МЕХАНИЧЕСКАЯ ТЕОРИЯ ДВИГАТЕЛЯ ОТТО: ВЫВОД ОСНОВНЫХ УРАВНЕНИЙ ВО ВТОРОМ ПРИБЛИЖЕНИИ

 

АННОТАЦИЯ

В статье выводятся основные уравнения механической теории двигателя Отто во втором приближении.

ABSTRACT

In the article derived basic equations of mechanical theory of Оtto engine in second approximation.

 

Ключевые слова: Двигатель Отто, четырехтактный двигатель, теплота, коэффициент полезного действия, “Механическая теория двигателя Отто”.

Keywords: Otto engine, four-stroke engine, heat, effieciency, “The mechanical theory of Otto engine”.

 

1. Введение

Как следует из ранее опубликованных материалов [4,5,6], Автор настоящей статьи (далее: Автор) пытается как объяснить необъясненные ранее с точки зрения общепризнанной традиционной теории поршневых двигателей (далее: традиционная теория) наблюдающиеся в действительности процессы, так и объяснить другие с иной точки зрения, для чего Автором допускается отступление и от некоторых других устоявшихся научных представлений.  

2. Вывод уравнения термического КПД на коленчатом валу во втором приближении

В опубликованной ранее статье [5, с.70] приведена ссылка из труда авторитетнейшего исследователя двигателей проф. И.И.Вибе: «Из практики давно известно правило, согласно которому индикаторная работа имеет наибольшую величину, если максимальное давление газов наступает при α_ρ=10-15° поворота коленчатого вала» [1, с.169], для объяснения которого в механической теории двигателя Отто (далее: механическая теория) допускается отступление от аналитической механики.

 

Pисунок 1. Схема точки контакта поверхностей сопряжения «шатун-коленчатый вал»

 

Вывод уравнений термического КПД на коленчатом валу (далее: КВ) [4, с.11] опирался на то, что угол поворота коленчатого вала (далее: ПКВ), на котором скорость поршня максимальна, вычислялся по оси шатунной шейки КВ. Так ведется вычисление действующих на тело сил [8, с.302], однако подобный смысл в первозданную механику не вкладывался. Поэтому считаем, что нам не запрещено вычислять силы по точкам контакта звеньев кривошипно-шатунного механизма (далее КШМ). Согласно Рис.1 (по точке контакта опорных поверхностей сопряжения «шатун-коленчатый вал») силовой угол ПКВ φ_vmaxf в такте расширение всегда отстаёт от геометрического угла ПКВ φ_vmax, характеризующего зависимость от оси шатунной шейки КВ, в тактах выпуск и сжатие опережает, в такте впуск имеет место быть как опережение, так и отставание, что характеризует точку приложения силы. Угол такого опережения/отставания обозначим ∆φ и выведем требуемое уравнение на тех же допущениях [4, с.11], в том числе того, что в такте впуск ведущим звеном КШМ является КВ.

1.Работа в такте расширение всегда положительна:

2.Такт выпуск. Силовой угол ПКВ φ_vmaxf, на котором скорость поршня максимальна, опережает геометрический угол ПКВ φ_vmax на некоторый угол ∆ φ:

С учетом того, что угол φ_vmaxf в такте выпуск находится до верхней мертвой точки (далее: ВМТ), положительная работа силы на КВ:

Отрицательная работа силы на КВ:

Полезная работа на КВ в такте:

=

=

Так как:

To:

Пропустим пока такт впуск и рассмотрим такт сжатие.

3.Такт сжатие. Силовой угол ПКВ φ_vmaxf, на котором скорость поршня максимальна, опережает геометрический угол ПКВ φ_vmax на некоторый угол ∆φ:

С учетом того, что угол φ_vmaxf в такте сжатие находится до ВМТ, положительная работа силы на КВ:

Отрицательная работа силы на КВ:

Полезная работа на КВ в такте:

=

=

Так как:

То:

Суммируем полезную работу на КВ в тактах выпуск и сжатие:

4. Такт впуск. C начала хода от ВМТ и до угла ПКВ, на котором скорость поршня максимальна силовой угол ПКВ φ_vmaxf, на котором скорость поршня максимальна, опережает геометрический угол ПКВ φ_vmax на некоторый угол ∆φ_i:

