Российская Академия Наук Дагестанский Научный Центр Сборник научных трудов по термодинамическим циклам Ибадуллаева
|
Скачать 2.17 Mb.
|
Автор выражает искреннюю признательность декану ФАТ МФ МАДИ (ГТУ), к.т.н., доценту М.М. Фатахову, профессорско-преподавательскому составу Махачкалинского филиала МАДИ (ГТУ) и заведующему кафедрой «Поршневых двигателей» МГТУ им. Н.Э. Баумана, доктору технических наук, профессору, заслуженному деятелю науки и техники РФ Н.А. Иващенко за помощь, оказанную при работе над настоящим сборником. Большая часть выводов и оценок автора у Н.А.Иващенко не нашла поддержки и понимания. Но это не имеет значения. Главное в том, что его критические замечания помогли автору правильно сформулировать свои мысли.Г. Махачкала. Май-июнь 2008 года. Ибадуллаев Г.А. Термодинамические циклы. (Пояснение по поводу терминов). 1. При описании термодинамических циклов (идеальных и теоретических) все теоретики, кроме И.М. Ленина используют термин «теплота». При описании же рабочих процессов, происходящих в теоретических расчетных и действительных циклах во всех источниках (за исключением Д.Н. Вырубова и учебника (ГТУ) МАДИ) используют то «тепло», то «теплоту». Так, А.Н. Воинов и И.П.Базаров используют оба термина. Как указывает заведующий кафедрой «Поршневые двигатели» МГТУ им. Баумана профессор Иващенко Н.А. в письме, написанном автору в апреле сего года: «… о терминах «теплота» и «тепло». Теоретики несколько десятков лет тому назад в рамках АН СССР утвердили терминологию в области теплотехники, в том числе и в области ДВС. Согласно этой терминологии есть термин «теплота» и нет термина «тепло». Д.Н. Вырубов в числе других ученых создавал эту терминологию и в своих работах придерживался ее. А И.М. Ленин – не придерживался. В настоящее время в любом приличном издательстве не пропускают неутвержденные АН термины». В виду этого в дальнейшем в работах автора будет использоваться только термин «теплота». Вместе с тем попытки разобраться в терминологии привели автора к следующим выводам: 2. 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. Дискуссии автора с учеными-теоретиками показали, что в этом вопросе нет единообразия в понимании того, что есть что. Поэтому в настоящей публикации предпринята попытка классифицировать циклы и автор дает 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 разомкнутых 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 анализе воображаемых рабочих процессов учитывается изменение молекулярной структуры и теплоемкости газов (с) через показатели адиабаты (k) и политроп (n1 и n2), увеличение удельной площади отвода теплоты в виде показателей предварительного расширения (ρ), степени повышения давления () и температуры (t). 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 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. 3. Что такое ξ? 1) ξ-коэффициент использования теплоты. χb -коэффициент выделения теплоты. (Д.Н.Вырубов, стр. 162-163). 2) ξ -коэффициент активного тепловыделения. χх- коэффициент выделения теплоты. (Учебник МАДИ (ГТУ), стр.121 т.1). 3). ξ – коэффициент активного тепловыделения. хт-доля выделивщейся от располагаемой теплоты сгорания. (А.Н.Воинов, стр.165-166). 4) Q=ξQт где ξ- коэффициент использования тепла, учитывающий потери при горении топлива из-за догорания, теплоотдачи в стенки и диссоциации. (И.М.Ленин. стр. 130, т.1). Поскольку в научной литературе нет единообразия в понимании и толковании, в рамках настоящей работы ξ (без комментариев) понимается как доля от располагаемой теплоты сгорания Qт, выделивщаяся на данный момент). По поводу рассматриваемых проблем. 1. При описании действительных (теоретических расчетных и рабочих) циклов встречается такое понятие, как потери теплоты (диссоциация, изменение теплоемкости газов, химическая неполнота сгорания; с выхлопными газами, в систему охлаждения, механические потери на трение). С позиций термодинамики (в которой нет понятия «потерь») все виды этих «потерь» являются способом передачи энергии в окружающую среду в виде отвода теплоты. Двигатель внутреннего сгорания есть термодинамическая система, в которой происходит отвод теплоты не одному, а нескольким холодным источникам. Но термодинамика таких систем по преобразованию теплоты в работу, в которых был бы один горячий источник и несколько холодных источников не рассматривает. В изученных трудах по теории ДВС автор не встретил попыток анализа и классификации этих «потерь» с позиций термодинамики. Т.