autosport.template.uz

я давно слышал об этом и, нечаянно (один знакомый подсказал) предлогаю нашему электорату приятную, умную инфу... надеюсь на активное обсуждение на форуме. Читайте, удивляйтесь, развивайтесь!!!
Опубликовано в «Вестнике Дагестанского научного центра Российской Академии наук» №28 за 2007г.


Ибадуллаев Гаджикадир Алиярович, 02.03.1957 года рождения (с. Варта, Хивского района, ДАССР), образование высшее юридическое, с 1980 по 2006 год работал следователем в органах прокуратуры, старший советник юстиции.
В статье изложены результаты теоретических исследований автора. 20.09.07 года участникам Международной конференции «Двигатель -2007» в МГТУ им. Н.Э. Баумана в г.Москве была продемонстрирована работа бензинового двигателя со степенью сжатия 22, что по представлениям современной теории ДВС считается невозможным. Автор излагает свое видение проблем теории ДВС.

Мифы и реальности современной теории ДВС
В научной литературе по теории ДВС встречаются следующие названия циклов: «Равновесный, круговой и обратимый цикл», «Необратимый термодинамический цикл», «Идеальный термодинамический цикл», «Замкнутый термодинамический цикл», «Разомкнутый термодинамический цикл», «Термодинамический цикл», «Теоретический цикл», «Теоретический расчетный цикл», «Действительный теоретический цикл», «Действительный цикл», «Нормальный цикл», «Рабочий цикл» и пр.
При этом в литературе не дается определений перечисленных циклов, не указано, чем они отличаются друг от друга. Наши дискуссии с учеными-теоретиками показали, что в этом вопросе нет единообразия в понимании того, что есть что. В виду этого в настоящей публикации предпринята попытка классифицировать циклы и даются следующие пояснения:
А). Равновесные, круговые, обратимые, замкнутые циклы (в дальнейшем - замкнутые). Основаны на термодинамических процессах идеального газа (изохорные, изобарные, изотермные, адиабатные, политропные процессы). Цикл Карно, цикл Стирлинга и пр.
Б). Термодинамические круговые, необратимые, разомкнутые циклы. Также основываются на термодинамических процессах идеального газа (в дальнейшем- разомкнутые).
Общими признаками приведенных двух групп циклов являются: а) процессы превращения теплоты в работу в них рассматриваются исключительно с позиций законов термодинамики (основаны на процессах идеального газа, подвод теплоты рабочему телу от горячего источника, отвод теплоты от рабочего тела холодному источнику, передача работы потребителю); б) имеют равный термический КПД, т.е. одинаковую экономичность, поскольку они основываются на термодинамических равновесных процессах идеального газа.
Отличительный признак циклов- разница термодинамических потенциалов, обуславливаемая фактором обновления (разомкнутые циклы) или постоянства (замкнутые циклы) рабочего тела.
Перечисленная группа циклов в дальнейшем в работах автора для краткости будет называться термодинамическими идеальными или сокращенно идеальными (идеальный замкнутый, идеальный разомкнутый).
Идеальные циклы характеризуются только показателем термического КПД.
В). Термодинамические теоретические циклы. Основываются на идеальных циклах. Эта группа циклов характеризуется большим, чем идеальные циклы, количеством принимаемых допущений, относящихся как к классической, так и к технической термодинамике. В них рабочим телом является атмосферный воздух. При протекании воображаемых рабочих процессов в данных циклах изменяется молекулярная структура и теплоемкость газов (с). Для учета результатов этих изменений применяются показатели адиабаты (k) и политроп (n1 и n2). Также происходит увеличение удельной площади отвода теплоты, что учитывается через показатели предварительного расширения (ρ), степени повышения давления () и степени повышения температуры (t) в период подвода теплоты. В дальнейшем будут называться теоретическими циклами.
Термодинамические теоретические циклы характеризуются показателями экономичности (термическим КПД) и количества работы (средним давлением).
Г). Теоретические расчетные и действительные циклы. Теоретические расчетные или теоретические действительные циклы анализируют протекание рабочих процессов с позиций теории и их возможной практической реализации в ДВС. Рассчитывают на основании положений технической термодинамики и теории рабочих процессов предполагаемые характеристики проектируемого двигателя (термический и расчетные индикаторный и эффективный КПД, расчетные индикаторное и эффективное давления). При их рассмотрении используется терминология как термодинамики (подвод теплоты, отвод теплоты, обновление рабочего тела и пр.), так и теории рабочих процессов (тепловыделение, сгорание, выпуск продуктов сгорания, механические потери и пр.).
Действительные (рабочие) циклы фиксируют работу реальных двигателей. Они составляются путем стендовых испытаний двигателя. Исследуют непосредственно рабочие процессы. Характеризуются индикаторными и эффективными показателями.
Взаимосвязь между циклами следующая: Идеальный цикл→ теоретический цикл→ теоретический расчетный и действительный циклы.
Любой расчетный или действительный цикл должен основываться на предшествующем ему термодинамическом теоретическом цикле. Любой термодинамический теоретический цикл должен основываться на предшествующем ему идеальном цикле. Любой действительный цикл, которому не возможно найти обоснования в технической термодинамике (k, λ, ρ, t и n1, n2), а затем и в классической термодинамике через процессы идеального газа является выдумкой.