Положительная работа силы на КВ:

Отрицательная работа силы на КВ:

Полезная работа на КВ в такте:

=

==

=

Так как:

 Tо:

=

=

5. Полезная работа во всех тактах:

+

+

Тогда термический КПД на коленчатом валу:

            (1)

Угол ∆φ вычисляется по формуле:

                   (2)

где R-радиус КВ, r-радиус шатунной шейки КВ, φ_vmax- угол ПКВ, на котором скорость поршня максимальна, β_vmax- угол отклонения шатуна на угле ПКВ φ_vmax [5, c.69]. Строго, полученное уравнение справедливо только для случая, когда в такте впуск ведущим звеном КШМ является КВ, что наблюдается на низких скоростях поршня при прикрытой дроссельной заслонке (далее: ДЗ), откуда и следует процесс всасывания на всём протяжении такта впуск. Однако, на высоких скоростях поршня при открытии ДЗ процесс всасывания сменяется процессом наполнения, следствием чего является смена положения точки приложения силы, характеризующей тем, что угол ПКВ φ_vmaxf вместо опережения, отстаёт от угла ПКВ φ_vmax. В таком случае поршень перемещается без участия КВ, соответственно, в такте впуск полезная работа силы на КВ равна нулю:

Процесс наполнения вносит коррективу и в такт сжатие, поскольку запасенная в КВ работа не затрачивается в такте и передается поршню только в такте сжатие. Тогда сила на КВ от полной силы на поршне в такте сжатие уже не:

А удваивается:

Полезная работа на КВ в такте становится равной:

А сумма полезных работ на КВ в тактах выпуск и сжатие приобретает вид:

=

=

Полезная работа во всех тактах:

=

=

Термический КПД на КВ:

                                       (3)

Стоит отметить, что кроме управления  дозированием и подачей свежего заряда, ДЗ выполняет ещё более важную задачу регулирования скорости поршня, чем и объясняется отсутствие в реальных двигателях такого опасного явления как «Уход вразнос» [3, с.159], характерного для двигателей с внутренним смесеобразованием и воспламенением от сжатия, не имеющим ДЗ, пусть в профильных трудах это и не упоминается.

Существуют и такие скорости поршня, при которых в такте впуск наблюдаются как процесс всасывания, так и процесс наполнения, поскольку на  таких скоростях (назовем их средними) поршня при открытии ДЗ процесс всасывания наблюдается только до некоторого угла ПКВ, на остальном ходе начинает совершаться процесс наполнения, когда движущийся через щель впускного клапана всасываемый столб свежего заряда по инерции воздействует на замедляющийся поршень [3, с.86; с.102], следствием чего является смена положения точки приложения силы, характеризующейся тем, что угол ПКВ φ_vmaxf вместо опережения, отстаёт от угла ПКВ φ_vmax. Выведем уравнение и для этого случая, допустив, что процессе всасывания заканчивается на угле ПКВ φ_vmax, а далее до конца хода совершается процесс наполнения. С начала хода от ВМТ и до угла ПКВ, на котором скорость поршня максимальна, силовой угол ПКВ φ_vmaxf опережает геометрический угол ПКВ φ_vmax на некоторый угол ∆φ_i :

Положительная работа силы на КВ в такте впуск такая же, как и выше:

В процессе же наполнения поршень перемещается под воздействием столба втекающего свежего заряда, поэтому отрицательной работы в такте нет, а полезная работа на КВ равна положительной:

где сила на КВ равна уже не:

А, снизившись, составляет величину:

Откуда полезная работа на КВ:

Замечается, что углы ∆φ_i и ∆φ неравны. И опять же приходится корректировать такт сжатие, поскольку затраченная запасенная в КВ работа  в процессе наполнения не затрачивается и передается поршню в такте сжатие. Тогда сила на КВ в такте сжатие уже не:

A увеличивается:

С учетом этого положительная работа силы на КВ:

=

Отрицательная работа силы на КВ:

Полезная работа на КВ в такте сжатие:

-

-+

+

Сумма полезных работ на КВ в тактах выпуск и сжатие приобретает вид:

=

=

Полезная работа на КВ во всех тактах:

-

-

Термический КПД на КВ во втором приближении:

                (4)

Угол ∆φ_i вычисляется по формуле:

                   (5)

В результате усложнения задачи и изменения некоторых допущений получены уравнения термического КПД на КВ при скоростях поршня:

низких:

средних :

высоких:

Ниже приводятся результаты расчетов некоторых современных атмосферных двигателей (далее: некоторые двигатели) с оговоркой, что геометрия собрана из разных источников, расчет ведется без учета важных факторов, вследствие чего показатели могут не совпадать с их реальными показателями. В табл.1. λ- отношение радиуса КВ к длине шатуна, ε- степень сжатия, i- число цилиндров, τ- тактность. Перевод л.с. в кВт: западная л.с.=0,746 кВт, русская л.с.=0,736 кВт.

Таблица 1.

Параметры некоторых двигателей (геометрия и параметры из разных источников)

№	Марка, модель	Паспортные показатели				λ	Рабочий объём цилиндра, Vh, м3	ε	i	τ
		ne, об/ мин	Ne, кВт	Me, Н∙м	nхх, об/ мин
1.	ВАЗ-21124	5000	65,5	125	840	0,293	0,0003990	10,30	4	4
2.	ВАЗ-21126	5600	72,1	123	840	0,284	0,0003990	11,00	4	4
3.	ВАЗ-21129	5800	78	128	840	0,284	0,0003990	10,45	4	4
4.	ВАЗ-21179	5900	89,8	145	750	0,329	0,0004434	10,30	4	4
5.	ВАЗ-11182	5000	66,2	126	750	0,295	0,0003990	10,50	4	4
6.	Honda*	8000	149,2	178	750	0,316	0,0004493	11,00	4	4

* Honda Integra Type R.

 

В табл.2. R- радиус КВ, r-радиус шатунной шейки КВ.

Таблица 2.

Геометрия и термический КПД на коленчатом валу во втором приближении некоторых двигателей

№	Марка, модель	λ	R, м	r,м	φvmax, рад	βvmax, рад	∆φ, рад	∆φi, рад	ηlc	ηmc	ηhc
1.	ВАЗ-21124	0,293	0,0378	0,0239	1,320	0,278	0,527	0,541	0,291	0,589	0,372
2.	ВАЗ-21126	0,284	0,0378	0,0239	1,320	0,278	0,528	0,541	0,290	0,591	0,369
3.	ВАЗ-21129	0,284	0,0378	0,0239	1,320	0,278	0,528	0,541	0,290	0,591	0,369
4.	ВАЗ-21179	0,329	0,042	0,0215	1,289	0,321	0,448	0,463	0,296	0,572	0,386
5.	ВАЗ-11182	0,295	0,0378	0,0215	1,311	0,289	0,488	0,501	0,291	0,583	0,373
6.	Honda	0,316	0,0436	0,021	1,297	0,310	0,428	0,440	0,294	0,571	0,380

 

Cиловой угол ПКВ φ_vmaxf в такте:

расширение

                         (6)

сжатие 

                              (7)

В ранее опубликованной статье выведено уравнение для вычисления углов ПКВ φ_еср, на которых текущее давление в цилиндре равно среднему давлению в тактах расширение и сжатие:

[6, с.86]                (8)

Точно так же, как и в случае силового угла ПКВ φ_vmaxf , отстающего либо опережающего ПКВ φ_vmax , силовой угол ПКВ  φ_есрf, в такте расширение отстает, а в такте сжатие опережает угол ПКВ φ_еср, на которой текущее давление в цилиндре равно среднему давлению в этих тактах, откуда силовой угол ПКВ φ_ecpf в такте:

расширение

                             (9)

сжатие    

                             (10)

где угол ∆φ вычисляется по уравнению (2).  

В итоге разница силовых углов ПКВ φ_vmaxf  и  φ_есрf в такте:

расширение

               (11)

сжатие   

                 (12)

Так как углы ПКВ φ_vmaxf  и  φ_есрf неравны, неравны и ∆φ, а потому суммирование углов ∆φ некорректно.  Результаты расчета некоторых  двигателей, приведенных в предыдущей статье [4, с.25], обнародованы в табл.3. Расчеты ведутся в радианах, для наглядности результаты в градусах. Угол ПКВ  φ_ccp в такте сжатие на 1-2° больше угла ПКВ φ_ecp  в такте расширение,поэтому не будет критической ошибкой считать, что φ_ccp=φ_ecp.

