Мифы и реальности современной теории ДВС. Опубликовано в Вестнике Дагестанского научного центра Российской Академии наук 28 за 2007г

• Название: Опубликовано в Вестнике Дагестанского научного центра Российской Академии наук 28 за 2007г
• Дата: 03.10.2018
• Размер: 1.4 Mb.
• Имя файла: Мифы и реальности современной теории ДВС.doc
• Тип: Документы; #52391
• страница: 1 из 3

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, tи 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: 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 принятой в теории формуле _t= 1- 1/ε^k-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/ε^k-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- Q_{2 раз}/ Q₁= 1- q_{2 раз}, где Q₁- тепло, которое может выделиться при полном сгорании топлива: Q_{2 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, 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 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 11-12^о 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.

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 Р_maх. 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 иt произвести расчет по формуле теоретического цикла Бо Де Роша.