с α >1,3-1,4.

В связи с этими дополнениями возникает вопрос: в каком из указанных двигателей интенсивность выделения теплоты и показатель ξ, отнесенный к углу поворота коленчатого вала dq/dφ, должен быть больше? Ответ ясен- в бензиновом, поскольку, как утверждает теория, основная фаза сгорания в нем протекает у ВМТ (т.е. по циклу с V=const). Но приведенные цифры говорят, что это не так. В реальном бензиновом двигателе скорость нарастания давления ∆р/∆φ примерно в 3-10 раз меньше, чем в дизельном.

Тогда почему теория пытается убедить нас в том, что «в двигателях этого типа (т.е в бензиновых с внешним смесеобразованием) процесс сгорания протекает быстрее, и давление достигает максимума ближе к ВМТ» и на основании этого утверждения принимает допущение о том, что сгорание смеси в теоретическом цикле бензинового двигателя якобы происходит в ВМТ, а в теоретическом цикле со смешанным подводом теплоты дизельного двигателя процесс тепловыделения растянут по углам поворота коленчатого вала? Ведь, если процесс сгорания в бензиновом двигателе протекает быстрее, то и показатель нарастания давления в нем должен быть выше, чем в дизельном двигателе.

Как видно из приведенных выше цитат, термический КПД любого теоретического цикла якобы будет максимальным, если осуществить ввод всей теплоты в ВМТ. Осмелимся заявить, что подобное утверждение никакого отношения ни к термодинамике, ни к теории ДВС не имеет в виду следующего: 1. Если мы ведем речь о цикле, основанном на термодинамических процессах идеального газа, то это не верно по определению. Все процессы идеального газа являются равновесными. Приписывание одному из процессов идеального газа (V= const) каких-то особых свойств, противоречит постулатам термодинамики. 2. Если мы ведем речь о теоретическом цикле, основанном на процессах реального газа, то должно быть объяснено, каким образом величины Р, V и Т данного вида процесса оказываются больше, чем в других видах процессов. 3. Если речь идет о действительном (единичном рабочем) цикле, то каждый раз надо гадать и ждать, в какую сторону повернется коленчатый вал, если весь процесс тепловыделения произойдет в ВМТ.

Если речь идет о теоретическом обосновании принципов работы реального двигателя, то утверждение о необходимости подвода всей теплоты в ВМТ является нелепым. Этого не может быть уже по самому определению ВМТ- мертвая точка. Поршень в этой точке неподвижен. Как бы велико ни было давление над ним, неподвижный поршень не может совершать работу. Приведенная ниже таблица перемещения поршня в функции от угла поворота кривошипа ВАЗ-2110 показывает, как «мертвый» в ВМТ поршень постепенно «оживляется» и приобретает наибольшую активность в 82⁰ ПКВ. А приведенный выше расчет показывает, что удельные потери теплоты в стенки цилиндра в зоне ВМТ (0-12⁰ ПКВ) в сотни раз превышают потери в зоне 82⁰ ПКВ.

Газовые двигатели Филиппа Лебона (1801 год) Этьена Ленуара (1860 год) и затем Августа Отто (1864 год) не имели кривошипа. Шток-рейка поршня, который не отклонялся от оси движения поршня, посредством шариков и сухариков на такте расширения соединялся со специальным колесом (валом отбора мощности) и приводил его во вращение, а на такте выхлопа отсоединялся. При этом смесь перед поджиганием не сжималась, т.е. Рс было равно Ра. Горение смеси было детонационным. В таких двигателях максимальное давление в ВМТ (причем ВМТ таких двигателей исчислялось не крайне верхним или нижним, а средним положением поршня на момент начала рабочего такта) создавало максимальный крутящий момент на принимающем колесе.

В 1875 году французский инженер Бо Де Рош опубликовал теоретические принципы работы гипотетического на тот момент двигателя внутреннего сгорания работающего по четырехтактному циклу с подводом теплоты в ВМТ. Через два года в 1877 году А. Отто самостоятельно (не зная о публикации Бо Де Роша) построил такой двигатель с кривошипом и сжатием смеси. При этом выяснилось, что сжатая горючая смесь перестает детонировать и сгорает в довольно длительный (по сравнению с детонационным сгоранием) период времени. Газовые двигатели Отто имели (К.В.Рыжков, рис.57-2, стр. 224) степень сжатия 2 Рс в них не превышало 3 кг/см². Созданный в 1883 году бензиновый двигатель Даймлера имел такую же степень сжатия, процесс горения в нем был ламинарный и по нынешним меркам двигатель был чрезвычайно тихоходным (максимальное число оборотов n=320 об/мин).

В приведенном на рисунке 57-2 двигателе в момент совпадения направлений движения угловая скорость обода принимающего колеса и скорость поршня должны быть одинаковыми. Для получения эффективной работы их скорость должна быть (по сравнению с современным кривошипным механизмом) чрезвычайно маленькой, в противном случае вся энергия расширяющихся газов уйдет на придание быстрого (или немедленного) ускорения поршню. Кроме того, если поршень начнет удаляться от ВМТ с большой скоростью, начавшийся процесс горения смеси вследствие быстрого расширения и охлаждения не получит развития, двигатель перестанет работать.

В двигателе с коленчатым валом путь кривошипа и ход поршня при повороте вала на 360⁰ находятся в соотношении 3,1415926:1. В зависимости от значения λ (отношения длины шатуна к кривошипу) их скорости в верхней части цилиндра совпадают в 2-х точках, примерно, в 75-85⁰ поворота вала до и после ВМТ. Угловая скорость кривошипа при этом величина постоянная, т.е. прямая линия диаграммы, а скорость поршня на диаграмме синусоидная линия (см. ниже рис. 227).

Скорости распространения фронта пламени от очага, протекания предпламенных реакций и сгорания сжатой смеси та же синусоида, но с другими параметрами. Причем величины этих параметров зависят от степени сжатия двигателя. Если в первых бензиновых двигателях сгорание смеси происходило во фронте ламинарного пламени, и скорость распространения такого фронта измерялась в десятках сантиметров (20-50), то в современных быстроходных бензиновых двигателях со степенями сжатия выше 10, скорость распространения турбулентного фронта пламени исчисляется в десятках, а то и сотнях метров в секунду (до 200). За истекшее столетие бензиновые двигатели стали совершенно другими, но теоретические правила, обосновывающие их работу, остались прежними.

На сегодня вопрос несоответствия данного теоретического допущения реальным условиям протекания рабочих процессов в двигателях с внешним смесеобразованием имеет не только теоретическое, но и принципиальное практическое значение в силу следующего:

1. При построении любого двигателя сначала производится его теоретический расчет. Пример такого расчета для дизельного двигателя с ε=13,5 приводится на стр. 370-398 учебника «Теория рабочих процессов поршневых и комбинированных двигателей». Как видно из примера, используя положения теории, сначала рассчитываются примерные характеристики теоретического расчетного цикла проектируемого двигателя. Эти характеристики в случае соблюдения поставленных условий при построении двигателя будут получены. Причем показатели теоретического расчета и показатели действительного цикла (индикаторного, эффективного КПД и средних давлений) увязаны между собой определенными зависимостями и могут быть перепроверены как по нисходящей (расчет от теоретического к эффективному), так и по восходящей (расчет от эффективного к теоретическому).

2. Таким же образом нами производились расчеты показателей своих бензиновых двигателей со степенями сжатия выше 17. Но при сравнении результатов расчетов и реальных показателей двигателей выходила странная, противоречащая элементарной логике и математике картина.