Таблица 3.

Сближение углов φ_vmaxf и φ_есрf в такте расширение в некоторых двигателях на номинальной частоте вращения КВ

№	Марка, модель	φvmax, град	∆φ, град	φvmaxf , град	φecp , град	∆φ, град	φecpf , град	φvmaxf-φecpf , град
1.	ВАЗ-21124	75,22	31,026	44,19	52,11	23,76	28,35	15,85
2.	ВАЗ-21126	75,61	30,993	44,62	51,58	23,43	28,16	16,46
3.	ВАЗ-21129	75,61	30,993	44,62	52,08	23,61	28,47	16,15
4.	ВАЗ-21179	73,85	26,520	47,33	51,69	20,85	30,84	16,50
5.	ВАЗ-11182	75,19	28,686	46,50	51,91	22,07	29,84	16,66
6.	Honda	74,32	25,206	49,12	51,19	19,65	31,54	17,58

 

Из табл. 3 очевидно, что разница по силовым углам ПКВ φ_vmaxf и φ_есрf в составляет не более 18° угла ПКВ. Расчет ведется без учета смещения максимальной величины давления в такте расширение, в действительности, когда такое значение давление приходится на 10-15° угла ПКВ после ВМТ, что уже достигнуто в реальных двигателях, наблюдается максимальная индикаторная работа цикла в интерпретации традиционной теории

 3. О правомерности применения поправки δ

 В опубликованной ранее статье приведена интуитивная поправка:

[5, с.69]                                  

где λ- отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Применительно к некоторым двигателям поправка иная:

                            (13)

где е- основание натурального логарифма, принято е≈2,7183.

Для проверки справедливости применения поправки δ в табл. 4 и 5 приведены разница и сумма средних давлений в тактах расширение и сжатие приведенных в табл.1 некоторых двигателей на номинальной n_е  частотe вращения коленчатого вала. В табл. 4 и 5:

 р_ц- разница средних давление в тактах расширение и сжатие:

 [5, c.69]

где р_с- давление в конце такта сжатие, n₂-средний показатель политропы расширения, n₁-средний показатель политропы сжатия;

р_п- разница средних давлений в тактах расширение и сжатие из пошагового расчета (с шагом угла ПКВ 2,5°);

p_i- теоретическое среднее индикаторное давление без понижающего коэффициента полноты индикаторной диаграммы [8, с.150] из традиционной теории поршневых двигателей:

[8, с.148]     

В уравнениях выше отрицательный знак означает разницу средних давлений расширения и сжатия, положительный знак -их сумму.  

 Таблица 4.

Разница средних давлений некоторых двигателей

№	Марка, модель	рп, Па	рц, Па		рi, Па	δ
1.	ВАЗ-21124	1547969	1574166	0,9834	1292216	1,2182	0,9834
2.	ВАЗ-21126	1629348	1647746	0,9888	1338526	1,2310	0,9888
3.	ВАЗ-21129	1597282	1621183	0,9853	1325435	1,2231	0,9853
4.	ВАЗ-21179	1565970	1594466	0,9821	1319046	1,2088	0,9821
5.	ВАЗ-11182	1561839	1586319	0,9846	1299401	1,2208	0,9846
6.	Honda	1673278	1693275	0,9882	1386049	1,2217	0,9882

Таблица 5.