е. какой именно вид потерь в двигателе внутреннего сгорания является отводом теплоты холодному источнику и являет собой принципиально неустранимую «потерю» и каковы возможности (и есть ли такие возможности) устранения остальных потерь, не имеющих отношения к действию второго закона термодинамики. «Изменение состояния рабочего тела (если процесс незамкнутый) или отдача части теплоты рабочим телом другим телам и изменение термодинамического состояния этих тел при круговом процессе превращения теплоты в работу называется компенсацией. (И.П. Базаров, стр. 48). В соответствии с приведенной цитатой термины «термодинамическая теплота», «теплота компенсации» в работах автора следует понимать, как проистекающие из второго закона термодинамики объективные и неустранимые для данной термодинамической системы потери теплоты. 2. Термодинамика постулирует, что при адиабатических процессах идеального газа изменение энергии системы равно количеству работы, совершенной этой системой. Поэтому в идеальных замкнутых и разомкнутых циклах принято допущение о том, что адиабатические процессы сжатия и расширения совершаются не только без теплообмена с окружающей средой, но и без потерь теплоты на работу трения. Термины «трение» и «механические потери» для идеальных и теоретических циклов вообще не существуют. Но в действительных циклах трение и механические потери на работу трения имеют место. Во всех трудах имеются утверждения о том, что с ростом степени сжатия потери теплоты на трение будут увеличиваться. Даже есть предположения о том, что по достижении определенной величины степени сжатия мощность механических и тепловых потерь работы сжатия и расширения может уравновесить индикаторную мощность двигателя. Но какова величина этой степени сжатия и как ее рассчитать, нигде не указывается. 3. В теории рабочих процессов есть такие понятия, как наивыгоднейший угол зажигания, наивыгодный или наилучший состав смеси (либо по экономичности, либо по эффективности, либо по составу выхлопных газов). Но формулы расчета «наивыгодной степени сжатия» в теории ДВС не существует. Есть понятие предельно допустимой степени сжатия. Причем предел допустимых значений степени сжатия для двигателей с внешним смесеобразованием и принудительным зажиганием определяется возможностью возникновения детонации, а дизельных двигателей- фактором динамичности, или недопустимой жесткостью работы. В настоящей работе путем анализа идеальных замкнутых и разомкнутых, термодинамических теоретических, и теоретических расчетных и действительных циклов сделана попытка ответить на перечисленные и другие вопросы. О термодинамических циклах. Термодинамические циклы это термодинамические круговые процессы преобразования теплоты в механическую работу. Наиболее полный и подробный анализ термодинамических теоретических циклов дается Д.Н.Вырубовым. «Рассмотрение любого термодинамического цикла двигателей внутреннего сгорания основывается на следующих допущениях: 1. 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 к холодному источнику (выделено мной). 2. Химический состав рабочего тела остается постоянным в течение всего цикла. Этим условием исключается из рассмотрения процесс сгорания, который заменяется фиктивным процессом подвода теплоты к рабочему телу от внешнего горячего источника, и, следовательно, не учитываются тепловые потери, возникающие в действительном цикле при сгорании топлива в двигателе.  («Теплотехника», стр. 347) 3. Процессы сжатия и расширения протекают адиабатически, т.е. без теплообмена с окружающей средой. При этом условии не рассматриваются те тепловые потери, которые возникают в действительном цикле во время процессов сжатия и расширения. Принятые допущения облегчают рассмотрение термодинамического цикла вследствие более простых аналитических соотношений, что позволяет выделить влияние тех факторов, которые определяют экономичность и эффективность цикла. Вместе с тем отсутствие учета потерь приводит к тому, что расчетные показатели термодинамического цикла получаются более высокими, чем в реальных двигателях. Значение же анализа этих циклов заключается в том, что его результаты позволяют выяснить влияние основных термодинамических факторов на совершенство преобразования теплоты в механическую энергию и сравнить раличные циклы по показателям их экономичности и эффективности Термодинамические циклы, как прототипы действительных циклов, протекающих в двигателях внутреннего сгорания, различаются между собой по условиям сообщения теплоты рабочему телу и отдачи ее холодному источнику. Теплота может подводиться и отводиться на одном или нескольких участках цикла, причем подвод теплоты к рабочему телу и отдача ее холодному источнику могут происходить как с изменением, так и без изменения объема рабочего тела. Экономичность термодинамического цикла характеризуется термическим КПД, представляющим собой отношение количества теплоты превращенной в работу, к количеству теплоты, подведенной к рабочему телу. Наряду с экономичностью цикла такой же важной характеристикой является его эффективность, определяемая удельной работой цикла, т.