Расчеты среднего давления теоретического цикла двигателей автора по формуле: Р_t=Р_α∙εⁿ¹ /ε-1[(ρ-1)+λ∙ρ/n₂-1(1-1/δ^n2-1)-1/n₁-1(1-1/ε ^n1-1)] показывали, что количество работы совершаемое средним давлением увеличилось, допустим в полтора раза, а экономичность цикла, рассчитываемая по формуле _t= 1- 1/ε^k-1, всего на одну пятую, хотя элементарная математическая логика говорила, что и экономичность цикла должна измениться во столько же раз.

3. Оказалось, что с такой ситуацией сталкивались и другие авторы. Так, по данным И.М. Ленина (стр. 186 и стр.193 т.1) _i дизеля при α=1,2 составляет 44%. На стенде были установлены (табл.23-б, стр. 193) следующие значения _i действительных циклов бензиновых двигателей с ε=9,1 и 10 в зависимости от числа оборотов:

Таблица 23-б

При этом соотношение потерь теплоты в теоретическом и действительном циклах бензинового двигателя составило 0,83. Соответственно _t теоретического цикла двигателя с ε=10 при _i=0,33 должен составить 39,8%.

Но при расчете по приведенной выше формуле (_t= 1- 1/ε^k-1) термический КПД теоретического цикла бензинового двигателя со степенью сжатия 10 составляет 60,17%. Если считать этот показатель правильным, то эффективный КПД расчетного двигателя (_i=0,83_t, _е=0,8_i) должен быть _е 40%, а не 26,4%, которые на стенде показал указанный выше двигатель (т.е. на 13,6% меньше).

Таким образом, между теоретическим расчетом и показателями действительного цикла двигателя с внешним смесеобразованием при переводе термического КПД в индикаторный возникает «черная дыра», в которую исчезает, примерно 20% от показателя термического КПД. И, наоборот, при переходе от индикаторного к термическому КПД вдруг ни откуда и из ничего появляется та же самая «прибавка».

А.Н. Воинов тоже отмечает странные особенности теоретического цикла со сгоранием при постоянном объеме: «Достигаемый при этом выигрыш в относительных значениях максимальных _i, отвечающих минимумам индикаторных удельных расходов топлива по регулировочным характеристикам при различных степенях сжатия для ряда серийных двигателей показан на рис. 84 заштрихованной зоной 4. Видно, что увеличение топливной экономичности оказывается существенно большим с ростом степени сжатия теоретически возможного при неизменном составе смеси». (стр.169, выделено мной).

Как видно из диаграммы на рис. 84, при увеличении степени сжатия от 6,5 до 9 увеличение термического КПД (кривая 1) по формуле _t=1-1/ε^n-1 (показатель политропы n=1.25) составляет 1,12, а двигатели на стенде (кривые 4) показали увеличение _i соответственно на 1,15 и 1,19.

Но извините. Выше мы определились, что если исходить из второго закона термодинамики располагаемая теплота идеального цикла может быть превращена в работу и теплоту компенсации в соотношении 89.53% и 10.47%. Т.е. установили теоретически возможный предел термического КПД замкнутого цикла тепловых машин. Точно таким же образом должны быть установлены пределы теоретически возможных величин КПД для всех циклов от термодинамического до действительного. Но если после этого двигатель на стенде покажет рост КПД выше теоретически возможного, то такая теория не стоит ни гроша. Если теория правильная, она должна не изумлять теоретиков такими странностями (мол, теория тут ни при чем, просто двигатель самовольничает и не подчиняется нашим теоретическим установкам), а точно показывать, что и как должно происходить. Именно этой своей особенностью наука отличается от народных сказок.

По данным всех источников фаза активного сгорания начинается с момента отрыва линии сгорания от линии сжатия без горения и завершается при Р_maх при достижении фронтом пламени стенок цилиндра, т.е. когда исчезает видимое пламя. В то же время согласно индикаторным диаграммам (см. выше рис. 43 и 47) точка Т_maх достигается значительно позже после Р_maх. Причем в диаграммах и дизельного и бензинового двигателей динамика роста кривой температуры одинаковая. 2/3 от величины ∆Т достигается в точке Р_maх, а 1/3 увеличения величины ∆Т достигается от точки Р_maх до точки Т_maх..

В связи с этим возникает вопрос: если основное количество смеси сгорело в предшествующий точке Р_maх период (в период видимого сгорания), то чем тогда объяснить, что температура Т_maх достигается значительно позже? Тем более, что фаза периода до Р_maх приходится на период малого изменения объема рабочего тела. А вот в период прохождения поршнем расстояния между точками Р_maх и Т_maх ему для совершения работы передается существенное количество теплоты. Тем не менее, температура продолжает интенсивно увеличиваться. В данном случае (рис. 43 и 47) увеличилась примерно на 500⁰С. Для объяснения этого явления могут быть выдвинуты 2 версии: 1. Между моментами выделения теплоты и нагреванием рабочего тела лежит временной отрезок. Если бы таковой был, можно было назвать его «периодом задержки нагревания рабочего тела». 2. Или же наиболее интенсивное горение и тепловыделение происходят на участке диаграммы, центром которой является точка Т_maх.

Поскольку никаких оснований полагать, что есть еще и «период задержки нагревания» не имеется, придется согласиться со вторым вариантом ответа. О том, что наиболее интенсивное тепловыделение происходит после того, как фронт пламени дошел до стенок цилиндра.

Это подтверждается и рис. 77 (стр. 160, А.Н.Воинов). Представим, что на нем изображена картина двигателя ВАЗ-2110, в котором в 14⁰ поворота коленчатого вала после ВМТ завершилось распространение фронта пламени и достигнуто значение Рz.

Введем данные из опытов Н.В.Иноземцева и В.К.Кошкина, на которые на стр. 125-126 ссылается А.Н.Воинов: n=1500 об/мин, u_т=18 м/с, глубина зоны горения δ_т=25 мм. Диаметр поршня 82 мм. Значит, в диаметре 32 мм в центре камеры сгорания процесс сгорания в основном завершился. Примем к сведению, что интенсивность тепловыделения подчиняется экспериментально установленной закономерности выгорания смеси с равномерным стехиометрическим составом смеси, отраженной в таблице 77-а.

Таблица 77-а

А.Н.Воинов, стр. 126.

Аналогичная закономерность установлена и другими исследователями. В частности, Д.Д.Брозе ссылается на исследования процесса сгорания в бомбе Льюиса и фон Эльбе, которыми было установлено, что основная часть заряда вследствие поджатия горючей смеси продуктами сгорания смещается к стенкам и смесь в бомбе сгорает в соответствии с приводимой диаграммой. Как видно из нанесенной автором координатной сетки, примерно за последние 20% времени от всего времени сгорания в бомбе сгорает примерно 80% от всего количества смеси.

Если произвести расчет согласно рис. 77 схемы мгновенных положений фронта пламени и методике используемой А.Н.Воиновым, то выходит следующая картина: в момент, когда фронт пламени дошел до стенок цилиндра, в объеме смеси в количестве (8,04 см² х 0,9544 см) 7,67 см³ (18% смеси) активная фаза горения завершилась и там идет процесс догорания остатков компонентов

Д.Д.Брозе, рис. 20, стр. 27.