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. При этом теоретические основы опубликованного цикла соответствовали признакам идеального цикла с подводом теплоты по процессу с V=const, а практические действия по его реализации соответствовали признакам действительного цикла двигателя с внешним смесеобразованием (бензинового или газового). В 1877 году германский инженер Отто построил газовый двигатель, работающий по четырехтактному циклу. Впоследствии (в 1883 году) появился и бензиновый двигатель, который по принципу работы соответствовал признакам цикла Бо Де Роша. В дальнейшем (в 1893 году) был построен дизельный двигатель, цикл которого отличался от известного теории цикла Бо Де Роша. Теоретические исследования показали, что дизельный двигатель работает на основе других принципов. Подвод теплоты в его теоретическом цикле осуществлялся по процессу Р=const (цикл Дизеля) или по смешанному циклу с подводом теплоты сначала по V=const, а затем по Р=const (цикл Сабатэ-Тринклера). С этого времени в теории появилось понятие теоретического цикла. Одновременно с этим в теории возникла неразрешенная за сто с лишним лет тупиковая ситуация. Практически дизельный двигатель имел в полтора раза лучший эффективный КПД, чем бензиновый. Но теоретический расчет показывал, что термический КПД бензинового двигателя при равных степенях сжатия существенно больше. За истекшие 115 лет и бензиновый и дизельный двигатели стали совершенно другими. В теории же за истекшее время ничего не изменилось. И ныне теоретический расчет показывает, что при равных степенях сжатия термический КПД бензинового двигателя значительно больше, чем у дизельного, хотя практика свидетельствует об обратном.
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». Согласно приведенным данным термический КПД расчетного цикла t =57,82%. Потери теплоты в расчетном и действительном циклах имеют соотношение 0,75. Индикаторный КПД i =43,5%, эффективный КПД е =39,6%. Т.е., 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).
Точно таким же образом автором производились расчеты показателей бензиновых двигателей со степенями сжатия 17, 20, 22, 25. Но при сравнении результатов расчетов и реальных показателей двигателей выходила странная, противоречащая элементарной логике и математике картина.
Если путем увеличения степени сжатия, используя то же самое количество теплоты, мы добились увеличения среднего давления цикла вдвое, то должны получить вдвое большее количество работы и, соответственно, экономичность тоже увеличится вдвое. Но расчеты среднего давления теоретического цикла двигателей автора по формуле: Рt=Рα∙εn1/ε-1[(ρ-1)+λ∙ρ/n2-1(1-1/δn2-1)-1/n1-1(1-1/εn1-1)] показывали, что количество работы совершаемое средним давлением увеличилось, допустим, в полтора раза, а экономичность цикла, рассчитываемая по принятой в теории формуле t= 1- 1/εk-1, всего на одну пятую, хотя элементарная математическая логика говорила, что и экономичность цикла должна вырасти в полтора раза.
Оказалось, что с такой ситуацией сталкивались и пытались ее решить и другие авторы. Так, по данным И.М. Ленина на стенде были установлены (табл. 23-б, стр. 193, т.1) следующие значения индикаторного КПД 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 термический КПД t теоретического расчетного цикла двигателя со степенью сжатия ε=10 при i=0,33 должен составить 39,8%.
Но при расчете по приведенной выше формуле (t= 1- 1/εk-1) термический КПД теоретического расчетного цикла бензинового двигателя со степенью сжатия 10 составляет 60%. 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 (на 13,6% меньше).
Т.е. между теоретическим расчетом и показателями действительного цикла двигателя с внешним смесеообразованием при переводе термического КПД в индикаторный возникает «черная дыра», в которую исчезает, примерно 20-30% от показателя термического КПД. И, наоборот, при переходе от индикаторного к термическому КПД вдруг ни откуда и из ничего появляется та же самая «прибавка».
И.М.Ленин предпринял попытку объяснить причину этого явления. По его мнению «В замкнутых теоретических циклах теплоиспользование выше, чем в циклах теоретических, но разомкнутых. Это объясняется тем, что в разомкнутых циклах после сгорания появляются продукты сгорания, содержащие трехатомные газы с теплоемкостью, большей, чем у двухатомных газов, и при повышении температуры теплоемкость возрастает. В результате при тех же количествах подводимого тепла максимальные температуры и давления газов в разомкнутом цикле понижаются, полезная работа уменьшается и теплоиспользование ухудшается.


Термический КПД теоретического разомкнутого цикла представляет собой отношение тепла, превращенного в работу, к затраченному теплу:
t раз=1- Q2 раз/ Q1= 1- q2 раз, где Q1- тепло, которое может выделиться при полном сгорании топлива: Q2 раз-тепло, которое не может быть использовано в теоретическом разомкнутом цикле.
Термический КПД разомкнутого цикла tраз меньше, чем термический КПД замкнутого цикла t, примерно на 25% и также зависит от степени сжатия двигателя». (И.М.Ленин стр. 183, табл.24-стр.184 т.1).