е. работой, приходящейся на единицу разности максимального и минимального объемов рабочего тела при совершении им цикла. Условия получения максимальной экономичности и максимальной эффективности могут не совпадать. Из курса термодинамики известно, что наивыгоднейшим по экономичности является цикл с изотермическим подводом и отводом теплоты (выделено мной). Однако практически осуществлять такой цикл в двигателе внутреннего сгорания нецелесообразно, т.к. 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. Экономичность и эффективность цикла можно увеличить, расширив пределы изменения состояния рабочего тела. Верхний предел давления Рmaх=Рz ограничивается прочностью конструкции двигателя. Верхний предел температуры цикла Тmaх=Тz также ограничивается прочностью и жаростойкостью деталей двигателя, а кроме того качеством смазки цилиндра и поршня. Уменьшение минимального объема Vmin рабочего тела ограничивается ростом давления конца сжатия до максимального давления цикла. В действительном рабочем цикле увеличение тепловых и механических потерь при высоком сжатии лимитирует уменьшение минимального объема. Наконец, в тех двигателях, в которых сжатию подвергается горючая смесь, величина минимального объема не может быть выбрана слишком малой во избежание самовоспламенения смеси в процессе сжатия вследствие повышения температуры или нарушения нормального протекания процесса сгорания. Наибольший возможный объем Vmaх достигается при продолжении расширения рабочего тела до минимального давления цикла рmin. При этом возрастают и термический КПД и работа цикла. Однако с увеличением объема Vmaх соответственно уменьшается удельная работа, т.е. среднее давление цикла. При осуществлении цикла с продолженным расширением в поршневом двигателе потери от теплообмена и трения в действительных процессах быстро возрастают с увеличиением разности Vmaх - Vmin, и некоторое, относительно небольшое увеличение работы цикла не компенсируют этих потерь. Вместе с тем уменьшение среднего давления цикла приводит к необходимости увеличения размеров цилиндра для получения заданной мощности двигателя. При ограничении максимального давления цикла Рz увеличение Рс приводит к необходимости соответствующего уменьшения λ, т.е. уменьшения количества теплоты, подводимой к рабочему телу, что вызывает понижение среднего давления цикла, несмотря на рост КПД t. К основным выводам, сделанным в результате анализа термодинамических циклов, могут быть отнесены следующие: 1. Расширение пределов изменения объема рабочего тела при осуществлении цикла (увеличение степени сжатия, продолженное расширение и пр.) обеспечивает увеличение термического КПД, но осуществление продолженного расширения в поршневом двигателе приводит к уменьшению удельной работы (среднего давления цикла). 2. 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». (Выделено мной, стр.7-20 Д.Н. Вырубов). «Однако степень сжатия в бензиновых ДВС ограничивается во избежание взрывного сгорания (детонации)». («Теплотехника», стр.86)  «Теоретический цикл двигателей с сообщением тепла при постоянном давлении. Топливо впрыскивается в конце сжатия (несколько ранее точки с) через форсунку, мелко распыливается и, приходя в соприкосновение с сильно нагретым воздухом, начинает гореть (линия с сz). Ввиду постепенной подачи топлива через форсунку нельзя ожидать резкого повышения давления при сгорании, как в цикле с сообщением тепла в V=const, где все топливо перед сгоранием находится в цилиндре. В двигателях, работающих по циклу с сообщением тепла при р=const, топливо горит постепенно по мере его поступления в цилиндр, в результате чего процесс сгорания происходит при перемещающемся поршне и почти постоянном давлении. По этому циклу работают стационарные и судовые компрессорные двигатели с воспламенением от сжатия или компрессорные дизели» (И.М.