горючей смеси. В остальной части смеси количеством (44,76 см² х 0,9544 см) 42,72 см³ (82% смеси), охваченной процессом сгорания, происходят процессы: 1) В пограничном с выгоревшей зоной слое смеси идет процесс, интенсивность которого соответствует концу таблицы. 2) В слоях смеси у стенок цилиндра только начался процесс горения и его интенсивность соответствует началу таблицы, 3) Если учесть, что в результате поджатия выгоревшей зоной, основное количество смеси сместилось к стенкам цилиндра (см. расчет А.Н.Воинова на стр. 167-168, из которого следует, что в пристеночном слое толщиной всего 0.5 мм заключено 18% смеси), то окажется, что на данный момент в продукты сгорания превратилось меньше (примерно 45%) половины горючей смеси. Следовательно, через 11^о (рис.81) поворота коленчатого вала после точки Р_maх процесс тепловыделения у стенок цилиндра приобретает интенсивность, соответствующую данным конца таблицы Н.В. Иноземцева и В.К.Кошкина и диаграммы Д.Д. Брозе. Поэтому температура растет, несмотря на начавшийся активный процесс расширения.

Но вопреки результатам экспериментов научная литература утверждает: 1. В момент, когда фронт пламени дошел до стенок цилиндра, в цилиндре создается максимальное давление Р_maх. 2. В момент, когда фронт пламени дошел до стенок цилиндра, в сравнительно небольшом пристеночном слое в результате поджатия оказывается сосредоточенной не меньше половины горючей смеси! 3. И именно в тот момент, когда во фронт пламени вовлекается половина смеси, основную фазу сгорания следует считать законченной!!!

В связи с этим возникает вопрос: какие же таинственные процессы могут привести к столь неожиданному завершению горения во фронте пламени в указанный момент? Можно предположить только 2 варианта развития процесса: 1. Либо по достижении фронтом пламени стенок цилиндра процесс горения затухает. 2. Либо процесс горения смеси, находящейся во фронте пламени в указанный момент приобретает мгновенный характер.

Оба приведенных предположения следует признать необоснованными. Если считать, что по достижении фронтом пламени стенок цилиндра процесс горения заканчивается, то вместе с давлением должна падать и температура. Но экспериментальные данные свидетельствуют о том, что температура продолжает увеличиваться. Помимо этого и состав выхлопных газов свидетельствует о нормальном протекании горения. Если же считать, что процесс горения приобретает мгновенный характер, то согласно данным таблицы И.М. Ленина ( стр. 16, т.1) давление в указанной точке мгновенно должно повыситься от 54 до 96 кг/см².

Экспериментальные данные утверждают, что как только смесь, сосредоточенная в пристеночном слое, вовлекается во фронт пламени, сгорание становится наиболее интенсивным. До этого момента процесс тепловыделения развивается с нарастающей скоростью, путем вовлечения во фронт пламени все большего количества смеси. В указанный момент, за относительно короткий по сравнению с предшествовавшим периодом отрезок времени, во фронт пламени оказывается одновременно вовлеченной примерно половина смеси. Поэтому в дальнейшем температура растет, несмотря на начавшийся процесс интенсивного расширения и падения давления.

Объясняя данный феномен, проф. Н.А.Иващенко высказал следующее: «Если температура в разных точках камеры сгорания разная, то она будет выравниваться. И выравнивание будет идти некоторое время. Градусов 5-6 поворота. А давление выравнивается за доли градуса».

С таким объяснением можно было бы согласиться, если бы не некоторые нюансы тепловой теории, которые говорят: 1. Если идет процесс выравнивания, то температура в контрастных зонах будет стремиться к средней величине, а не к максимальной. 2. Если мы допускаем возможность выравнивания температуры в слоях газа с чрезвычайно низкой теплопроводностью за 5-6 градусов поворота, то тогда необходимо признать, что слои газа, омывающие металлические стенки цилиндра с высокой теплопроводностью, за эти же 5-6 градусов должны просто замерзнуть. 3. В расширяющемся замкнутом сосуде температура и давление должны уменьшаться. Но если температура в процессе расширения не просто не уменьшается, а интенсивно увеличивается, то и процесс тепловыделения чрезвычайно интенсивный.

Если, игнорируя данные аргументы, кто-то все же будет настаивать на том, что наиболее интенсивная фаза тепловыделения заканчивается в точке Р_maх, то пусть законы тепловой теории отдыхают.

В теории есть выражение «фронт пламени». Все теоретики, за исключением небольших расхождений единодушно считают, что все процессы тепловыделения происходят во фронте пламени. Однако анализа того, какие процессы происходят в разных слоях самого фронта пламени, никто не дает.

Если исходить из приведенных выше таблицы Н.В. Иноземцева и В.К.Кошкина и диаграммы Д.Д. Брозе, фронт турбулентного пламени по характеру и интенсивности происходящих в нем процессов можно разделить на различные зоны: 1. Внешняя пограничная зона. В ней происходит активное перемешивание охваченных пламенем частей смеси с частями свежей смеси. Интенсивность горения в этой зоне низкая. Ширина зоны составляет примерно 60%-70% от общей глубины фронта пламени. 2. Зона основной фазы сгорания. Предпламенные реакции в этой зоне завершены. Произошла почти полная диффузия компонентов смеси. Скорость сгорания имеет максимальные значения для данных условий. Ширина зоны примерно 20%. 3. Зона догорания. Основное количество смеси выгорело. Происходит догорание оставшихся незначительных частей компонентов смеси. Ширина зоны примерно 10%.

Если обратиться к приведенным выше рис. 77, таблице 77-а и рис. 20 и сопоставить с индикаторными диаграммами на рис. 43 и 47, то получается, что зона сгорания основного количества смеси во фронте пламени приходится на зону вокруг точки Т_maх индикаторной диаграммы.

Из этого следует, что в действительном цикле двигателя с внешним смесеобразованием, как и в цикле дизельного двигателя, основное количество теплоты выделяется не в зоне ВМТ, а на расширении.

Наиболее подробное описание механизмов формирования, распространения фронта пламени и сгорания горючей смеси дано у А.Н.Воинова и Д.Д. Брозе. Но и у них не дается сведений о том, как связаны между собой: 1. Момент окончания распространения фронта пламени; 2. Момент, когда пламя перестает быть видимым; 3. Момент окончания сгорания.

Д.Д. Брозе считает, что между видимым пламенем и сгоранием имеется разница и делает следующее уточнение: «Наблюдается видимая скорость, которую назовем для большей точности изложения видимой скоростью пламени (не «сгорания»)» (стр. 24).

Нашими экспериментами с бензиновым двигателем с ε=20,5 на стенде установлены следующие соотношения: n=2000 об/мин, распространение фронта пламени от очага начинается в ВМТ, фронт пламени доходит до стенок цилиндра примерно в 14-18⁰ ПКВ. За это время сгорает примерно 18-20% горючей смеси, температура увеличивается от 620-650⁰С в ВМТ до 1100-1150⁰С на момент окончания распространения фронта пламени. Смесь в период распространения фронта пламени не поджимается к стенкам (иначе были бы детонации), сгорание основного количества смеси (примерно 80%) происходит в период от 14-18 до 30-35⁰ ПКВ.

Прочитав в первом издании «Термодинамических циклов» приведенные данные, Н.А. Иващенко высказал следующее:

«Уважаемый изобретатель, если фронт пламени через 14 градусов п.к.в. дошел от свечи до противоположной стенки камеры сгорания, то уже почти все сгорело (осталось догореть небольшому количеству смеси во фронте)».

На что можно ответить так:

«Уважаемый Николай Антонович! Если в двигателе со степенью сжатия 23 к 14⁰ ПКВ сгорит почти вся смесь то, давление Рz в цилиндре превысит 280 кг/см², температура дойдет до 3500⁰К. А это означало бы, что произошел объемный взрыв, и головка блока (сила гидроудара 14650 кГ) взлетела в воздух. Если не верите, возьмите калькулятор и посчитайте».