Т.е. в интерпретации И.М.Ленина во всем виноваты трехатомные газы, которые принимают примерно на 25% больше теплоты, чем отдают. Но в таком случае возникает вопрос: Почему те же трехатомные газы не делают этого в дизельном двигателе? Ведь моделирование и математический расчет теоретических циклов дизельного двигателя укладываются в рамки допустимых погрешностей и сомнений ни у кого не вызывают.
Для выявления истинной причины расхождений между расчетными и действительными показателями цикла с подводом теплоты при V=const обратимся к 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, uт=18 м/с, глубина зоны горения δт=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 следующей экспериментально установленной закономерности выгорания смеси с равномерным стехиометрическим составом смеси (А.Н.Воинов, стр. 126):
Таблица 77-а

Аналогичная закономерность установлена и другими исследователями. В частности, Д.Д.Брозе ссылается на исследования процесса сгорания в бомбе Льюиса и фон Эльбе (рис. 20 стр. 27), 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 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 11-12о поворота коленчатого вала после точки Рmaх 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.
Несмотря на наличие огромного количества подобных экспериментальных данных, научная литература утверждает: 1. В момент, когда фронт пламени дошел до стенок цилиндра, там в сравнительно небольшом слое в результате поджатия оказывается сосредоточенной не меньше половины горючей смеси. 2. В момент, когда фронт пламени дошел до стенок цилиндра, в цилиндре создается максимальное давление Рmaх. 3. В момент, когда фронт пламени дошел до стенок цилиндра, основная фаза сгорания считается законченной!! Т.е. если верить выводам классиков теории, как только больше половины от всей горючей смеси, сосредоточенной в пристеночном слое, вовлекается во фронт пламени, сгорание считается законченным!!!
Но экспериментальные данные утверждают, что все обстоит совершенно иначе: 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 температура растет, несмотря на начавшийся процесс интенсивного расширения и падения давления.
Экспериментами автора 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 примерно в 15-180 ПКВ. За это время сгорает примерно 18-20% горючей смеси, температура увеличивается от 670-7000С 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 15-18 до 30-350 ПКВ.
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.
Т.е. 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 до сих пор утверждает, что «Экономичность нормального цикла со смешанным подводом теплоты возрастает по мере увеличения доли теплоты, подводимой при постоянном объеме, и уменьшения доли теплоты, подводимой при постоянном давлении». («Теория рабочих процессов поршневых и комбинированных двигателей», стр. 20).
Фактически теоретический расчет двигателей с внешним смесеобразованием должен был производиться не по идеальному циклу Бо Де Роша, а по теоретическому циклу со смешанным подводом теплоты Сабатэ-Тринклера.
В то же время в двигателях с внешним смесеобразованием с низкой степенью сжатия до 5 основное количество теплоты выделяется в зоне ВМТ. Это означает, что подвод теплоты в теоретическом цикле таких двигателей осуществляется по изохорному процессу с V=Const. В таком цикле показатель предварительного расширения (изменение объема рабочего тела в период подвода теплоты) ρ=1.
Исследования этой проблемы привели нас к выводу о 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 расширения становится политропическим, в котором есть признаки и процесса с V=const и процесса с Р=const. Дальнейшее увеличение степени сжатия приводит к еще большему смещению момента Рz в сторону НМТ и полному преобразованию изохорного процесса в изобарный с Р=const.
В научной литературе даются пояснения по поводу того, что означают показатели k и n (показатели адиабаты и политропы). Дается методика их расчета для газов, имеющих разную молекулярную структуру. Но пояснений по поводу того, что означают показатели предварительного увеличения давления- λ и предварительного увеличения объема- ρ, что они выражают и почему влияют на показатели экономичности и эффективности цикла не дается. Теоретики по данному вопросу дают только те определения (отношения объемов и давлений в период подвода теплоты), которые есть в учебниках.
Из теории известно, что в действительных циклах показатель удельной площади охлаждения зависит от объема, давления и температуры нагретых газов.
Мы считаем, что показатели предварительного увеличения объема и степени повышения давления являются показателями, характеризующими увеличение удельной площади отвода теплоты теоретического цикла (введем для толкования теоретических циклов такое выражение) по сравнению с идеальным циклом. При увеличении показателя ρ из-за увеличения объема (площади) в период подвода теплоты количество теплоты отводимой холодному источнику увеличивается, а КПД соответственно уменьшается. Увеличение показателя λ также означает увеличение удельной площади отвода теплоты в результате увеличения давления (плотности).
Идеальные разомкнутые циклы являются прототипами теоретических циклов, а теоретические циклы являются прототипами действительных циклов. Переход от идеального образца к прототипу всегда означает ухудшение показателей экономичности и эффективности. Чтобы правильно отразить результат перехода от идеального цикла к теоретическому, как показывает формула расчета термического КПД цикла со смешанным подводом теплоты, в основе расчета должны участвовать 2 показателя, характеризующие влияние изменения удельной площади теплоотвода на экономичность и эффективность. Но теория ДВС ограничилась лишь показателями увеличения объема и давления, проигнорировав влияние температуры на увеличение площади отвода теплоты. Например, в теоретическом цикле с подводом теплоты при V=const показатель предварительного расширения будет равен ρ=1. Но это вовсе не означает, что удельная площадь теплоотвода цикла не меняется. Увеличение температуры от величины Тс до величины Тz при V=const означает, что удельная площадь отвода теплоты из-за изменения температуры увеличилась в такой же степени, как это имело бы место при увеличении показателя ρ. Соответственно, при переходе от идеального к теоретическому циклу с V=const в формуле расчета термического КПД должен присутствовать показатель предварительного увеличения температуры Тz/Тс.
