СТАТЬЯ №1

КПД ДВИГАТЕЛЯ - ТЮНИНГ ГЛОБАЛЬНЫХ ИДЕЙ.

Современные двигатели внутреннего сгорания еще много десятилетий назад - с появлением непосредственного впрыска и систем турбонаддува поступающего в цилиндры воздуха, достигли сегодняшних значений КПД и топливной эффективности. Поэтому на сегодняшний день мировые корпорации - производители двигателей для автомобилей и прочей техники тратят огромные деньги и многие годы усилий, чтобы за счет больших затрат и значительного усложнения конструкции двигателей повысить КПД всего на 2 - 3 %. Усилия и затраты оказываются совершенно не сравнимы с получаемым результатом. Итог всего этого - как в известной пословице - «гора родила мышь».

Напомню, что турбонаддув поступающего в двигатель воздуха был успешно применен еще в 20-х годах прошлого века, а первый патент в США на такое устройство получил швейцарский инженер Альфред Бюхи аж в 1905 году… А системы прямого впрыска топлива в цилиндры массово применялись в поршневых моторах военной авиации уже в начальный период 2-й мировой войны. Т.е. всем современным «передовым» техническим системам борьбы за повышение КПД и топливной эффективности двигателей уже под сто лет, или даже более того. При всех этих ухищрениях общий КПД лучших бензиновых двигателей (с искровым принудительным зажиганием) не превышает 25-30 %, а КПД лучших дизельных моторов в их самых экономичных крупногабаритных вариантах (у которых множество сложных дополнительных устройств) многие десятилетия ни как не может перевалить за 40-45 %. У малых дизелей КПД процентов на 10 ниже.

В этой статье мы постараемся коротко и популярным языком изложить основные задачи и определить теоретические возможности создания двигателя внутреннего сгорания с уверенным КПД выше 50%.

Итак - КПД двигателя, если судить по учебникам для технических ВУЗов состоит из двух значений: термодинамического КПД и механического КПД.

Первое значение указывает, какая часть выделяемого в двигателе тепла превращается в полезную работу, а какая зазря уходит в окружающее пространство. Механический КПД же указывает, какая часть активной работы двигателя бесполезно тратиться на преодоление различных механических сопротивлений и привод дополнительной техники в самом двигателе.

Но почему-то во всех учебниках в понятие общего КПД не вводят понятие «топливная эффективность». То есть значение, которое будет показывать, какое количество топлива полезно сгорает и превращается в итоге в тепло и объем рабочих газов, а какое количество топлива не сгорает и идет на выхлоп в виде паров топлива или продуктов его неполного сгорания. Именно эту, несгоревшую часть топлива, в современных «высокоэффективных» автомобилях дожигают в катализаторах, которые устанавливаются в выхлопных трубах. Т.е. выхлоп за счет применения этих систем оказывается достаточно чистым, но топливную эффективность и КПД двигателя эта система ни как не повышает. А наоборот снижает - ибо чтобы «прокачать» порцию выхлопных газов сквозь «густую сетку» каталитических поверхностей, двигателю приходится работать как солидному насосу и тратить на это дело немалую часть своей мощности. Конечно, в формулах подсчета КПД эта категория как-то присутствует, но присутствует не явно и робко. Например в такой форме, как, например, в одной из формул общего теплового баланса имеется составляющая «Q н.с. - тепло, получаемое при неполном сгорании». Но все эти подходы страдают некоей нечеткостью, поэтому я постараюсь изложить все предельно четко и максимально системно.

Итак, общий КПД двигателя будет раскладываться на 3 основные части:

• топливная эффективность;
• термический КПД;
• механический КПД.

Суть этих значений такова:

• Топливная эффективность - показывает, какое количество топлива эффективно сгорело в двигателе и превратилась в объем рабочих газов высокой температуры и высокого давления, а какая часть топлива так и не была сожжена и в виде продуктов неполного сгорания, обугленных частиц (в виде дыма, копоти и сажи), или вообще практически в виде чистых паров топлива, прошла двигатель напрямую и вылетела в выхлопную трубу. Когда вы стоите рядом со старым работающим отечественным автомобилем, особенно с грузовиком, и чувствуете сильный запах бензина - этот результат как раз дает такой неэффективных тип частичного сгорания топлив;
• Термический КПД - показывает, какое количество тепла, полученого от сжигания топлива, превращается в полезную работу, а какое - бесполезно рассеивается в окружающем пространстве;
• Механический КПД - показывает, какое количество механической работы превращается в силу крутящего момента на главном валу и передается потребителю, а какое - бесполезно расходуется на трение или затрачивается на привод обеспечивающих механизмов.