Действительно ли наиболее активная фаза сгорания протекает без видимого пламени, утверждать трудно. Можно выдвинуть только следующее предположение: Если только процесс сгорания между точками Рz и в зоне вокруг точки Тz происходит в отсутствие видимого пламени то, можно допустить, что видимое человеческим глазом горение не является обязательным признаком наличия цепной реакции. Особенно наглядно это проявляется при ламинарном двухстадийном процессе горения. В горючей смеси при увеличении температуры выше некоторых пределов образуются относительно нестабильные перекисные соединения, которые начинают разлагаться при их накоплении в достаточно высоких концентрациях. Распад перекисей сопровождается выделением теплоты и появлением сине-фиолетового свечения, так называемого холодного пламени, отчетливо различимого визуально в темноте. При дальнейшем повышении температуры (выше 500⁰С) распад и свечение прекращаются, так как при высоких температурах образование и существование перекисей становится невозможным. Дальнейшее нагревание смеси происходит без излучения света, в ней развиваются предпламенные реакции высокотемпературного механизма воспламенения и только потом появляется «горячее» пламя. Если исходить из того, что в дальнейшем видимое пламя исчезает, но рост температуры продолжается, то можно сделать вывод о том, что при сгорании углеводородно- воздушной смеси появление «горячего» пламени является признаком начала высокотемпературного механизма цепной реакции, а ее исчезновение- признаком перехода цепной реакции к быстрой, еще более высокотемпературной фазе.

Подтверждением данному предположению служит работа бензиновой паяльной горелки. В момент, когда температура пламени становится максимальной, пламя горелки при дневном свете становится невидимым. Точно также пламя в цилиндре становится невидимым (a ≥1) при наблюдении процесса горения через стеклянный сердечник свечи при дневном свете.

тате этого максимальное давление цикла также возрастает:

Степень сжатия . . 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 10,0

Макс.темп. К .. . . 3110 3165 3215 3260 3305 3345 3380

Макс.давл.,кг/см² 35,8 45,3 55,2 64,8 74,6 85,5 96,0

(И.М. Ленин, стр. 16-17, т.1)

Согласно приведенным таблицам и расчетной индикаторной диаграмме И.М.Ленина у двигателя ВАЗ-2110 с ε=10 при коэффициенте активного тепловыделения ξ=1 показатели температуры и давления в ВМТ должны быть Тz=3380К, Рz=96 кг/см². Но действительный цикл ВАЗ-2110 имеет Рz=54 кг/см², а не 96 кг/см². И оно достигается не в ВМТ, а примерно в 15^о ПКВ после ВМТ, когда поршень совершил ход в 1,564 мм при величине λ=2,33. Это означает, что в указанной точке ξ не равен единице, а имеет значение ξ =0,5535 (с учетом совершенной газами работы).

Временно проигнорируем принятое в теории допущение о подводе всей теплоты в ВМТ и произведем расчет согласно диаграмме на рис. 43, на которой активное тепловыделение происходит в зоне Тz в районе 25⁰ ПКВ. В этом случае объем камеры сгорания должен увеличиться с V_Рz = 9,544 мм до V_Тz = 12,25 мм, что соответствует величине ρ=1,54. Рассчитаем термический КПД рассматриваемого цикла бензинового двигателя при указанных значениях λ и ρ, показателе адиабаты k=1.367, Тz =2000⁰С, средней температуре зоны ВМТ Тср=1347⁰С, показателе политропы n₁=1.315, показателе изменения температуры γ =1.4848 используя, предлагаемую нами формулу: _t=1-(λρ^k -1)/ ε^n1-1(∆λ∙1/γ +∆ρkλ).

В этом случае показатель термического КПД теоретического цикла бензинового двигателя с ε = 10 будет равен _t = 1- 3.2043/2.065∙ (1.33∙ 0.6735+1.72)= 40.66%, а не 60,17%, которые дает принятая в теории формула идеального цикла с V=const. И в этом случае становится совершенно очевидным, что в цикле нет «излишков теплоты» и он работает в точном соответствии с первым законом термодинамики.

Сказанное выше можно подытожить следующим образом:

Формула расчета термического КПД теоретического цикла бензиновых двигателей должна содержать показатели, характеризующие изменение интенсивных величин параметров рабочего тела. И в этом случае это уже не термодинамический цикл Бо Де Роша, а теоретический цикл Сабатэ-Тринклера со смешанным подводом теплоты.

В результате такого анализа, вносится ясность в вопрос об истинной зависимости термического КПД от степени сжатия и динамике его роста при увеличении степени сжатия. Если полагать, что термический КПД цикла с ε = 10 равен _t = 60.17%, а термический КПД цикла с ε = 51 равен _t = 71%, то особого смысла в увеличении степени сжатия нет. Но если взять за основу истинный термический КПД цикла с ε=10, который равен _t =40.66%, то увеличение степени сжатия бензинового двигателя до 51 с _t  71% дело чрезвычайно нужное и выгодное.

Кроме того, ситуация с толкованием теоретических циклов и пониманием результатов действительных циклов лишается двусмысленности, факты становятся понятными. Так, из приведенного выше примера расчета теоретического цикла дизельного двигателя с ε = 13,5 из учебника МВТУ им. Н.Э.Баумана следует, что термический КПД _t  58,67%. А у теоретического цикла бензинового двигателя с ε=10 _t  60.17%!!!. Хотя разница в _е составляет 13.2% в пользу дизельного двигателя. Как видно из таблицы, _t  58.5% имеет теоретический цикл бензинового двигателя со степенью сжатия 9!!! Если помните удивление А.Н.Воинова по поводу роста индикаторного КПД двигателя сверх теоретически возможного, то нами только что выявлено второе чудо, которым действующая наука о ДВС изумляет теоретиков.

(И.М.Ленин, стр. 18, т.1)

Таким образом, если суммировать сказанное, из проведенного анализа следуют выводы:

Утвердившийся в теории ДВС в 30-е годы прошлого столетия на основе экспериментальных данных с двигателями со степенями сжатия до 4 вывод о том, что процесс выделения основного количества теплоты происходит в зоне ВМТ, в дальнейшем не был пересмотрен. Теория продолжала считать, что и в теоретических циклах ДВС с более высокими степенями сжатия (выше 5) теплота вводится в зоне ВМТ.

Но как следует из экспериментальных данных полученных с двигателями со степенями сжатия 8-12, эта позиция является ошибочной. Процесс сгорания горючей смеси в ДВС с такими степенями сжатия можно разделить на 3 фазы:

1. Формирование и распространение турбулентного фронта пламени. Процессы тепловыделения в нем только начинаются. Видимый турбулентный фронт пламени это зона, в которой происходит интенсивный принудительный процесс переноса объемов (молей) высокотемпературных продуктов горения в зону свежей смеси и наоборот- переноса объемов свежей смеси в зону горения, сопровождающееся видимым человеческим глазом светоизлучением. Завершается указанная фаза, когда фронт пламени доходит до стенок цилиндра и в цилиндре достигается максимальное давление.