Поэтому формула расчета термического КПД теоретического цикла Бо Де Роша с подводом теплоты при V=Const вместо показателя ρ должна содержать показатель t.
В этом случае все становится на свои места, и не надо будет подозревать трехатомные газы в игнорировании законов физики.
Помимо этого, 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%, а термический КПД цикла с ε=30 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%, то увеличение степени сжатия до 30 с t71% или выше 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 теоретического расчета цикла дизельного двигателя с ε=13,5 из учебника МВТУ им. Н.Э.Баумана следует, что термический КПД t57%. А у теоретического расчетного цикла бензинового двигателя с ε=10 t60%!!!. Хотя разница в е составляет 13,6% в пользу дизельного двигателя. Как видно из таблицы:

(И.М.Ленин, стр. 18, т.1) t57% имеет теоретический цикл бензинового двигателя со степенью сжатия 8!!! Чудо?!
«Чудеса» исчезают и все становится понятным, если использовать реальные (полученные на стенде) показатели ρ и λ бензинового двигателя и произвести расчет по формуле теоретического цикла Сабатэ-Тринклера. Или же используя показатели λ и t произвести расчет по формуле теоретического цикла Бо Де Роша.
Отвод теплоты.
Интересная особенность толкования теорией ДВС разомкнутых теоретических циклов касается вопроса о том, что:
«Цикл протекает с постоянным количеством одного и того же рабочего тела (газа), в результате чего исключаются из рассмотрения как потери рабочего тела вследствие утечек его через неплотности, так и потери энергии, возникающие при поступлении свежего заряда в двигатель и удалении из него выпускных газов. При этом процесс удаления выпускных газов заменяется фиктивным процессом отвода теплоты от рабочего тела холодному источнику». (Д.Н.Вырубов. стр. 7).
Вот классическое определение теоретического цикла с подводом теплоты по V=const: теоретический цикл теплового двигателя с подводом теплоты по изохоре и отводом теплоты по изохоре и с адиабатными процессами сжатия и расширения.
Указанное положение теории ДВС является принципиально ошибочным, ибо удаление выпускных газов никакого отношения к процессу отвода теплоты от рабочего тела холодному источнику не имеет. Это подтверждается следующим:
1. Согласно второму закону термодинамики холодному источнику отводится теплота, которая используется термодинамической системой как «плата» или «компенсация» (И.П. Базаров, стр. 48) за преобразование теплоты в работу. Т.е., отводимая холодному источнику теплота Q2, для превращения ее в работу в данной системе принципиально не может быть использована. В то же время, в ДВС энергия удаляемых газов может быть использована для получения работы. Это делается путем продолжения расширения в газовой турбине, или лопаточной части комбинированного двигателя.
Это означает, что, по меньшей мере, часть энергии, заключенная в удаляемых выпускных газах, не является термодинамической теплотой компенсирующей работу цикла.
2. Чем большее количество работы совершается за цикл, тем большее количество теплоты расходуется на компенсацию. Если в ДВС удаляемые выпускные газы содержат в себе теплоту, отводимую холодному источнику, то по мере увеличения количества работы совершаемой циклом, количество отводимой теплоты должно увеличиваться, а не уменьшаться.
Количество выполняемой циклом работы может быть увеличено за счет увеличения степени сжатия. Но при увеличении степени сжатия температура удаляемых выпускных газов уменьшается, а не растет. Так, в бензиновом ДВС (Та=3500К, k=1,35) со степенью сжатия ε.=5, температура Т2 завершения процесса расширения составила бы Тb=17690К (во всех расчетах данные о количестве располагаемой теплоты Qт, температуре ∆Т, температуры начала сжатия Та автор берет из расчетов И.М. Ленина на стр. 16-17 т.1). В аналогичном двигателе со степенью сжатия ε.=50 температура Тb завершения процесса расширения при тех же значениях Та и k составит Тb=9860К. Из этого следует, что при увеличении количества работы совершаемой системой, количество теплоты компенсации уменьшается, а не растет.
3. В гипотетическом ДВС, работающем по циклу Карно, процесс отвода теплоты Q2 холодному источнику начинается и завершается при температуре Т2 (Т=const). Т.е. к отводу теплоты в количестве Q2 внутренняя энергия рабочего тела при температуре Т2 даже микроскопической своей частью никакого отношения не имеет. В виде теплоты компенсации система отдает только ту энергию, которая сообщается рабочему телу работой изотермического сжатия. Т.е. в гипотетическом двигателе, работающем по круговому замкнутому циклу Карно, теплотой компенсации Q2 является работа изотермического сжатия (за минусом энергии, которая расходуется на увеличение давления).
