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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

3. Оказалось, что с такой ситуацией сталкивались и другие авторы. Так, по данным И.М. Ленина (стр. 186 и стр.193 т.1) h_i дизеля при α =1,2 составляет 44%. На стенде были установлены (табл.23-б, стр. 193) следующие значения h_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 h_t теоретического цикла двигателя с ε =10 при h_i =0,33 должен составить 39,8%.

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

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

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

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

 

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

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

 

 

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

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

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

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

 

Таблица 77-а

А.Н.Воинов, стр. 126.

 

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

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

 

Д.Д.Брозе, рис. 20, стр. 27.

 

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Наиболее подробное описание механизмов формирования, распространения фронта пламени и сгорания горючей смеси дано у А.Н.Воинова и Д.Д. Брозе. Н