2. Согласно расчету А.Н.Воинова на стр. 167-168 (и свидетельству Д.Д.Брозе): «Рост давления происходит неравномерно, выделение наибольшей энергии оказывается сдвинутым в значительной мере к моменту завершения процесса» стр.29), в пристеночном слое толщиной всего 1.5-2 мм, на данный момент оказывается сосредоточенным больше половины смеси. Фронт пламени становится или невидимым, или недоступным для фиксации используемым в экспериментах средствам визуализации. Процесс сгорания переходит в стадию наивысшей интенсивности и в дальнейшем подчиняется правилам протекания диффузионного горения. На этом этапе скорость реакции-горения от температуры и перемещения объемов горящей массы газов уже не зависит, а зависит от плотности компонентов в единице объема (давления). Динамика нарастания скорости реакции от момента вхождения смеси во фронт пламени и до ее превращения в продукты сгорания приведена выше в таблице Н.В.Иноземцева и В.К.Кошкина и диаграмме Д.Д. Брозе.

Зависимость скоростей изменения температур и давлений (то есть, скорости реакции сгорания) от общего давления реагирующей смеси (А.Н. Воинов, стр. 18-19) приобретает вид ω_отн=К∙р_о^n-1,где n-порядок реакции, (К=const е^-Е/RT -константа скорости реакции, Е-энергия активации, постоянная для данной реагирующей системы величина; R-газовая постоянная; Т-абсолютная температура). Завершается указанная фаза в зоне максимальной температуры цикла.

3. В завершающей фазе происходит догорание остатков компонентов с низкой скоростью из-за возросшей доли продуктов сгорания в единице объема-снижения концентрации компонентов.

Из таблицы положения поршня в функции от угла поворота кривошипа видно, что в поршневом ДВС с кривошипно-шатунным механизмом наибольшие потери теплоты будут происходить при положении поршня в ВМТ и НМТ и вблизи них, поскольку в этих точках скорость поршня равна или близка к нулю. Значит, экономичность и эффективность цикла при положении поршня в этой зоне будет равна или близка к нулю, расход теплоты в стенки цилиндра равен бесконечности.

Таблица 1

Перемещения поршня в функции от угла поворота кривошипа

(ВАЗ-2110, r=35,5мм, L=119мм)

S=r[(1+0,25λ) — (cos φ+ 0,25λ cos2φ]

φ	S	φ	S	φ	S	φ	S	φ	S
1О	0,007	21О	3,05	41О	11	61О	22,33	81О	35,11
2О	0,028	22О	3,33	42О	11,49	62О	22,97	82О	35,75
3О	0,063	23О	3,631	43О	11,999	63О	23,59
4О	0,112	24О	3,95	44О	12,52	64О	24,21
5О	0,175	25О	4,27	45О	13,05	65О	24,85
6О	0,252	26О	4,61	46О	13,58	66О	25,48
7О	0,343	27О	4,96	47О	14,12	67О	26,12
8О	0,448	28О	5,32	48О	14,67	68О	26,75
9О	0,5677	29О	5,7	49О	15,21	69О	27,39
10О	0,702	30О	6,08	50О	15,79	70О	28,03
11О	0,847	31О	6,48	51О	16,36	71О	28,68
12О	1,006	32О	6,87	52О	16,93	72О	29,31
13О	1,179	33О	7,31	53О	17,51	73О	29,96
14О	1,363	34О	7,73	54О	18,098	74О	30,599
15О	1,564	35О	8,16	55О	18,69	75О	31,26
16О	1,78	36О	8,61	56О	19,29	76О	31,899
17О	2,005	37О	9,05	57О	19,88	77О	32,54
18О	2,225	38О	9,53	58О	20,496	78О	33,18
19О	2,49	39О	10,01	59О	21,11	79	33,82
20О	2,77	40О	10,49	60О	21,72	80	34,47

(составлена Фатаховым М.М.)

Уже в силу этого обстоятельства утверждение о желательности подвода всей теплоты в ВМТ якобы для получения наивысшей экономичности и наибольшей эффективности представляется не имеющим никакого смысла. Общая формула увеличения экономичности и эффективности действительного цикла ДВС должна быть следующей:

Для получения максимальной экономичности и эффективности двигатель должен иметь такую величину степени сжатия, которая позволит уменьшить долю выделяемой в зоне ВМТ теплоты до минимальной величины.

Нами выше приведены все возможные аргументы для доказательства того, что принятое теорией ДВС допущение о завершении основной фазы тепловыделения в точке Рz является ошибочным. Потому что это допущение находится в вопиющем противоречии с законами тепловой теории, которые утверждают, что увеличение температуры рабочего тела, находящегося в замкнутом расширяющемся сосуде, может происходить только в случае интенсивного подвода теплоты. При чем это положение тепловой теории подтверждается тысячами и тысячами экспериментов.

Чтобы правильно рассчитать результат теоретического цикла, как утверждает термодинамика идеальных газов, в основе расчета обязательно должны быть два показателя, характеризующие изменение состояние рабочего тела.

Подход теории к данному вопросу основан на чисто формальных признаках. То есть, в теоретических циклах с V=const и Р=const в силу принятых на стадии термодинамических циклов допущений состояние рабочего тела якобы изменяется по другому, чем в цикле со смешанным подводом. Однако реальное изменение состояния рабочего тела зависит не от принятых теоретиками допущений, а от соотношений внутренних параметров Рz/Рс, Тz/Тс, и внешнего параметра Vz/Vс. Главным результатом совокупного изменения этих параметров является то, что, независимо от принимаемых нами допущений, в зоне ВМТ теоретических циклов происходит дополнительный и значительный по сравнению с термодинамическими циклами отвод теплоты в стенки цилиндра. Поэтому независимо от характера принятых ранее допущений расчет термического КПД любого теоретического цикла поршневых двигателей должен производиться с использованием показателей характеризующих изменение состояния рабочего тела в зоне ВМТ.

Нами выше было уделено значительное внимание вопросу о том, когда происходит основная фаза тепловыделения. Вопрос этот имеет прямое отношение к показателям, характеризующим изменение состояния рабочего тела в период подвода теплоты. Показатель λ характеризует изменение состояния рабочего тела при подводе теплоты по изохоре. Показатель ρ характеризует изменение состояния рабочего тела при подводе теплоты по изобаре. А какой показатель характеризует изменение состояния рабочего тела при подводе теплоты по изотерме? В теории нет такого показателя. Мы считаем, что период, характеризующий изменение состояния рабочего тела на участке от Vрz до Vtz должен считаться периодом изменения состояния рабочего тела при подводе теплоты по Т= const и отражаться через показатель ρ_t. В тех случаях, когда показателем ρ невозможно отразить происходящие изменения состояния рабочего тела (при сверхнизкой степени сжатия менее 5) за основу анализа должен браться участок от Vрz до Vtz и использоваться показатель ρ_t.

Соотношение 1/ε^k-1 показывает, что по мере увеличения степени сжатия температура Тb конца адиабатного расширения уменьшается. Выражение ε^k-1 показывает, что по мере увеличения степени сжатия температура Тс конца адиабатного сжатия увеличивается. Выражение ε^k показывает, что по мере увеличения степени сжатия растет и давление конца сжатия Рс. Анализ указанных моментов на основе «разомкнутого цикла» Карно позволяет сделать следующие выводы:

1. В действительных циклах рабочее тело обменивается теплотой с внутренней поверхностью цилиндра. Интенсивность этого теплообмена по мере увеличения степени сжатия согласно выражению ε^k-1 при совершении процесса сжатия будет возрастать. Поэтому в действительных циклах потери теплоты в стенки цилиндра, происходящие в период изменения температуры от величины Та до величины Тс и от величины Тс до величины Тb (Та→Тс→Тb) неизбежны и поэтому их необходимо отнести к неизбежным потерям теплоты циклов. Потери теплоты в стенки, которые обусловливаются разницей интервала температур Тс→Тz можно устранить путем уменьшения величины Тz до величины Тz→ Тс, а потому они безусловно относятся к теряемой циклом свободной энергии.