Термодинамика объясняет данную ситуацию следующим образом:
При изотермических процессах работа совершается не за счет убыли внутренней энергии U (как это имеет место при адиабатических процессах), а за счет свободной энергии F. Связанная энергия TS (в данном случае внутренняя энергия рабочего тела при температуре Т2) никакого отношения ни к совершению работы, ни к отводу теплоты холодному источнику не имеет.
Если можно так выразиться, связанная энергия TS есть «термодинамическая площадка», на которой свободная энергия F превращается в работу и теплоту компенсации.
Но у данного вопроса есть еще одна особенность:
«Значение tк возрастает при расширении пределов температур, причем легко показать, что это возрастание значительнее при уменьшении Т2, чем при увеличении Т1» (Теплотехника, стр 50).
Это означает следующее:
1. Термодинамический потенциал любого рабочего тела используемого в тепловых машинах ограничен, т.е не возможно передать рабочему телу количество теплоты больше чем Q.
2. Чем большее количество связанной энергии TS рабочее тело содержит, тем меньшее количество свободной энергии F (соответственно теплоты Q) ему можно сообщить.
3. Идеальные замкнутые циклы являются не эффективными, ибо высокие значения количества связанной энергии делает их термодинамический потенциал низким.
Удаление из термодинамической системы рабочего тела со связанной энергией TS превращает цикл в разомкнутый. Это позволяет за счет малого количества связанной энергии содержащегося в свежем (обновленном) рабочем теле, значительно увеличить термодинамический потенциал системы, т.е. количество подводимой рабочему телу теплоты и соответственно увеличить количество работы цикла. Причем увеличение термодинамического потенциала идеального цикла никоим образом не отражается на его КПД.
4. Согласно соотношению 1/εk-1 при бесконечно большой степени сжатия ε→∞ температура выпускаемых газов будет равна температуре начала сжатия, т.е. Тb→≈Та. Это означает, что удаляемые из цилиндра газы не содержат в себе даже ничтожно малую часть теплоты, которая уходит на компенсацию холодному источнику.
5. Выражение «отвод теплоты от рабочего тела» заведомо предполагает, что рабочее тело находится в термодинамической системе, совершает работу и при этом отдает часть теплоты холодному источнику. Т.е. в основе действия всех циклов тепловых машин лежит элементарная аксиома: работа совершается- теплота отводится; работа не совершается- теплота не отводится. Когда начинается процесс удаления рабочего тела из системы, процесс совершения работы прекращается. Соответственно прекращается и процесс отвода теплоты холодному источнику, относящемуся к данной термодинамической системе. Поэтому удаление рабочего тела из системы никак не может трактоваться, как фиктивный процесс отвода теплоты. Этот процесс может трактоваться только, как процесс обновления рабочего тела в цикле.
Таким образом, удаление рабочего тела из термодинамической системы теоретически никакого отношения к отводу теплоты холодному источнику не имеет.
Это означает, что содержащаяся в выпускаемых газах теплота не является теплотой компенсации и ее можно превратить в работу.

Формула расчета наивыгодной степени сжатия теоретического расчетного цикла:
Согласно термодинамике в идеальных циклах адиабатические процессы сжатия и расширения уравновешивают друг друга. Т.е. сумма работ (отрицательная работа сжатия + положительная работа расширения) или изоэнтроп в них равна нулю. «… энтропия системы сохраняется постоянной только в обратимом (равновесном) адиабатном процессе. На этом основании обратимый адиабатный процесс называется изоэнтропным». (Теплотехника, стр. 45).
Является бесспорным фактом то, что по мере увеличения степени сжатия механические потери двигателя увеличиваются. Т.е. в действительных циклах процессы сжатия и расширения не являются адиабатическими.
В теории ДВС есть ни чем не обоснованные предположения о том, что допустимые пределы степени сжатия бензиновых двигателей находятся в районе 13-14, а дизельных двигателей- в районе 23-25. Также делается предположение о том, что при превышении некоей величины степени сжатия количество отрицательной работы цикла начнет превышать количество положительной работы. Но формулы, которая позволила бы рассчитать величину наивыгодной степени сжатия, в теории ДВС нет.
Базой для определения наивыгодной степени сжатия предлагается следующая формулировка:
Наивыгодный эффективный КПД будет иметь теоретический расчетный цикл, в котором энергия работы сжатия будет равна половине количества располагаемой теплоты.
В частности: Та=350К, Тс=1600 К, Тz=4100 К, Тz-Та=3750, Тz- Тс=2500=∆Т, Тс-Та=1250, Тb=8960К, Тb-Та=546. При перечисленных условиях: εk-1=4,574, ε=77.
В теоретическом расчетном цикле при степени сжатия ε=77 работа адиабатического сжатия L2=Q2 или QТ=2L2 (∆Т=2х1250) и термический КПД будет иметь максимальную величину t=1-(Тb-Та)/Тz-Та=85,44%. (Принятая в теории формула расчета термического КПД имеет вид: t=1-(Тb-Та)/Тz-Тс).