Ленин. т.1. стр. 19-20, рис. 7, со стр.20). Таким образом, изложенные выше принципы построения теоретических циклов ДВС можно подытожить следующими основополагающими выводами: 1. В теоретических циклах процесс удаления выпускных газов заменяется фиктивным процессом отвода теплоты от рабочего тела к холодному источнику 2. Согласно законам термодинамики наивыгоднейшим по экономичности был бы теоретический цикл с изотермическим подводом теплоты на расширении. 3. Для условий работы ДВС наивыгодным является теоретический цикл с подводом теплоты при V=const. 4. В небольшой части дизельных двигателей в ущерб этому важному теоретическому постулату подвод теплоты к рабочему телу осуществляется при Р=const. 5. В большинстве дизельных двигателей, также в ущерб этому теоретическому положению подвод, теплоты осуществляется по циклу со смешанным подводом теплоты, т.е. сначала при V=const, а затем при Р=const. 6. В теоретическом цикле двигателя с внешним смесеобразованием величина минимального объема Vmin не может быть выбрана слишком малой во избежание самовоспламенения смеси в процессе сжатия вследствие повышения температуры. (Комментарий: К этим существующим на данный момент в теории ДВС важным принципам в виде первого комментария укажем, что выделенные курсивом пункты является ошибочными и противоречат законам термодинамики. Так, построенные автором бензиновые двигатели со степенями сжатия до 22 свидетельствуют о том, что Vmin теоретически может быть сколь угодно малой. При условии правильной организации процессов сжатия и расширения никакого самовоспламенения смеси или нарушения нормального протекания процесса сгорания не произойдет). «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). Как происходит процесс сжатия в теоретическом цикле и как это отражается на результатах работы двигателя видно на рис.4.5. (Уч. МАДИ (ГТУ) стр. 201 т.1).  Кривая aс'с" характеризует протекание давления при наличии зажигания, а кривая aс'с-протекание давления при отсутствии зажигания. До точки с' в период задержки воспламенения кривые совпадают. После формирования очага пламени и начала распространения фронта пламени начинается подъем давления и кривые с'с" и с'с расходятся. Кривая с'с" характеризует реальный процесс, а кривая с'с расчетный процесс роста давления при отсутствии зажигания. В реальном двигателе со степенью сжатия 9,9 в зависимости от оборотов, резонансных явлений, угла опережения зажигания давление конца сжатия колеблется между 34-42 кг/см2. За среднее Рс примем 38 кг/см2. Давление конца сжатия расчетного двигателя составляет (при Ра=0,9 кг/см2) 22,4 кг/см2. Но в реальном двигателе из-за начала тепловыделения до ВМТ такое давление конца сжатия бывает при степени сжатия 5.5 -6. Разница в давлениях расчетного и реального процессов в момент пересечения кривыми линии ВМТ составляет 15,6 кг/см2. При расчете термического КПД и среднего давления цикла расчетного двигателя мы обязаны использовать формулу Ра х εk=Рс, согласно которой давление конца сжатия равно 22,4 кг/см2, а не 38 кг/см2. Если же мы подставим в формулу реальные 38 кг/см2, то получится, что мы рассчитываем данные для двигателя со степенью сжатия 15,5, а не 9,9. В результате такого допущения на такте сжатия площадь цикла (в части отрицательной работы сжатия) уменьшается на величину площади заключенной между линиями расчетного сжатия, реального горения и ВМТ. Данные для дальнейших расчетов двигателей ВАЗ со степенями 9,9 и 20 (22) при ровной плоскости крышки цилиндра и днища поршня. 1) ε=9,9: Vс=7,98мм, Vа=78,98мм, Рz при 120 и ходе поршня 1мм, Vz=8,98мм. Рb при 1400, т.е. ход поршня 61 мм. Vb=68,98мм. δ1=68,98/8,98=7,68 2). ε =20 (22): Vс1=3,74мм (Vс2=3,38 мм), Vа1=74,74мм (Vа2=74,38), Рz1 при 150, т.е. ход поршня 1,564мм. Vz1=5,3мм (Vz2 =4,94 мм). Рb при 1400, т.е. ход поршня 61 мм. Vb1=64,74 мм (Vb2=64,38 мм). δ2=64,74/5,3=12,2 (δ3=13,03) В теоретических циклах при рассмотрении процесса расширения делается допущение, что сжатие равно расширению (Vmax=Vа=Vb, ε=δ). Но, как видно из приведенного выше рис. 1 и расчета для двигателя ВАЗ-2110, выпуск продуктов сгорания производится в точке b индикаторной диаграммы, а не в точке ƒ׳ (точка НМТ) и указанный показатель составляет δ=7,68, а не 9,9. Двигатель ВАЗ-2110 имел бы показатель δ=10 при ε=15. Но это обстоятельство из расчета теоретического цикла исключается. Таким образом, рассчитывая показатели экономичности и эффективности теоретического цикла для двигателя ВАЗ-2110 со степенью сжатия 9,9, мы игнорируем рост потерь на части участка сжатия (уменьшение площади цикла) и увеличение работы расширения (увеличение площади цикла) за счет увеличения