2. Увеличение степени сжатия влечет за собой увеличение давления сжатия, что приводит к увеличению механических потерь при совершении процесса сжатия. Механические (тепловые) потери, которые обуславливаются изменением давления рабочего тела в интервале Ра→Рс→Рb также неизбежны и поэтому их тоже необходимо отнести к неизбежным потерям теплоты циклов. Механические потери, вызываемые изменением давления рабочего тела в интервале давлений Рс→Рz устранимы, их тоже можно превратить в работу, а потому они безусловно относятся к теряемой циклом свободной энергии.

Таким образом, с одной стороны увеличение степени сжатия приводит к определенному увеличению потерь теплоты на процессах сжатия и расширения. Но с другой стороны при увеличении степени сжатия: 1. Происходит выравнивание показателей Тс→Тz→Тс и Рс→Рz→Рс. Т.е. показатели завершения процесса сжатия Тс и Рс увеличиваются и стремятся к показателям процесса начала расширения: Тс→Тz и Рс→Рz. Но при этом и показатели начала расширения Тz и Рz уменьшаются и стремятся к показателям завершения процесса сжатия: Тz→Тс и Рz→Рс. Динамика изменений такова, что при увеличении степени сжатия до определенной величины, позволяющей добиться равенства Тс=Тz и Рс=Рz, происходит уменьшение потерь свободной энергии, отводимой холодному источнику и удаляемой в окружающую среду. 2. Увеличение степени сжатия позволяет изменять способ подвода теплоты по зависимости V=const→Р=const→Т=const, что позволяет увеличивать эффективность процесса преобразования теплоты в работу также за счет уменьшения количества свободной энергии, отводимой холодному источнику и удаляемой в окружающую среду.

Таким образом, изложенное позволяет сделать вывод:

В действительных циклах количество потерь свободной энергии будет иметь минимальное значение в том случае, если максимальная температура цикла будет равна температуре конца сжатия (Тz=Тс), а максимальное давление цикла будет равно давлению конца сжатия (Рz=Рс).

Попытаемся теперь с позиций теории рабочих процессов решить вопрос о том, чем воображаемая работа идеального двигателя отличается от работы реального двигателя.

«...способ передачи энергии, связанный с изменением внешних параметров, называется работой».( И.П. Базаров, стр. 23).

Способ же передачи энергии, без изменения внешних параметров, называется подводом или отводом теплоты, а сам процесс- теплообменом. Т.е. теплообмен не связанный с изменением внешних параметров рабочего тела является процессом изменения его внутренней энергии без совершения работы.

В «разомкнутом цикле» Карно вся передаваемая потребителю работа гипотетического ДВС совершается по изотерме согласно правилу Т=const. В цикле ДВС с Р=const часть работы совершается по изобаре при подводе теплоты рабочему телу при постоянном давлении. В цикле ДВС с V=const при подводе теплоты рабочему телу по изохоре, то есть при постоянном объеме, никакая работа не совершается!

При допущении, что процессы сжатия и расширения являются адиабатными, указанный фактор не имеет никакого значения. Но в действительных циклах он становится главным фактором, определяющим и КПД и эффективность.

В цикле с V=const процесс подвода теплоты полностью отделен от процесса совершения работы. То есть, подвод теплоты и совершение работы это- два следующих друг за другом последовательных этапа. На первом этапе только подводится теплота. На втором этапе только совершается работа. Вопрос об эффективности преобразования внутренней энергии рабочего тела в работу может возникнуть только тогда, когда термодинамическая система переходит к изменению внутренней энергии рабочего тела через изменение его объема. Если объем не изменился, значит, работа не была совершена. Если изменился, значит-совершена.

В теоретическом цикле ДВС с изотермным подводом теплоты внутренняя энергия рабочего тела в начале расширения характеризуется параметрами: Т₁=Тс, Р₁=Рс, V₁=Vс. Внутренняя энергия рабочего тела в момент завершения изотермного расширения будет характеризоваться параметрами: Т₁=Тс, Р₂<Р₁, V₂>V₁. При этом Р₁∙V₁=Р₂∙V₂, то есть, внутренняя энергия рабочего тела в сумме ее составляющих не изменилась, так как вся подведенная теплота превратилась в работу. Если перенести это правило на рабочий цикл поршневого двигателя, необходимо обеспечить, чтобы продолжительность сгорания горючей смеси (допустим, используя многостадийный впрыск) соответствовала скорости преобразования теплоты в работу.

На примере это должно выглядеть следующим образом: допустим, в двигателе подача топлива происходит за промежуток времени равный 60⁰ ПКВ. Для облегчения условий задачи принимаем допущение, что на указанном участке поршень движется равномерно с одинаковой скоростью. Делим участок на 60 равных частей. За весь этот отрезок расширения температура- Т₁ останется неизменной, объем V₁ увеличится до V₆₀, давление Р₁ уменьшится до Р₆₀. Количество топлива также делится на 60 равных порций. На участке равном одному градусу в цилиндр впрыскивается 1/60 часть Q_Т. Каждая порция топлива Q/60 при впрыске тут же расходуется на увеличение (компенсацию) внутренней энергии рабочего тела, так как в этот же промежуток времени температура Т₁ и давление Р₁ вследствие расширения и совершения работы стремятся к уменьшению. То есть, теоретически в цикле с изотермным подводом теплоты рабочее тело выступает в роли некоего нейтрального посредника, который принимает в себя некоторое количество теплоты от одного источника и в то же мгновение отдает от себя пользователю и аккумулятору равнозначное количество работы. В виду этого при завершении подвода теплоты внутренняя энергия рабочего тела остается прежней, но изменились ее составляющие: насколько увеличилась составляющая объема, настолько уменьшилась составляющая давления.

Если бы наш гипотетический двигатель заработал по рассмотренному циклу, потери теплоты в стенки и на механические потери были бы минимальными из всех математически возможных вариантов, так как с позиций теплоотвода в стенки величина температуры Т₁, а с позиции уменьшения механических потерь диапазон давлений Р₁→Р₆₀ являются теоретически минимальными.

В идеальном цикле с подводом теплоты при V=const внутренняя энергия рабочего тела на начало расширения характеризуется параметрами: Тz, Рz, Vmin. Внутренняя энергия рабочего тела после совершения работы характеризуется параметрами Тb, Рb, Vmax. Т.е. разница энтропий начала и конца расширения равна разнице Q-Q₂. Чтобы действительный цикл с V=const гипотетического двигателя имел наименьшие показатели удельных расходов топлива на совершение единицы работы с позиций теории рабочих процессов необходимо: 1. Или растянуть процесс впрыскивания топлива на соответствующий отрезок изотермного расширения. В этом случае он превращается в процесс с Т=const. 2. Или увеличить скорость расширения до момента равнозначного времени подвода теплоты, т.е. расширение тоже должно стать мгновенным. 3. Или же потери теплоты в систему охлаждения и механические потери в период совершения работы должны быть соответствующими температуре Тс, изменяющейся плотности рабочего тела Рс→Рb, а не Тz и Рz→Рb. Следовательно, и в этом случае он снова превращается в цикл с Т=const.

Что же фактически происходит в рабочих циклах двигателей, которые работают по циклу с V=const?