Согласно второму закону термодинамики КПД термодинамической системы будет равен нулю, если при совершении работы количество отдаваемой на компенсацию теплоты будет равно количеству теплоты подводимой к рабочему телу. К идеальным и теоретическим циклам это положение не применимо, поскольку для них не существует понятия «механических потерь». Но в действительных циклах суммарная мощность механических и других видов тепловых потерь могут уравновесить индикаторную мощность двигателя. В результате этого эффективная работа станет равной нулю.
Соответственно этому при дальнейшем увеличении степени сжатия (выше 77) доля отрицательной работы сжатия будет возрастать, а КПД действительного цикла- уменьшаться. Когда расход теплоты достигнет равенства Q=Q2, т.е. количество теплоты, отдаваемой на компенсацию тепловых и механических потерь, будет равна количеству подводимой теплоты, эффективный КПД термодинамической системы станет равным 0.
В действительных циклах величина наивыгодной степени сжатия будет располагаться в районе ε≈50.
На стр. 86-87 «Теплотехники» приводится расчет, из которого следует, что термический КПД цикла Стирлинга равен термическому КПД цикла Карно.
На стр. 251-252 «Термодинамики» И.П.Базарова приводится аналогичный расчет, из которого следует вывод о том, что термический КПД цикла Стирлинга меньше, чем термический КПД цикла Карно.
Но из этого вывода И.П. Базарова следует другой вывод. О том, что в цикле Стирлинга термодинамические процессы идеального газа не являются равновесными. Т.е. из вывода о неравенстве КПД приведенных циклов следует, что в одном идеальном цикле процессы идеального газа могут быть лучшими, а в другом идеальном цикле- худшими. В одном идеальном цикле эти процессы (адиабатные и изотермные) могут обеспечить больший КПД (цикл Карно), а в другом идеальном цикле (изохорные и изотермные)- меньший КПД (цикл Стирлинга). 3.
К термодинамическим процессам идеального газа применяется одно допущение- они равновесны. Согласно «Теплотехнике» (стр. 25-26), равновесность- это отсутствие разности между одноименными интенсивными величинами параметров состояния (потенциалов). Равновесность процессов означает, что при условии Q=const, соотношение между количеством теплоты Q1, превращаемой в работу, и количеством теплоты Q2, отводимой холодному источнику, будет одинаковым независимо от вида процесса.
Ко всем идеальным циклам применяются одни и те же допущения: 1) рабочее тело- идеальный газ. 2) Процесс преобразования теплоты в работу для всех циклов (идеальных) ограничен одними и теми же условиями: рабочему телу подводится теплота, рабочее тело изменяет свое состояние. Часть теплоты превращается в работу, вторая часть передается холодному источнику. Других допущений нет.
Если это так, то как термический КПД одного идеального цикла может быть меньше или больше чем у другого идеального цикла? Или к идеальному циклу с «худшим» КПД применяются какие-то дополнительные допущения, которые делают процессы идеального газа неравновесными?
Поэтому не важно из каких процессов состоит цикл. Важен принимаемый нами постулат термодинамики -все процессы идеального газа равновесны. Этот постулат делает вывод о равенстве термического КПД идеальных циклов аксиомой, которая не нуждается в доказательствах.
Существует формулировка: в заданном интервале температур термический КПД цикла Карно является наивысшим. Но интервал температур в цикле Карно является лишь результатом работы сжатия. Т=const является условием, при котором совершаются работы изотермического сжатия и расширения. Точно так же Р=const, V=const и С=const являются условиями, которыми может быть обставлен процесс преобразования теплоты в работу. Если условия являются равновесными, то при одинаковом количестве работы сжатия результат процесса будет одинаковым. Основным фактором является работа сжатия, которая создает интервал температур, или давлений, или объемов. Поэтому, если количество работы сжатия сравниваемых идеальных циклов равно, и они основаны на термодинамических равновесных процессах идеального газа, термический КПД цикла Стирлинга или другого идеального цикла не может быть больше или меньше, чем у цикла Карно.
Во всех идеальных циклах по преобразованию теплоты в работу путем сжатия и расширения рабочего тела, работа сжатия является общей характеристической функцией, определяющей термический КПД цикла.
Степень сжатия является характеристическим параметром, определяющим КПД тепловых машин.
Термический КПД идеального цикла не зависит от вида термодинамического процесса идеального газа.
В дискуссиях с нами некоторые теоретики объявили перечисленные положения бессмысленными. По их утверждениям в массовом двигателестроении последних лет наметилась тенденция ухода от высоких степеней сжатия. Так, наиболее оптимальными степенями сжатия для дизелей считаются величины ε=13,5-17. По их мнению, такие величины степеней сжатия при нормальных скоростях нарастания давления в цилиндре позволяют при относительно неплохих величинах эффективного КПД, обеспечить стабильную работу и большой ресурс двигателей.
Приведенные положения имеют не столько теоретическое, сколько практическое значение:
1. Приписывание одному из термодинамических процессов газа (V=const, см. приведенную выше цитату Д.Н.Вырубова) или одному из циклов (цикл Карно) каких-то особых, выходящих за рамки законов термодинамики свойств, завела практику двигателестроения в тупик.