Рассмотрим, кратко все эти позиции:

Топливная эффективность - на эту тему внятных данных, ни в старых советских учебниках по теории и расчету ДВС, ни в бесконечных ресурсах современного интернета найти не удалось. Внятные и осмысленные данные удалось обнаружить в тех сведениях по расчету каталитических дожигателей несогоревшего топлива для современных автомобилей. Ведь им же надо четко расчитывать производительность своих дожигателей на некий объем поступающих несгоревших в двигателях углеводородов. Так вот, из этих данных следует, что поршневые моторы (дизели тоже) сжигают в среднем не более 75% топлива, а вот 25% паров топлива и продуктов его неполного сгорания идет в выхлопную трубу и нуждается в услугах дожигателя (чтобы не отравлять окружающую среду). Т.е. в существующих на сегодня двигателях полноценно сгорает и переводится в тепло не более 75% топлива. Для 2-х тактных двигателей это значение еще меньше.

Термический КПД - в среднем поршневые двигатели обладают этим КПД в размере 35-40%. Т.е. около 65% вырабатываемого тепла выбрасывается без пользы в окружающюю среду через систему охлаждения и с выхлопными газами.

Механический КПД - в среднем 10% работы двигателя уходит на трение между собой его деталей и на привод вспомгательных механизмов двигателя.

В итоге - по сумме термических и механических потерь современные поршневые двигатели небольших размеров и мощностей имеют КПД не более 30%.

В крупных двигателях, типа судовых дизелей или больших двигателей железнодорожных локомотивов и грузовых автомоилей, энергию экономить проще, но о них мы говорить не будем.

Но - значение КПД в 30% не учитывает долю не сгоревшего топлива, т.е. не принимает во внимание полноценность сгорания паров топлива в двигателе. Полагаю, что с учетом этого параметра, значение реального КПД поршневых бензиновых двигателей будет не выше 20%, а дизелей - чуть больше, примерно на 5-7 %.

Результат - это лучше чем паровые машины на угле с их 7-8% КПД, но все равно еще очень мало.

Задумаемся - почему в понятие КПД не вошла указанная «топливная эффективность»? Почему понятие КПД явно пропускает мимо своего внимания долю топлива, которая не дает «взнос» своей части в процесс горения и образования тепла? Т.е. из понятия КПД выпадает большая часть потерь современных двигателей и цифры современных значений КПД без учета этих потерь явно завышены

Истина кроется в самом значении термина «коэффициент полезного действия». Т.е. это определение доли полезной работы - «действия», и доли бесполезной работы. Какая- то работа или выделение энергии идет на пользу, а какая-то (например - на преодоление трения, или энергия тепла, теряемая с выхлопом) - идет без пользы, но она есть и эта энергия осязаема и учитываема. Но вот потери от не сгоревшего топлива не проявляются ни в виде бесполезного тепла или не целевой работы. Эти "минусы баланса" - это никак не потери работы или убытки тепла. Это потери, топлива в чистом виде. Т.е. это потери ни в джоулях, ни в атмосферах, а в граммах и литрах. А к таким потерям нельзя применить измерение или учет по категории потерянное давление или упущенное тепло, бесполезное действие или излишне затраченная работа. Поэтому чисто по правилам формальной логики КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ и не должен учитывать эти потери. Для этой цели должен быть иной индикатор и определитель, но его в широком употреблении такого четкого и внятного параметра нет. Вот мы и получаем заведомо урезанный и излишне благостный показатель эффективности современных двигателей - показатель КПД, который учитывает только часть потерь…

А на самом деле суммарная эффективность современных ДВС оказывается заметно ниже, чем постулируемый повсеместно КПД в 35-40 % эффективности. Ведь учитывается только и полезное действие и теряемая зря энергия и лишняя работа, производимая за счет сгоревшей части топлива. А вот потери не сгоревшей части топлива из общего баланса топлива, поступившего в двигатель, так полноценно и не определяются…

РЕВИЗИЯ И ИНВЕНТАРИЗАЦИЯ ПОТЕРЬ В ПОРШНЕВОМ ДВС.