Явление сгорания горючей смеси как процесс, происходящий во времени, в рабочем цикле бензинового двигателя состоит из двух совершенно разных по своей сути составляющих: 1. физической - времени вовлечения смеси в зону горения, то есть распространения фронта пламени по камере сгорания. 2. химической - времени выделения скрытой химической энергии топлива, то есть скорости тепловыделения. По времени указанные процессы по данным Д.Д. Брозе (стр. 228-229) в двигателе с ε=11 при скорости распространения фронта пламени 50 м/сек соотносятся, как 10:1. При увеличении степени сжатия скорость химической реакции становится еще больше. Общая продолжительность периода активного тепловыделения всеми источниками считается от 15-12⁰ до ВМТ и 12-15⁰ после ВМТ.

«Скорость распространения пламени при сгорании стехиометрических бензино-воздушных смесей составляет 20-40 м/сек, при этом продолжительность основной стадии процесса сгорания соответствует повороту коленчатого вала на 40-50 градусов». (Д.Н.Вырубов, стр. 139)

То есть, в период времени равный, примерно 30⁰ ПКВ (15-12⁰ до ВМТ и 12-15⁰ после ВМТ) вместо того, чтобы совершать работу поршень почти стоит на месте, а мы интенсивно «вводим» теплоту в стенки. Если же учесть, что весь процесс видимого сгорания от начала распространения пламени по фронту до начала периода догорания, занимает примерно 60⁰ ПКВ, то получается, что в первую половину времени протекания процесса мы только отдаем теплоту в стенки, а во второй части процесса совершаем работу и одновременно отдаем незначительную часть теплоты в стенки.

То есть, если в цикле Т=const величины температуры Тс и давления Рс для теплоотвода в стенки являются теоретически минимальными, то в действительном цикле с подводом теплоты при V=const мы получаем теоретически максимальные величины температуры Тz и давления Рz при неподвижном или малоподвижном поршне. Поэтому с позиций потерь теплоты в стенки указанный цикл является противоположностью цикла с Т=const и является самым худшим из всех действительных циклов ДВС.

Из этого следует, что действительный цикл с подводом теплоты при V=const может быть выгоден при условии хотя бы относительного равенства времени сгорания смеси и времени расширения. Таковыми могут быть реактивные двигатели, где практически мгновенное расширение рабочего тела не оказывает существенных динамических и термических нагрузок на детали двигателя, а удельные потери теплоты в систему охлаждения минимальны.

Таким образом, изложенное можно подытожить следующим образом: 1. Как идеальный замкнутый термодинамический цикл-цикл подвода теплоты к рабочему телу и отвода теплоты от рабочего тела по изохорному процессу V=const имеет наивысшее значение термического КПД. 2. В поршневых ДВС действительный цикл со сгоранием основного количества смеси в зоне ВМТ будет иметь наименьший КПД по сравнению с любым другим циклом.

В теории ДВС делается еще одно утверждение, которое вносит серьезнейшую путаницу в правильное понимание характера происходящих процессов. Это утверждение о том, что якобы время сгорания смеси в двигателях с внешним смесеобразованием очень мало. В теоретическом разомкнутом цикле, как и в термодинамическом, принимается допущение о том, что теплота подводится по изохоре. Для выяснения этого вопроса рассмотрим еще 3 вопроса: 1. Что такое по законам тепловой теории подвод теплоты при V=const? 2. Какими видами (или формами) протекания химической реакции окисления горючей смеси тепловая теория располагает? 3. Соответствует ли с позиций тепловой теории вид процесса V=const теоретического цикла ДВС, тому допущению, которое принято для термодинамического цикла с V=const?

Д.Д. Брозе считает (стр. 7-35), что существует 3 вида сгорания горючей смеси: 1. быстрый взрыв (детонационное сгорание). 2) медленный взрыв (сгорание турбулизированной смеси), 3) диффузионное сгорание. Такое деление нам представляется искусственным и неправильным. Распространение фронта пламени по смеси относится к физической стороне явления. Сгорание же, как процесс окисления, есть реакция химическая. При рассмотрении скорости сгорания мы имеем дело с химической составляющей. Поэтому сгорание горючей смеси, как химическая реакция, может протекать или быстро в виде взрыва (детонационное сгорание части смеси или объемный взрыв) или постепенно путем молекулярной и молярной (объемной или турбулентной) диффузии компонентов.

С позиций тепловой теории допущение о мгновенном выделении теплоты означает, что происходит тепловой взрыв. Существует много устройств, в которых используется способ мгновенного выделения теплоты в замкнутом сосуде с неизменным объемом. Это бомбы, снаряды, мины, гранаты и другие оболочечные взрывные устройства. Из двух известных тепловой теории форм (или видов) протекания реакции сгорания теория ДВС для цикла с V=const выбирает первый, то есть, взрывной. Хотя процесс сгорания, занимающий не менее 1/3 (60⁰/180⁰=0,33) времени совершения такта расширения никакими допущениями невозможно превратить в мгновенный. Но, тем не менее, это так. «В ДВС с внешним смесеобразованием и принудительным зажиганием рабочей смеси около ВМТ время сгорания топлива (бензина) очень мало, поэтому можно принять, что процесс подвода теплоты осуществляется при постоянном объеме. В этом цикле ρ=1» («Теплотехника», стр.85).

Время сгорания горючей смеси в действительном цикле ДВС с внешним смесеобразованием и принудительным зажиганием рабочей смеси фактически совсем не мало. Наоборот, из всех известных циклов в указанном цикле время сгорания горючей смеси самое большое. Именно этим фактором обусловлена низкая скорость нарастания давления (dp/dφ) во время сгорания в двигателях с внешним смесеобразованием. Из рис. 80 (Сороко-Новицкий, стр.142 т.1) видно, что в двигателе с ε=3,2 с момента отрыва линии сгорания от линии сжатия до точки Рz сгорание происходит на отрезке протяженностью 40⁰ ПКВ. При этом угол опережения зажигания может быть даже -65⁰ ПКВ до ВМТ. Скорость нарастания давления при этом составляет всего лишь 0,4 кг/см²/град. Напомним, что «В форсированных быстроходных дизелях… максимальная скорость нарастания давления во время сгорания достигает 15 и более кГ/(см²·град). В нефорсированных дизелях максимальная скорость нарастания давления обычно находится в пределах 3-6 кГ/(см²·град). Эти величины значительно превышают жесткость сгорания в бензиновых двигателях, где эта скорость составляет 1,5-2 кГ/(см²·град)». (Д.Н.Вырубов. Стр. 143)

Объяснение заключается в другом: по циклу с тепловыделением в зоне ВМТ (V=const) работают либо двигатели без сжатия смеси, либо тихоходные двигатели с низкой степенью сжатия. В таких двигателях из-за большой длительности периода всасывания смеси, малых скоростей потоков смеси, большой длительности времени и малых скоростей сжатия степень завихрения смеси низкая, объем камеры сгорания большой и время распространения пламени по фронту большое. В них время нахождения поршня в ВМТ и вблизи ВМТ (назовем его для данной ситуации зоной малого изменения объема камеры сгорания) относительно большое и практически совпадает со временем протекания процесса тепловыделения.

Теоретический цикл V=const фактически свидетельствует не о том, что в цикле изменение состояния рабочего тела в зоне ВМТ мало, а о том, что мы имеем дело с термодинамической системой с низкой (до 12) и сверхнизкой (до 5) степенью сжатия.

(Комментарий: Как бы медленно или быстро не вращался кривошип, действительный цикл ДВС имеет продолженные во времени и пространстве координаты. Эти координаты в виде бесчисленного множества точек отражаются на диаграмме работы двигателя. Если считать, что процесс сгорания происходит мгновенно, то он превращается в точку. Совместить мгновенный процесс с процессом, продолжаемым во времени, невозможно. Если же отказаться от допущения о мгновенности процесса подвода теплоты и признать, что процесс сгорания также является продолженным во времени явлением, то остается выявить закономерности его протекания и наилучшим образом совместить с линией диаграммы цикла).