показателя расширения δ. Эти погрешности видны, как говорят невооруженным глазом. На них указывают все теоретики, во всех учебниках приводятся диаграммы, на которых видно, насколько диаграмма теоретического цикла отличается от диаграммы действительного цикла. Но к теоретическому циклу двигателей с внешним смесееобразованием применяется допущение, которое серьезнейшим образом влияет на точность анализа и расчета. Пытаясь подогнать работу реального двигателя под это допущение, теоретики держатся примерно одной позиции в вопросе о том, когда происходит основная фаза сгорания в действительных циклах. «Процесс видимого сгорания, связанный с выделением тепла, повышением температур и давлений газов, находящихся в цилиндре, начинается в точке с и оканчивается в точке z. Вследствие трудности определения момента окончания периода видимого сгорания условно принимают за конец сгорания момент достижения наибольшего давления газов, т.е. точку z индикаторной диаграммы». (И.М.Ленин, т.1.стр. 96). «Процесс горения однородной топливно-воздушной смеси в камере сгорания двигателя с принудительным зажиганием представляет собой распространение в горючей смеси от источника зажигания зоны реакции-фронта пламени. В пределах этого фронта в основном завершаются выделение теплоты и превращение свежей смеси в продукты сгорания». «Для получения наибольшей экономичности, как это следует из анализа термодинамических циклов, сгорание топлива должно осуществляться по возможности вблизи в.м.т., т.е. в условиях малого изменения объема рабочего тела». «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 Vс= const». (Д.Н. Вырубов, стр. 138, 151, 161 ). «Процесс сгорания в бензиновом двигателе считается нормальным, когда топливно-воздушная смесь воспламеняется искрой свечи и сгорает в процессе распространения фронта турбулентного пламени с такими скоростями, что быстрое повышение давления в результате сгорания начинается за 12-150 до ВМТ и практически заканчивается до заметного расширения, обусловленного движением поршня. Наибольшая мощность при этом обычно достигается в том случае, когда максимум давления лежит в пределах 12-150 поворота коленчатого вала после ВМТ». (А.Н. Воинов, стр. 156). (Все выделения мои) Вот формула расчета термического КПД цикла с подводом теплоты при V= const, который в теории ДВС считается теоретическим циклом двигателей с внешним смесеобразованием или принудительным зажиганием: t= 1-1/εk-1, и формула расчета термического КПД теоретического цикла со смешанным подводом теплоты: t= 1-[λρk -1/εk-1[(λ-1)+kλ(ρ-1)], сопоставим их со следующим высказыванием Д.Н. Вырубова относительно работы дизельных двигателей: «... в результате одновременного воспламенения большого количества топлива давление в цилиндре повышается весьма быстро, что вызывает жесткую работу двигателя, сопровождаемую стуками и ухудшением рабочих условий его деталей. Показателем жесткости работы двигателя служит скорость нарастания давления во время сгорания: мгновенная dp/dφ, или средняя ∆р/∆φ, отнесенная к углу поворота коленчатого вала и выраженная в кГ/(см2·град). Иногда жесткость работы двигателя характеризуют изменением давления, отнесенным к единице времени dp/dτ Эта величина имеет размерность кГ/(см2·сек). Для характеристики жесткости работы двигателя служит также так называемый фактор динамичности цикла, представляющий собой отношение количества ơв топлива, впрыснутого в цилиндр к моменту самовоспламенения, ко всему количеству ơ топлива, впрыскиваемому за цикл; D= ơв/ơ. 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 интенсивности тепловыделения, который выражается через коэффициент тепловыделения ξ. И дополнить другим положением: Количество располагаемой теплоты QТ 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 там протекает у ВМТ (т.е. по циклу с V=const). Но приведенные цифры говорят, что это не так. В реальном двигателе все получается с точностью до наоборот.   Тогда почему теоретики пытаются 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 принимают допущение о том, что подвод теплоты в (теоретическом?) цикле бензинового двигателя якобы осуществляется в ВМТ, а в теоретическом цикле со смешанным подводом теплоты дизельного двигателя процесс подвода теплоты 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. Сравните индикаторные диаграммы бензинового и дизельного ДВС на рис. 43 и 47( Д.Н.