Сумма средних давлений некоторых двигателей

№	Марка, модель	рп, Па	рц, Па		рi, Па	δ
1.	ВАЗ-21124	2569146	2568995	1,0001	2108861	1,2182	1,0001	0,821
2.	ВАЗ-21126	2720328	2700997	1,0072	2194122	1,2310	1,0072	0,812
3.	ВАЗ-21129	2650649	2643889	1,0026	2161572	1,2231	1,0026	0,818
4.	ВАЗ-21179	2595398	2599318	0,9985	2150326	1,2088	0,9985	0,827
5.	ВАЗ-11182	2597503	2593247	1,0016	2124206	1,2208	1,0016	0,819
6.	Honda	2788595	2771056	1,0063	2268278	1,2217	1,0063	0,819

 

Как можно убедиться из табл. 4 и 5, значения средних давлений хорошо сходятся со значениями из пошагового расчета, откуда можно сделать вывод, что поправка δ справедлива. Физический смысл поправки δ заключается в том, что она выражает зависимость идеального цикла Отто ото всех факторов, включая геометрические параметры КШМ и позволяет заменить численный расчет с шагом угла 2,5° ПКВ аналитическим. В последнюю колонку табл. 5 сведены значения, обратные поправке δ, которые напоминают значение понижающего коэффициента при вычислении действительной величины наибольшего давления цикла при сгорании топлива, равного 0,85.

4. Уточнение термического КПД поршня

В уравнении термического КПД поршня:

 [4, с.24]            

выражение  есть работа изменения объема в тактах выпуск и впуск [4, с.24], но эта работа затрачивается на преодоление атмосферного давления в картере двигателей [8, с.303] во всех 4-х тактах, поэтому работа изменения объёма в тактах выпуск и впуск вычитается, а с учетом поправки δ и того, что Т₁=Т_а [4, с.24], уравнение термического КПД поршня приобретает вид:

               (14)

 Cредний показатель цикла:

[4, с.23]                                 (15)

5. Некоторые подробности о расчете рабочего цикла

Принятые условия: температура окружающей среды Т₀=293 К, атмосферное давление р_а=101325 Па, низшая теплота сгорания бензина H_w=44 . Расчет характерных точек рабочего тела по русской классической методике теплового расчета (далее: русская классическая методика) проф.-ров В.И.Гриневецкого- Е.К.Мазинга на реальную геометрию двигателя без учета:

-понижающего коэффициента при вычислении действительной величины наибольшего давления цикла при сгорании топлива;

-отношения «время-сечение»;

-фаз газораспределения;

-угла опережения зажигания.

Теплота подводится и давление возрастает мгновенно при неподвижном в верхней мертвой точке поршне, индикаторная диаграмма не строится, понижающий коэффициент её полноты не применяется.

Определяется цикловый расхода топлива, для чего вычисляется цикловый расход свежего заряда:

, где V_h- рабочий объем, V_hс-объем камеры сгорания, η_v-коэффициент наполнения, γ- коэффициент остаточных газов, ρ_св- плотность свежего заряда:

                                               (16)

pa-давление в конце такта впуск, T_a-температура в конце такта впуск, M_a-молярная масса воздуха, , R-универсальная газовая постоянная, [10].

Цикловый расход воздуха:

где α- коэффициент избытка воздуха, L¹₀-теоретическое необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива, .

По определению, цикловый расход топлива:

 [3, с.73]                                    (17)

откуда цикловый расход топлива (без приведения вывода):

                                        (18)

При вычислении циклового расхода топлива допущено, что наполнению подлежит часть полного объёма цилиндра , описывающаяся коэффициентом наполнения η_v. В этом объеме цилиндра находятся как остаточные газы, объем которых характеризуется коэффициентом γ, так и заполняющий оставшийся объем свежий заряд, состоящий из воздуха и бензина в соотношении (17).

Коэффициент наполнения вычисляется установлением равного 0,99 предельного значения за вычетом значения пока не обнародуемого статистически подобранного, единого для всех изделий выражения.

Точно также по специальным пока не показываемым формулам вычисляются коэффициент использования теплоты ξ и средний показатель политропы расширения n₂, остальные параметры рабочего тела, включая процесс сгорания, рассчитываются по русской классической методике.

Средний показатель политропы сжатия вычисляется по видоизмененной эмпирической формуле проф. В.А.Петрова:

[2, с.59]                                   (19)

где n-частота вращения коленчатого вала, . В оригинале формулы фигурирует постоянная 1,41, видимо, некогда показатель адиабаты считался равным 1,41.

Коэффициент избытка воздуха вычисляется видоизменением той же формулы проф. В.А.Петрова:

                                             (20)

Вся подводимая к рабочему телу теплота:

[5, с.68]                                 (21)

Работа полной силы на поршне:

                                          (22)

где η_р-термический КПД поршня.