Существуют следующие термодинамические процессы идеального газа: V=const (изохорный процесс), Р=const (изобарный процесс), T=const (изотермный процесс), dq=0 (адиабатный процесс). Для аналитического описания процессов, которые не могут быть представлены ни одним из четырех перечисленных, вводится понятие политропного процесса. («Теплотехника», стр. 41).

Рассмотрим, как указанные процессы соотносятся с работой ДВС.

1. В цикле ДВС с изохорным процессом V=const в период подвода теплоты к рабочему телу работа практически не совершается (примерно 0.1% работы цикла). До начала совершения работы в цилиндре (12-15⁰ ПКВ после ВМТ) в зоне ВМТ достигаются максимально возможные величины температуры Тz и давления Рz и, соответственно, обеспечиваются наивысшие потери теплоты в систему охлаждения и механические потери. Это одна сторона проблемы.

(Комментарий: Если бы рабочее тело представляло собой некую стальную пружину, то не имело бы значения, когда она была сжата и через какое время будет использована сообщенная ей энергия. Но в ДВС готовое к совершению работы рабочее тело представляет собой нагретый газ. Оно омывает стенки цилиндра. Какие бы мы не делали допущения (например, допущение об отсутствии теплообмена с окружающей средой), характер процесса от этого не изменится, и потери теплоты в стенки цилиндра неизбежны. Вопрос необходимо поставить в ином аспекте: теплотехника с учетом особенностей каждой термодинамической системы должна выбрать для нее такой вид процесса, при котором эти потери будут минимальными.).

Вторая сторона проблемы заключается в том, что с изменением степени сжатия, двигатель внутреннего сгорания, как реальная термодинамическая система, изменяет свои принципиальные признаки. Подводить теплоту по условной изохоре при V=const и получать максимальное давление цикла в зоне ВМТ можно только до определенной величины степени сжатия и величины Рz. При дальнейшем увеличении степени сжатия, чтобы не нарушился нормальный процесс сгорания момент достижения давления Рz необходимо смещать от ВМТ. При этом процесс подвода теплоты становится смешанным, с признаками и V=const и Р=const. Дальнейшее увеличение степени сжатия приводит к еще большему смещению момента Рz в сторону НМТ и полному преобразованию изохорного процесса в условно-изобарный с Р=const.

2. В цикле с подводом теплоты при Р=const большая часть теплоты подводится значительно дальше от ВМТ в период большей активности процесса расширения. То есть, в каждый момент протекания процесса из-за большего сближения интенсивности тепловыделения и расширения в работу преобразуется больше теплоты, что способствует снижению максимальной температуры цикла и уменьшению потерь теплоты в стенки цилиндра. Но и в этом процессе для обеспечения нормального протекания сгорания и расширения температуру рабочего тела необходимо увеличивать значительно более высокими темпами, чем требуется происходящему одновременно с ним процессу превращения теплоты в работу. Таким образом, в изобарном процессе Р=const интенсивность преобразования теплоты в работу существенно ниже интенсивности тепловыделения в виду чего значительная часть теплоты теряется в стенки и на механические потери.

Дальнейшее повышение степени сжатия требует еще большего смещения точки Рz в сторону НМТ. При этом скорость нарастания давления начинает превышать скорость увеличения объема надпоршневой полости. То есть, изобарный процесс становится неэффективным. Процесс необходимо сделать смешанным с признаками, как изобарного, так и изотермного процессов.

3. В предлагаемом нами цикле с изотермным подводом теплоты с Т=const практически вся передаваемая потребителю работа будет совершаться в промежуток времени, в который происходит тепловыделение.

Напомним еще раз, что совершаемая в зоне ВМТ работа настолько мала, что мы просто игнорируем ее при оценке работы цикла. Потери теплоты в стенки в зоне ВМТ настолько велики, что формула расчета термического КПД учитывает только их. Удельные потери теплоты в стенки в период совершения работы на линии расширения настолько малы, что процесс расширения можно считать чисто адиабатным. Задачей цикла с подводом теплоты по Т=const является наложение и совмещение процесса тепловыделения на линию расширения с тем, чтобы количество выделяемой в зоне малого изменения объема камеры сгорания теплоты, было минимальным. В этом случае количество неизбежных потерь теплоты будет максимально приближено к количеству потерь теплоты компенсации, и цикл будет иметь максимально возможный термический КПД.

Но в теории ДВС считается, что, во-первых, правила цикла основанного на Т=const не применимы к ДВС, во-вторых, если даже построить такой двигатель, его эффективность будет чрезвычайно маленькой. «…практически осуществлять такой цикл в двигателе внутреннего сгорания нецелесообразно, так как удельная работа этого цикла в реальных пределах изменения состояния рабочего тела весьма мала. В некоторых случаях выбор цикла может определяться условием получения не наибольшей экономичности, а наибольшей удельной работы.» (Д.Н.Вырубов. стр.8)

Попытаемся разобраться с тем, так ли это. Условие получения не наибольшей экономичности, а наибольшей удельной работы возникает тогда, когда двигатель устанавливается на передвижное транспортное средство. Если же речь идет о стационарном двигателе, условие получения наибольшей экономичности становится главным. Замкнутый «цикл» Карно не был реализован в виде рабочего цикла ДВС не потому, что совершаемая работа мала, а потому что цикл оказался противоречащим второму закону термодинамики. Если бы это было не так, почти за 200 лет хотя бы ради эксперимента, такой двигатель был бы построен. Двигатель со сверхвысокой степенью сжатия с подводом теплоты по изотерме до сих пор не был построен потому, что в бензиновом двигателе возникала детонация, а в дизельном двигателе скорость нарастания давления переходила за критические величины. Еще следует учесть: 1. Замкнутый цикл имеет низкий термодинамический потенциал. 2. Увеличить количество работы замкнутого цикла за счет увеличения частоты невозможно (нет такого рабочего тела, которое было бы способно мгновенно принимать и отдавать энергию). 3. Внешний подвод теплоты всегда означает, что при реальном подводе теплоты извне, между источником теплоты и цилиндром возникают дополнительные пути и объемы, в которых теряется значительная часть теплоты.

Вопрос увеличения термодинамического потенциала циклов термодинамика решила, создав разомкнутые циклы. Вопрос практического воплощения цикла с Т=const мы решили, устранив проблему детонации в бензиновых двигателях и фактор динамичности в дизельных.

Зависимость величины выражения ε^k-1 (k=1,4) от величины ε выглядит следующим образом:

ε ε^k-1 ε ε^k-1 ε ε^k-1

1 1 2 1,32 5 1,9

10 2,51 15 2,95 20 3,31

25 3,62 30 3,9 35 4.15

40 4.37 45 4,58 50 4,78

Из таблицы следует, что чем выше величина ε, тем меньше становится значение Т_b и тем больше становится значение Тz. Это соответствует условиям теоремы Карно и базового для ДВС идеального цикла V=const: 1. Чем больше интервал температур цикла, тем больше его термический КПД. 2. Уменьшение величины Т_b на заданную величину способствует большему увеличению термического КПД, чем увеличение Тz на ту же величину.

Построенные нами бензиновые двигатели со степенями сжатия 20-23 показывают, что детонация в бензиновом двигателе или жесткость работы в дизельном возможны только при определенных условиях и совершенно не возможны при других условиях. Это дает основание утверждать, что двигатели, работающие по изотерме, появятся в ближайшей перспективе.