Вырубов, стр.151, 155). Если отвлечься от абсолютных значений давлений и температур (все-таки в дизельном двигателе степень сжатия больше), и рассматривать их только с позиции достижения моментов Рz и Тz, то наблюдается практически полное совпадение периодов сгорания по углам поворота коленчатого вала и, не греша против истины, можно сказать, что на рисунках приведены две диаграммы одного и того же двигателя. Но, тем не менее, для теоретического цикла одного двигателя действуют одни правила, а для другого цикла-другие. «Принятые допущения облегчают рассмотрение термодинамического цикла вследствие более простых аналитических соотношений» Д.Н. Вырубов. (Стр.8) Количество и величина допущений имеют значение для результата анализа. Поэтому желательно, чтобы их было как можно меньше. Но главным требованием к анализу является, чтобы полученные при этом результаты имели отклонения от фактических в пределах каких-то понятных и подлежаших учету величин. И второе. Двигатель первичен, а рассуждения о нем вторичны. Если результаты сотен тысяч экспериментов показывают, что некое принятое на заре формирования теории допущение является неправильным, то от такого допущения необходимо отказаться. Есть расхожая фраза: теория консервативна. Но теория не может быть ни консервативной, ни прогрессивной. Ни хорошей, ни плохой. Консервативными или прогрессивными, хорошими или плохими могут быть только люди, которые этой теорией занимаются. 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 (идеальном цикле), то это не так. Все процессы идеального газа являются равновесными. Приписывание одному из видов процесса 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, какие дополнительные допущения в отличие от других процессов данный вид процесса позволяет принимать. И каким образом эти допущения позволяют увеличить КПД. 3. Если речь идет о действительном цикле, то каждый раз надо определять и ждать, в какую сторону может повернуться коленчатый вал, если весь процесс тепловыделения произойдет в ВМТ. Если речь идет о теоретическом обосновании принципов работы реального двигателя, то утверждение о необходимости подвода теплоты в ВМТ является нелепым. Этого не может быть уже по самому определению ВМТ- мертвая точка. Поршень в этой точке неподвижен. Как бы велико не было давление над ним, неподвижный поршень не может совершать работу. 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. 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 превышала 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 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 сжатой смеси вследствие быстрого расширения и падения давления (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 совпадают только 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). Скорость 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 150). За столетие бензиновые двигатели стали совершенно другими, но теоретические правила, обосновывающие их работу остались прежними. На сегодня вопрос несоответствия теоретических положений реальным условиям протекания рабочих процессов в двигателях с внешним смесееобразованием 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». Согласно приведенным данным термический КПД расчетного цикла t =57,82%. Потери теплоты в теоретическом и действительном цикле 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). (Комментарий: Из приведенного выше описания термодинамических циклов Д.Н.Вырубова следует, что экономичность и эффективность цикла имеют между собой прямую взаимосвязь, характер которой определяется особенностями термодинамической системы, в которой цикл происходит. Так, если при остальных неизменных условиях увеличить степень расширения в поршневой части двигателя, это приведет к увеличению экономичности и уменьшению эффективности за счет падения среднего давления цикла. При продолжении расширения в компрессоре, эффективность увеличивается, экономичность цикла в целом остается прежней, но экономичность поршневой части уменьшается. При увеличении степени сжатия до определенных пределов оба показателя увеличиваются). 2. Таким же образом автором производились расчеты показателей бензиновых двигателей со степенями сжатия 17, 20, 22, 25, 30. Но при сравнении результатов расчетов и реальных показателей двигателей выходила странная картина, противоречащая элементарной логике и математике картина. Следует учесть, что в соответствии с приведенным выше мнением Д.Н. Вырубова, при неизменности всех прочих условий связь между экономичностью и эффективностью для данной термодинамической системы становится жесткой. Связь между экономичностью и эффективностью бензинового двигателя расчетным и экспериментальным путем показана И.