Полезная работа на коленчатом валу:

                                                 (23)

где η_с-термический КПД на коленчатом валу вычисляется по уравнениям (1), (3) и (4).

Крутящий момент брутто (без учета механических потерь) на цилиндр:

                                            (24)

Крутящий момент нетто (в традиционной теории эффективный крутящий момент) двигателя:

                                     (25)

где Мс-вращающая сила механических потерь, .

Мощность нетто (в традиционной теории эффективная мощность) двигателя:

                                          (26)

Вычислив частоту рабочего цикла:

[3, с.70]                                     (27)

где i- количество цилиндров, τ-тактность, вычисляется часовой расход топлива:

                                          (28)

И эффективный удельный расход топлива:

[8, с.157]                                (29)

Результаты расчета без учета механических потерь сведены в табл.6 применительно к некоторым двигателям, приведенным в табл.1. Оговаривается, что вновь вычисляемые параметры и показатели, а также собранная из разных источников геометрия и могут не совпадать с действительными показателями некоторых двигателей. Коэффициент использования теплоты ξ=0,833-0,861. Термический КПД на коленчатом валу вычислен по уравнению (3).

Таблица 6.

Параметры и показатели некоторых двигателей на номинальной частоте вращения коленчатого вала

№	Марка, модель	α	T1, K	n4	Λ	δ	ηp	mf, кг	Q, Дж	Lf, Дж	Wu , Дж	Мв Н∙м
1.	ВАЗ-21124	0,980	334	1,287	3,703	1,2184	0,974	3,603∙105	1320	1287	479	152
2.	ВАЗ-21126	0,982	332	1,288	3,655	1,2310	1,019	3,580∙105	1326	1350	499	159
3.	ВАЗ-21129	0,983	334	1,288	3,699	1,2231	0,987	3,590∙105	1333	1316	486	155
4.	ВАЗ-21179	0,983	334	1,290	3,711	1,2088	0,972	3,993∙105	1484	1443	557	177
5.	ВАЗ-11182	0,980	333	1,287	3,687	1,2211	0,986	3,599∙105	1319	1300	485	154
6.	Honda	0,988	333	1,292	3,664	1,2217	1,020	4,014∙105	1522	1552	589	188

 

6. Некоторое замечание

Несмотря на то, что расчет рабочего цикла на частичных режимах в традиционной теории не предусмотрен из принципа: «Мы проектируем и изготавливаем двигатель таких размеров, чтобы он имел возможность обеспечить на номинале заявленные параметры. Всё, что ниже номинальных параметров, можно получить дросселированием этого двигателя» [3, с.246], режимы низких и средних скоростей поршня вычислялись, пусть даже и русская классическая методика простой такой возможной не дает, но не приводится, но режим средних скоростей вычислен удовлетворительно, но механическая теория совершенно не объясняет наблюдаемые в реальных двигателях на низких скоростях поршня действительности процессы, например, одно из несомненных достоверно утверждающихся и подтверждащихся автовладельцами достоинств новейшего двигателя ВАЗ-11182 доступность на частоте вращения КВ эффективного крутящего момента [9]. Дело в том, что при низких скоростях поршня ДЗ прикрывается, коэффициент наполнения снижается, и даже при обогащении топливно-воздушной смеси энергии циклового топлива недостаточно для работы двигателя. Автор бы никогда даже заикнулся о том, о чем речь пойдет далее, однако то, что одним из мероприятий по совершенствованию данного двигателя стало установка дроссельного патрубка уменьшенного диаметра [9], придала решимости всё же высказаться по этому поводу. Дело в том, что термический КПД на КВ на низких скоростях поршня низок, однако, если подробно применить приведенную выше отличную от общепринятой схему сил с привлечением не только радиуса шатунной шейки КВ, но и радиусов коренной шейки и поршневого пальца, то окажется, что на низких скоростях, когда совершается только процесс всасывания, за счет смены точкой приложения силы местоположения и одновременного действия на поршень разрежения в цилиндре и атмосферного воздуха в картере, сила на КВ увеличивается, причем значительно, что Автор назвал неявной подкачкой КВ вторым источником энергии-силой тяжести. Автор приводит выведенную из очень вольных допущений формулу для профессионалов, имеющих массив данных, для возможности при проявлении интереса её проверить:

             (30)

В таком понимании уравнение термического КПД для низких скоростей поршня возвращается к первозданному виду:

                  (31)

Численный расчет показал, что по предпоследней формуле наивысший КПД на КВ должен наблюдаться на низких скоростях поршня, но на них выше механические потери на необходимый для преодоления поршнем мертвых точек крутящий момент, прямо пропорциональный диаметру цилиндра, степени сжатия, углу ПКВ φ_ccp, на котором текущее давление в цилиндре равно среднему давлению в такте сжатие, и обратно пропорциональный скорости поршня. В итоге с повышением скорости поршня с низких эффективный удельный расход топлива сначала снижается до некоторой средней скорости, затем опять начинает расти до скорости поршня на номинальной частоте вращения КВ, причем это показатель на низких скоростях должен быть ниже, чем на номинальной, что и следует из графика внешней скоростной характеристики пусть и карбюраторного двигателя ВАЗ-2106 [3, с.235]. Это выражение того, что наивысший термический КПД на КВ должен наблюдаться на низких скоростях поршня, далее по эффективности термический КПД на КВ на средних скоростях и самый низкий термический КПД на КВ на номинальной частоте вращения КВ.  

6. Некоторые осуществленные в рамках традиционной теории с целью повышения топливной экономичности мероприятия с точки зрения механической теории

Весомым аргументом традиционной теории является применение фаз газораспределения, сутью чего является раннее/позднее открытие/закрытие впускного/выпускного клапанов, в результате повысившее топливную экономичность, масс-габаритные характеристики и мощность двигателей:

а) Перекрытие клапанов- небольшой период работы двигателя, когда одновременно открыты впускной и выпускной клапаны, в результате чего улучшается очистка цилиндра, но имеется крайне негативный момент- выброс некоторого количества не участвовавшего в сгорании топлива в окружающую среду  [3, с. 75; с.76];

б) Поздним закрытием впускного клапана достигается дозарядка цилиндра свежим зарядом  [3, с. 86], а в интерпретации механической теории, мероприятие привело к тому, что угол ПКВ φ_ссрf, на котором текущее давление равно среднему давлению в такте сжатие, переместился ближе к ВМТ, что привело к снижению прямо зависящих от этого угла механических потерь, а именно необходимого для прохождения поршнем мертвых точек крутящего момента, что и выразилось в повышении топливной экономичности;

в) Преждевременным открытием выпускного клапана достигается снижение затратной работы поршня на удаление продуктов сгорания [3, с. 173], а в интерпретации механической теории, из Рис.1 очевидно, что радиус перемещения точки приложения силы смещен относительно оси вращения КВ, откуда этот радиус больше в первой половине хода расширение, что и является вторым фактором максимальной индикаторной работы, во второй половине хода радиус уменьшается, как и работа, которую совершает сила на КВ, поэтому такое решение механической теорией поддерживается.