2. На данный момент у нас имеется 4 обкатанных бензиновых двигателя со степенями сжатия от 17 до 22. Пробег одного из них составляет 45 тыс. км. Второй был обкатан на 5 тыс. км и после этого отработал на стенде, примерно, 200 часов. Пробег двух остальных составляет по 10 тыс. км. Наши исследования и эксперименты показывают, что причины возникновения детонации в бензиновых двигателях и высоких скоростей нарастания давления в дизельных двигателях имеют один корень: это недостаточная величина степени сжатия (или работы сжатия), из-за которой основную фазу выделения теплоты приходится обеспечивать в зоне малого изменения объема рабочего тела. Эксперименты с бензиновыми двигателями с высокими степенями сжатия показывают, что выявленные возможности регулирования скорости увеличения давления, путем увеличения степени сжатия и смещения основного периода тепловыделения на линию расширения могут быть использованы и при организации процесса сгорания в дизельных двигателях, что позволит устранить перечисленные недостатки. Что при этом важно, увеличение степени сжатия дизельных двигателей до сверхвысоких величин (до 51), приведет к уменьшению максимальных давлений и температур цикла и соответственно к уменьшению массогабаритных показателей и увеличению ресурса таких двигателей по сравнению с двигателями с обычными степенями сжатия.

Фактор давления:
Что происходит в действительных циклах бензинового и дизельного ДВС с обычными степенями сжатия?
1. Бензиновый двигатель со степенью сжатия ε<5. Согласно учебным данным (см. рис. 80, Сороко-Новицкий, стр.142 т.1) в таком двигателе (ε=3,2) максимальное давление цикла величиной Рz=19 кг/см2 может быть достигнуто за 100 до ВМТ. Фаза активного тепловыделения приходится на период малого изменения состояния рабочего тела. Если фазу активного тепловыделения сместить по углам ПКВ дальше от ВМТ, плотность компонентов (давление) уменьшится, интенсивность тепловыделения снизится. Это приведет к нарушению нормального процесса сгорания.
2. Бензиновый двигатель со степенью сжатия ε=10. В таком двигателе максимальное давление цикла Рz уже не может быть достигнуто не только до ВМТ, но и в ВМТ. Если фазу активного тепловыделения сместить в ВМТ, то максимальное давление цикла составит Рz=96 кг/см2 (см. расчет И.М. Ленина на стр. 16-17 т.1),что вызовет нарушение нормального протекания процесса.
3. Дизельный двигатель со степенью сжатия ε>17: Несмотря на то, что в дизельном двигателе с α>1,3 количество располагаемой теплоты существенно меньше, из-за высокой скорости нарастания давления, обеспечить в нем процесс с V=const становится невозможным. Из-за высокой степени сжатия давление на начало расширения обеспечивает такую плотность компонентов, что становится необходимым вводить часть теплоты на линии расширения при Р=const.
Для наглядности сказанного рассмотрим таблицу зависимости максимального давления Рz от степени сжатия при подводе теплоты по процессу с V=const:
Степень сжатия: 5 10 25 40 51
В конце сжатия:
Давление, кг/см2 9,9 25 91 175 246
Температура, К 665 880 1268 1531 1687

Макс.давление, кг/см2 45,3 96 349 672 944
Макс. температура, К 3165 3380 3768 4031 4186

Как, видно из таблицы, если ввести всю теплоту по процессу V=const в двигателе со степенью сжатия 25, 40 и 51 максимальное давление Рz составит соответственно 349, 672 и 944 кг/см2. Т.е. абсолютно не приемлемые для ДВС величины.
Но в то же время многолетними экспериментами автора установлено, что бензиновый двигатель со степенью сжатия до 25 может работать без нарушения нормального процесса сгорания. При этом максимальное давление цикла в нем доходит до 80 кг/см2. Чем это можно объяснить?
Тем, что в теоретических циклах ДВС по мере увеличения степени сжатия термодинамические процессы газов переходят от одного вида к другому и завершаются изотермическим процессом подвода теплоты.
При этом: 1. В теоретических циклах тихоходных (малооборотных) двигателей со сверхнизкой (до 5) степенью сжатия подвод теплоты к рабочему телу осуществляется по изохорному процессу с V=const. 2. Дальнейшее увеличение степени сжатия (до низких 10-12) влечет за собой необходимость смещения периода активного сгорания дальше от ВМТ. В теоретических расчетных циклах с такими степенями сжатия период подвода основного количества теплоты является политропическим с преобладанием процесса Р=const. 3. Дальнейшее увеличение степени сжатия до средних величин (17-23) приводит к тому, что процесс подвода теплоты приобретает полные признаки изобарного. 4. Увеличение степени сжатия до высоких (до 30) величин превращает процесс в политропический с признаками изобарного и изотермного. 5. При дальнейшем увеличении степени сжатия до сверхвысоких величин (ε>30) происходит замена изобарного процесса подвода теплоты с Р=const на изотермный процесс с Т=const.
Это позволяет дать следующую формулировку Закона «Перехода циклов»: при работе двигателей с высокой (до 30) и сверхвысокой (до 51) степенями сжатия в зависимости от нагрузки и оборотов будет происходить переход действительных циклов из одного в другой.