Постараемся кратко рассмотреть и проанализировать все потери энергии, заключенной в топливе, поочередно по позициям, изложенным выше. И затем - обдумать возможности избавления от этих потерь. Т.е. постараемся сформулировать концепцию и набросать общие черты совершенного двигателя.

Первый уровень потерь - неполное сгорание топлива в камерах сгорания двигателя. Все специалисты знают - что топливо в современных двигателях сгорает неполноценно и часть его идет на выхлоп с отработавшими газами. Именно поэтому современные ДВС отравляют воздух продуктами неполного сгорания углеводродов и для получения «чистого выхлопа» в выхлопную трубу современных авто ставят каталитический дожигатель, который «дожигает» топливо на поверхностях своих активных элементов. В итоге- топливо, не сгревшее в цилиндрах, бесполезно окисляется в этих катализаторах. Зато выхлоп становится чище. Но и цена этих катализаторов с поверхностями из родия и платины- весьма высока и работают они ограниченный срок.

Задача - получить двигатель ПОЛНОСТЬЮ сжигающий топливо в своих камерах сгорания и полностью переводящий энергию химических связей топлива в тепло и большой объем простых газов горения, типа водяного пара и СО2.

Анализ сегодняшнего неблагоприятного положения: Вначале рассмотрим - почему в традиционных поршневых двигателях топливо сгорает не полностью. Что мешает реализации процесса полноценного сгорания?

Основная трудность в поршневых двигателях на эту тему - нехватка кислорода для горения, а так же осуществление процесса горения в одном технологическом такте с расширением газов горения. Последнюю ситуацию можно описать и другими словами- Рабочей Смеси не хватает времени для полноценного сгорания. Эти «родовые болезни» поршневых двигателей практически неизлечимы, поэтому инженерная мысль за более 120 лет попыток от них избавиться так и не нашла способа сделать это.

Рассмотрим подробно этот недостаток: итак при нахождении поршня в Верхней Мертвой Точке (ВМТ), сжатая Рабочая Смесь (РСм) поджигается. Начинается процесс горения, который течет какое -то время. Примерное горание Рабоч СМеси в современном высокооборотном моторе длиться около миллисекунды - 0,001 сек. А вообще все 4 такта происходят за 0,02-0,04 сек. Известно, что для полноценного и полного сгорания паров топлива желательны высокая температура и высоке давление. Но сразу после прохождения поршнем ВМТ он начинает движение вниз со значительным увеличением объема надпоршневого пространства. Т.е. по мере распространения фронта горения Рабочей Смеси (РСм) в камере сгорания первые порции сгоревшей РСм будут гореть при высокой температуре и большом давлении. Но вот последние порции горящей РСм оказываются в условиях резко снижающегося давления и падающей температуры. Соответственно - полноценность горения резко падает, а то и прекращается вообще. По этой причине часть РСм сгореть не успевает или сгорает не полноценно. Поэтому часть паров топлива идет в выхлопную трубу и в выхлопных газах непременно присутствуют продукты не полного сгорания углеводородов топлива. Итог - часть топлива не сгорает и не превращает свою энергию в тепло, а затем - во вращение главного вала двигателя, а только загрязняет и отравляет окружающий воздух.

Устранить этот недостаток практически невозможно, так как сама принципиальная конструкция поршневого двигателя предполагает важнейшим принципом соединение в одном технологическом такте «горение - расширение» двух разных процессов: горения и расширения продуктов горения. Эти процессы трудно объединить, так как каждый из них оптимально протекает в условиях взаимоисключающих оптимальные условия для другого процесса.

Действительно - процесс сгорания сжатого заряда РСм будет лучше всего происходить в запертой камере неизменного объема. В термодинамике этот процесс определяется как «изохорный» процесс. Т.е. заряд РСм будет сгорать полностью и переводить в тепло и давление всю энергию химических связей углеводородов топлива в замкнутой камере в условиях резко нарастающих давления и температуры.

А процесс расширения будет лучше всего происходить в условиях невысокой температуры (для обеспечения смазки скользящих и трущихся поверхностей рабочих элементов двигателя), при легком движении главного рабочего органа (поршня).