М. Лениным в приведенных таблицах. Таблица 23-а  (И.М. Ленин, стр.143 т.1) Из таблицы (23-а) видно, что при расчете по располагаемой теплоте QТ по мере увеличения степени сжатия удельный расход топлива идеального двигателя неуклонно будет уменьшаться. Из таблицы (23) видно, что двигатель со степенью сжатия 12,5 показал на стенде существенное уменьшение удельного расхода топлива, уменьшение мощности механических потерь, уменьшение теплоотдачи в систему охлаждения по сравнению с двигателем с ε=6,5. В сумме это означает, что если путем увеличения степени сжатия, используя то же самое количество теплоты, мы добились увеличения среднего давления цикла вдвое, то получим 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 формуле t= 1- 1/εk-1, всего на одну пятую, хотя элементарная математическая логика говорила, что и экономичность цикла должна вырасти в полтора раза.  И.М.Ленин, стр.166,т.13. 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/εk-1) термический КПД теоретического цикла бензинового двигателя со степенью сжатия 10 составляет 60%. Если считать этот показатель правильным, то эффективный КПД расчетного двигателя (i=0,83t, е=0,8i) должен быть е 40%, а не 26,4% (т.е. на 13,6% меньше), которые на стенде показал указанный выше двигатель. 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: «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-а, стр.183, табл.24-стр.184 т.1). Таблица 24-а |
Похожие:
 |
Межвузовский сборник научных трудов Актуальные проблемы частного права: межвузовский сборник научных трудов. Вып. 2/ отв ред. Е. П. Чорновол. – Екатеринбург: Издательство... |
|
· · Межвузовский сборник научных трудов Выпуск седьмой Язык. Речь. Речевая деятельность: Межвузовский сборник научных трудов. Выпуск седьмой. – Нижний Новгород: Нижегородский государственный... |
 |
Сборник научных трудов студентов и молодых ученых Наука и молодежь: сборник научных трудов студентов и молодых ученых. Вып / Редколлегия: Роговая В. Г., Горин Н. И. – Курган: Курганский... |
|
Литература победитель обмана Российская академия наук научный совет по истории мировой культуры Комиссия по истории культуры Древней и Средневековой Руси Евразийское... |
|
Вопросы театроведения: Сборник научных трудов Вопросы театроведения: Сборник научных трудов / Ред кол.: А. Я. Альтшуллер (отв ред.), Т. Д. Исмагулова (сост.), Н. В. Кудряшёва.... |
|
Профилактика и лечение нарушений лактации при сочетании анемии с иммуноконфликтной беременностью Работа выполнена в гу «Дагестанский Научный Центр Российской Академии Медицинских Наук» |
|
Российская академия наук институт государства и права Ибадова Лейла Тофиковна кандидат юридических наук, научный сотрудник Института государства и права Российской академии наук |
|
Российской Федерации Дальневосточный государственный университет... Л. П. Бондаренко, канд филол наук, профессор; Л. Е. Корнилова, старший преподаватель; Н. С. Морева, канд филол наук, профессор, М.... |
|
Особенности патогенетической профилактики синдрома потери плода у беременных с тромбофилией Работа выполнена в гоу дпо «Российская медицинская академия последипломного образования» Федерального агентства по здравоохранению... |
|
Облемы языка и перевода в трудах молодых ученых сборник научных трудов... Проблемы языка и перевода в трудах молодых ученых: Сборник научных трудов. Выпуск 15. – Нижний Новгород: Нижегородский государственный... |
|
Дагестанский научный центр ... |
|
Всемирная федерация сердца российская академия наук департамент здравоохранения города москвы Фгбу государственный научно-исселдовательский центр профилактической медицины минздрава россии |
|
Фгуп росдорнии сборник дороги и мосты В очередном отраслевом сборнике научных трудов «Дороги и мосты» нашли отражения последние исследования ученых и специалистов ведущих... |
|
Владимир набоков: современные прочтения сборник научных трудов Владимир Набоков: современные прочтения: Сб науч тр. / Ран. Инион. Центр гуманит науч информ исслед. Отд культурологии; Отв ред.... |
|
Владимирский Государственный Университет Научная библиотека Бюллетень... Наёмный работник в современной России: [сборник статей]/ Российская академия наук (ран), Институт социологии; отв ред. З. Т. Голенкова.... |
|
Музейно-краеведческая работа проблемы истории и культуры волго-уральского... Проблемы истории и культуры Волго-Уральского региона и Евразии. – Выпуск Проблемы региональной истории и музейно-краеведческая работа.... |