7. Предварительное заключение

Исходя из близких к единице значений термического КПД поршня,  главной ценностью механической теории является то, что вопреки второму закону термодинамики, запрещающему полное преобразование теплоты, подведенной из одного источника, в механическую работу [7, с.95; с.96], в двигателе Отто вся подводимая теплота преобразовывается в механическую работу поршня, так как все потери, включая потери на преодоление атмосферного давления в картере двигателей во всех четырех тактах [8, с.303] компенсируются поправкой δ, обусловленной КШМ, благодаря которому давление в цилиндре удерживается высоким, а следовательно, механическая работа увеличивается. Благодаря КШМ, полная сила на поршне без остатка преобразовывается в производительную тангенциальную силу на коленчатом валу вследствие превосходства в некотором диапазоне углов ПКВ величины тангенциальной силы или силы на коленчатом валу над величиной исходной полной силы на поршне [4, с.11]. Такие достоинства, включая вероятную неявную подкачку КВ силой тяжести, не присущие ни одной другой машине, двигатель Отто имеет оттого, что является циклически действующей энергетической машиной с неравномерно перемещающимся рабочим органом- поршнем [5, с.68], выводы же термодинамики справедливы только для циклически действующих энергетических машин с равномерно перемещающимися рабочими органами [5, с.67]. А ведь именно на выводах термодинамики основана вся энергетика земной цивилизации: так как нет и не может быть никакой тепловой машины, преобразующей всю подводимую из одного источника теплоту в механическую работу, то основная часть необходимой энергии вырабатывалась и вырабатывается лопаточными тепловыми машинами, в которых часть подводимой теплоты, как того и требует термодинамика, выбрасывается в холодильник, которым является окружающая среда, изменения которой в последнее время стали очевидны даже скептикам. И только в XXI веке, после века подобного энергетического хозяйствования механическая теория двигателя Отто доказывает, что не было и нет никакой необходимости выбрасывать часть подводимой теплоты в окружающую среду. Кроме того, механическая теория двигателя Отто показывает путь к безопасной, в отличие от имеющей низкий КПД «зеленой», энергетике применением высокоэффективной энергетической машины [5, с.70]. Идея проста: если, согласно первому закону термодинамики, земную систему считать замкнутой, неотъемлемой частью которой является накачанная теплотой вследствие имеющего место быть неэффективного энергетического хозяйствования атмосфера, от которой высокоэффективная энергетическая машина будет способна откачивать теплоту, то при безотходном использовании вырабатываемой энергии, общая энергия земной системы изменяться не будет. Не публикуя подробные данные об эффективных показателя двигателей и не обращая внимания на мысли представителей ненаучного мира, производители вредят не только себе, давая потенциальным конкурентам-производителям транспортных средств с силовыми установками иных типов повод для обвинений, поскольку применение перекрытия клапанов загрязняет окружающую среду топливом, вообще не участвовавшим в сгорании при условии, что не установлены специальные нивелирующие устройства. В итоге, западная, да и не только, политическая элита и общественность крайне враждебно настроены к лучшей энергетической машине современности в рамках механической теории-двигателю Отто и далеко не факт, что мероприятия, которые направлены на борьбу с глобальным потеплением, не приведут к обратному эффекту, ибо если наука за век с лишним не смогла создать адекватную профильную теорию, то может случиться так, что не сможет справиться и с такой воистину первостепенно важнейшей в текущий момент истории проблемой земной цивилизации, как изменение климата.

 

Список литературы:

1. Вибе И.И. Новое о рабочем цикле двигателей. М., «Машгиз», 1962, с.276.
2. Вибе И.И. Теория двигателей внутреннего сгорания. Конспект лекций. Челябинский Политехнический институт. Ч., 1972, c.246.
3. Ковылов Ю. Л. Теория рабочих процессов и моделирование процессов ДВС: учеб./Ю. Л. Ковылов. – Самара: Изд-во Самар. Гос. аэрокосм. ун-та, 2013. – 416 с.: ил.
4. Кодиров Н. Механическая теория двигателя Отто: вывод основных уравнений в первом приближении //Научный форум: Технические и физико-математические науки:сб. ст. по материалам XLVIII междунар. науч.-практ. конф. –No 8 (48). – М.: Изд. «МЦНО», 2021. – 34 с.
5. Кодиров Н. Об ограниченности действия законов термодинамики и «Механическая теория двигателя Отто» //Universum: технические науки: научный журнал- No 8(89). Часть 1. М., Изд. «МЦНО», 2021. С.67-71.
6. Кодиров Н. Частный случай идеального цикла Отто как прелюдия «Механической теории двигателя Отто» // Universum: технические науки: научный журнал. – No 7(88). Часть 1. М., Изд. «МЦНО», 2021. С.84-87.
7. Нащокин В.В. Техническая термодинамика и теплопередача. Учебн.пособие для неэнергетических специальностей вузов. М., «Высшая школа», 1975, с.496
8. Xовах М.С. и Маслов Г. С. Автомобильные двигатели. Изд. 2-е, пер. и доп. М., «Машиностроение», 1971, стр. 456.
9. Лада Гранта с новым мотором: как едет? какой ресурс? https://www.zr.ru/content/articles/931326-lada-granta-s-motorom-vaz-11182-test/
10. Электронный ресурс https://ru.wikipedia.org/Плотность