Как видим - в поршневых двигателях оба эти условия полноценно не могут соблюдаться, поэтому объединенный процесс «сгорания- расширения» идет по «компромисному сценарию», когда для каждого из процессов создаются мало подходящие условия, но в итоге- они все же позволяют как-то реализовывать течение этих совместных процессов хотя бы на 50% эффективности. В итоге - процесс работы современного поршневого двигателя- это технологии сплошных трудных компромиссов и значительных потерь.

В итоге такого «компромисного брачного союза» с потерями для обеих участвующих в деле сторон мы получаем следующий результат:

• горение происходит в условиях резкого расширения камеры сгорания, да еще при значительно низкой температуре стенок цилиндра. В итоге- топливо сгорает не полноценно и малоэффективно, да еще и часть тепла от сгоревшего топлива теряется при нагреве холодных стенок охлаждаемого цилиндра. Т.е. горение происходит в крайне неэффективных условиях.
• расширение происходит в условиях высоких температур от совмещенного с расширением процесса горения. Именно поэтому стенки цилиндра приходится охлаждать, ибо масло для смазки трущихся поверхностей поршня и цилиндра при температуре более 220 С°, теряет свои «скользкие свойства» и трение начинается «на сухую», а обугленное масло спекается в твердые частицы, которые еще больше начинают мешать этому процессу.

Отчасти выход из тупика процесса «горения - расширения» находят, устраивая «раннее зажигание», чтобы как можно меньшая часть горения РСм происходила на линии скоростного расширения и высокого увеличения объема камеры сгорания. Но это вынужденная и чреватая иными побочными неприятностями схема. Так как «ранее зажигание» предполагает поджиг РСм и создание начального этапа рабочего давления газов горения еще до прихода поршня в ВМТ, т.е. на завершающем этапе такта «сжатие». Следовательно, инерции работы кривошипно-шатунного механизма (КШМ) приходится преодолевать это возникающее давление горящей РСм и сжимать за счет инерции вращения КШМ или работы других поршней, начавшую расширяться горящую РСм. Итог этого компромисса- резкое увеличение нагрузок на коленвал, поршни, шатуны и пальцы КШМ, как и уменьшение КПД. Т.е. двигатель оказывается ареной противоборства разнонаправленных сил.

Другая трудная тема поршневых двигателей - это нехватка кислорода. Правда, она характерна только для бензиновых двигателей (двигателей работающих с принудительным искровым зажиганием), дизели (двигатели работающие с воспламенением от сжатия) лишены этого недостатка. Но зато дизели взамен приобрели немало иных трудностей - большой вес, громоздкость и внушительные габариты. Действительно - эффективного дизеля приемлемых габаритов объемом менее 1,2 литра никому создать не удалось… Это двигатель самого маленького дизельного автомобиля Audi-А2. А уход дизелй в совсем малые габариты имеет перчальный результат. Так - малые дизеля Владимирского тракторного завода Д-120 (они ставятся на мини-трактора) при мощности 25-30 л.с. имеют вес 280-300 кг. Т.е. на одну лошадиную силу мощности приходится 10 кг веса. У других производителей во всем мире положение похожее.
Итак, топливо сгорает не полностью, когда РСм «богатая», т.е. в ней много паров топлива и мало воздуха (кислорода). Такая РСм не имеет шансов сгореть полностью, для окисления углеводородов топлива просто не хватает кислорода. Итог - не сгоревшие по этой причине пары топлива идут на выхлоп. Но зато такая РСм горит быстро, хотя и неполноценно. Значит большая часть паров топлива все же сгорает и дает нужное давление и температуру.

Можно пойти другим путем - сделать «бедную смесь», т.е. в РСм будет много воздуха (кислорода) и мало паров топлива. В итоге в идеальном случае такая РСм будет иметь возможность сгореть полностью - все пары топлива сгорят на 100% с полным КПД. Но у такой РСм есть большой недостаток - она горит гораздо медленнее «богатой смеси» и в условиях реально действующего поршневого двигателя, где горение идет на линии скоростного увеличения объема, такая РСм просто не успевает полноценного сгорать. Так как значительная часть горения такой РСм попадает за счет малой скорости в условия резкого нарастания объема камеры сгорания и падения температуры. Итог - РСм опять сгорает не полностью даже в варианте «бедной смеси» и заметная ее часть идет не сгорев на выхлоп. И опять топливная эффективность такого режима работы поршневого двигателя оказывается весьма низкой.