Сказанному в настоящей статье можно подвести следующие итоги:
1. Наши идеи о возможности увеличения степени сжатия двигателей внутреннего сгорания до сверхвысоких величин на данном этапе, как выразился один из уважаемых профессоров, приводят теоретиков и конструкторов- практиков в ужас. В основе такого подхода и неадекватного восприятия фактов лежит не фантастичность идей, а консерватизм мышления. Идея после ее реализации в жизнь не может считаться фантастичной. История развития науки, в том числе и теории ДВС, фактически есть история борьбы и преодоления таких «ужасов». Тем, кто сомневается, рекомендуем почитать историю жизни Р.Дизеля. Его идеи вызывали у известных теоретиков и практиков того времени не меньший «ужас».
2. В последние десятилетия стало совершенно очевидным, что потенциал прочности окружающей нас среды не является бесконечным. Запасы энергоресурсов ограничены. Бездумное их добывание и неэффективное использование, отравление окружающей среды парниковыми и токсичными газами ведет человечество к энергетической и экологической катастрофам. Это коснется всех: не только тех, кто добывает и потребляет нефтепродукты, но и тех, кто ходит пешком и считает, что они не участвуют в отравлении окружающей среды. Уменьшению потребления нефтепродуктов через их более эффективное использование в ближайшие 50 лет нет альтернативы.
3. В современных быстроходных дизельных двигателях максимальные давления цикла составляют 220-260 кг/см2. Увеличение степени сжатия до сверхвысоких величин позволит снизить максимальные величины давлений (до 200-210 кг/см2) и температур (до 1300-16000К, вместо 2000-22000К). Т.е. для серийного производства таких двигателей не нужны ни особые материалы, ни особые технологии. Современная промышленность располагает всеми необходимыми для этого условиями.
4. Основой строительства современных бензиновых и дизельных двигателей является изжившая себя догма теории ДВС о том, что для обеспечения максимальной экономичности и эффективности необходимо обеспечить протекание основной фазы тепловыделения в зоне ВМТ. Это приводит к тому, что пределы повышения степени сжатия в бензиновых двигателях ограничивается детонацией, а в дизельных- фактором динамичности. В то же время в последнее десятилетие в практике двигателестроения наметилась тенденция к отказу от указанной догмы. Применение в двигателях непосредственного и многостадийного впрыска показывает, что основная фаза тепловыделения должна происходить на расширении.
5. В основе процессов протекания давлений и температур двигателей с высокими и сверхвысокими степенями сжатия лежат Законы «Перехода циклов» и «Синхронизации процессов». Закон «Синхронизации процессов» складывается из: 1. Процесса регулирования количества горючей смеси в цилиндре (путем дросселирования) в зависимости от частоты вращения, т.е. закона подачи горючей смеси (или топлива при впрыске). 2. Увязанного с этим процесса регулирования частоты вращения для регулирования скорости движения поршня и скорости изменения объема надпоршневой полости. 3. Обеспечения реального изобарного процесса (не тот воображаемый изобарный процесс в цикле со смешанным подводом теплоты) в начале расширения, при котором давление Р1 будет изменяться в очень незначительном диапазоне величин. У каждого количества горючей смеси- своя скорость нарастания давления. И каждому количеству горючей смеси- свою скорость увеличения объема надпоршневой полости.
6. Действующие макеты (переделанные в кустарных условиях восьмиклапанные двигатели ВАЗ-2111) бензиновых двигателей со степенями сжатия до 25 являются реальностью и готовы к демонстрации.

Литература:

1. «Теория рабочих процессов поршневых и комбинированных двигателей». Москва. 1971 г. Издательство «Машиностроение». (МВТУ имени Н.Э.Баумана).
2. «Теплотехника». Москва, 2004 г. Издательство МГТУ имени Н.Э.Баумана.
3. А.Н.Воинов. «Сгорание в быстроходных поршневых двигателях». Москва, 1977 г. Издательство «Машиностроение».
4. И.М. Ленин. «Автомобильные и тракторные двигатели». Часть 1 и 2. Москва 1976 г. Издательство «Высшая школа».
5. «Двигатели внутреннего сгорания», том 1, «Теория рабочих процессов». Москва 2005 г. Издательство «Высшая школа». МАДИ (ГТУ).
6. Проф. Д.Д. Брозе. «Сгорание в поршневых двигателях». Москва 1969 г. Издательство «Машиностроение».
7. В.И.Сороко-Новицкий, доц. В.А.Петров. «Двигатели внутреннего сгорания», том 1, «Теория легких двигателей». Москва 1938 г. Издательство «ОНТИ-НКТП-СССР».
8. «Сборник научных трудов по материалам Международной конференции Двигатель-2007, посвященной 100-летию школы двигателестроения МГТУ им. Н.Э.Баумана». Москва. 2007 г. Издательство МГТУ имени Н.Э.Баумана.
9. И.П. Базаров. «Термодинамика», Москва. 1961 г. Государственное издательство физико-математической литературы.
10. К.В.Рыжков. «Сто великих изобретений». Москва 2001 г.. Издательство «Вече».

Ибадуллаев Г.А.