На малую обеспеченность процесса горения РСм кислородом играет так же способ управления карбюраторными двигателями- «количественный способ». Для того чтобы сбросить обороты двигателя и уменьшить его "тягу", водитель прикрывает дроссельную заслонку, тем самым он ограничивает доступ воздуха в карбюратор. В итоге- опять нехватка воздуха для горения топлива и опять плохая топливная эффективность… Инжекторные двигатели отчасти лишены такого недостатка, но остальные беды поршневого мотора в них проявляются «по полной программе».

Путь избавления от этого недостатка:

Нужно разделить два предельно противоречивых рабочих технологических процесса - «горение - образование рабочих газов высокого давления и температуры» и «расширение рабочих газов высокого давления и температуры». Тогда оба этих процесса можно начать осуществлять в специализированных камерах и устройствах при наиболее оптимальных параметрах. Т.е. горение будет происходить «изохорно» - в запертом объеме, при нарастающем давлении и увеличивающейся температуре. А расширение можно будет производить в условиях невысоких температур.

В принципе идея совершить такое «великое разделение» формулировалась различными изобретателями и инженерами различных стран достаточно давно. Например- разработки немецкой фирмы «DIRO Konstruktions GmbH & Co. KG», на тему поршневого двигателя с обособленной камерой сгорания. Но вот предложить теоретически красивую и технически работоспособную для реализации в металле схему, так пока никому не удалось. Та же немецкая фирмя «DIRO Konstruktions GmbH & Co. KG» начала получать патенты на свои разработки около 15 лет назад, но о реальных успехах в деле создания реально действующего двигателя у нее так и не слышно.
Итак- нужно обеспечить длительный процесс горения заряда РСм в запертом объеме - «изохорный процесс». В этих условиях можно будет сжигать заведомо «бедную смесь», с большим коэффициентом избытка воздуха, когда пары топлива будут сгорать полностью, давать максимально возможное количество тепла и газов горения, и при этом на выхлоп будут идти минимально токсичные продукты горения. Но это возможно сделать, лишь обеспечив достаточно длительное время горения заряда «бедной» РСм в запертом объеме при нарастающем давлении и значительной температуре. Что в поршневом двигателе обеспечить практически не возможно.

Второй уровень потерь - значительные потери тепла, полученного от сгорания «усвоенного двигателем топлива».

Тепловой баланс бензинового двигателя складывается таким образом:

1. тепло переводимое в полезную работу: 35%;
2. тепло теряемое с выхлопными газами: 35%;
3. тепло теряемое от потерь через систему охлаждения: 30%.

Задача - получить двигатель имеющий минимальные потери тепла во внешнюю среду. В идеале можно поставить задачу создать двигатель с термическим КПД в 80%. Но даже если удастся добиться этого показателя в 65-70%, вместо 35 % на сегодня, это будет огромный скачок вперед. Т.е. двигатель той же мощности при таком КПД начнет расходовать в 2 раза меньше топлива, чем прежде.

Анализ сегодняшнего неблагоприятного положения: Вначале рассмотрим - почему в традиционных поршневых двигателях такие большие потери тепла «на сторону»? Что приводит к такому печальному положению?

Первая категория тепловых потерь - потери тепла с отводом через стенки цилиндров с системой охлаждения. Вообще для повышения значения термического КПД охлаждать двигатель не следует совсем. От этого температура деталей двигателя сразу поднимется- и от этого обуглится масло (которое создает пленку для легкого скольжения на поверхностях трения), и поршень перестанет легко двигаться в цилиндре и двигатель скоро заклинит. Здесь мы снова напарываемся на противоречия совмещения в одном такте двух процессов - горения и расширения. Температура во время вспышки горения в начальном периоде поджига РСм - достигает 3000 С°. А предельная температура масла, когда оно еще смазывает и спасает от трения, это 200 - 220 градусов. При превышении этого температурного порога масло начинает «гореть» и обугливаться. Для обеспечения высокого КПД двигатель охлаждать не разумно, но для обеспечения возможности движения основного рабочего органа - поршня, смазка жизненно необходима… Т.е. система охлаждения, позволяющая поршню двигаться в цилиндре - резко снижает термический КПД двигателя. Это осознанное и необходимое уменьшение КПД.

Вторая категория тепловых потерь - потери тепла с выхлопными газами. Температура выхлопных газов на выходе из цилиндров для разных типоразмеров и двигателей колеблется от 800 до 1100 С°. Поэтому в работающем на высоких оборотах двигателе выхлопные коллекторы порой начинают раскаляться до малинового свечения… Это значит только одно - энергия горения топлива, превратившаяся во внутреннюю энергию газов горения в виде их высокой температуры, теряется безвозвратно и совершенно бесполезно. Именно через этот канал «тепловых убытков» современные ДВС теряют около 35% энергии горения топлива. И превратить эту энергию в полезную работу чрезвычайно сложно, максимум, что удалось сделать - это вставить в выхлопной тракт турбину, которая крутит компрессор турбонадува. Этим достигается повышение давления воздуха, попадающего в цилиндры. И этим немного увеличивается КПД. Но - надо понимать, что турбина «улавливает» не повышенную температуру, а избыточное давление газов, покидающих цилиндр. Т.е. это немного другая тема и экономия иного рода.

Таким образом оказывается, что поршневой мотор плохо «перерабатывает» не только температуру, но и высокое давление рабочих газов. На самом деле - на выхлоп идут рабочие газы с избыточным давлением в 8 - 10 атмосфер. Это очень немало, стоит только вспомнить, что первые паровые машины в начале 19-го века имели рабочее давление в 3 или 3,5 атмосферы и успешно работали на угольных шахтах и в металлургических заводах, как и двигатели первые паровозы.

Тут все дело кроется в одинаковых геометрических размерах объема сжатия и объема расширения. У поршневого двигателя они равны, и ничего тут не поделаешь. В идеале - эти объемы должны быть разными. Ухищрение типа цикла Аткинсона, когда в поршневых двигателях объем сжатия оказывается меньше, чем объем расширения, малоэффективны, так как резко снижают силу крутящего момента двигателя.

Но увеличение объема камеры расширения позволит лишь превращать в полезную работу весь излишек избыточного давления, а вот повышенную температуру раскаленных газов горения топлива этим методом утилизировать не удастся. Единственно, что пришло на ум инженерам, так это для превращения высокой температуры в работу - впрыскивать в цилиндры воду. По идее: вода, превращаясь в пар высокого давления, будет резко повышать давление образовавшейся паро-газовой смеси и при этом значительно понижать её температуру. Но, в поршневом двигателе за более чем 80 лет усилий в этом направлении так ничего эффективного и работоспособного создать и не получилось. Поршневая схема двигателя внутреннего сгорания оказалась очень враждебной этой идее и не позволила встроить в цикл работы двигателя паровой такт или паровую фазу.

Надо сказать, что по основополагающему закону термодинамики, сформулированному почти 200 лет назад С. Карно, тепловой двигатель с предельно возможным КПД должен иметь максимальную температуру рабочих газов в начале рабочего цикла, и минимальную температуру рабочих газов в конце цикла.

Но в поршневом двигателе внутреннего сгорания максимально высокую температуру газов на первом этапе цикла мешает получить система охлаждения, а минимально избыточную температуру газов в конце цикла мешает получить невозможность встроить в схему двигателя паровую составляющую.

В итоге мы сегодня пользуемся двигателями с термическим КПД около 35%, не многим лучше, чем 60 или 70 лет назад…

Путь избавления от этого недостатка: необходимо создать конструкцию двигателя, позволяющую проводить процесс сгорания топлива в теплоизолированной камере сгорания (для достижения максимальной температуры в начале рабочего цикла), а так же позволяющую включать на завершающем этапе работы горячих газов горения паровую фазу (для достижения минимальной температуры в конце рабочего цикла). Так же такая конструкция двигателя позволит обходиться без обособленной и громоздкой системы охлаждения, которая бы «выкидывала» тепло во внешнюю среду.

Заодно - двигателю не нужна будет громоздкая и тяжелая выхлопная труба, которая в традиционных поршневых моторах гасит грохот от отработавших газов, вылетающих "выстрелами" с избыточным двлением в 8-10 атмосфер. Ибо в предлагаемой конструкции избыточное давление выхлопных газов будет минимальным.

Третий уровень потерь - заметные потери мощности на преодоление сил трения, как и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс, как и потери на привод вспомогательных механизмов. Эти потери определяются как механические потери. Они зависят от кинематической схемы двигателя. Но кроме собственно на механические потери, кинематическая схема и ее конструкция так же влияют на другой важнейший показатель работы, который не имеет прямого отношения к КПД: это режим и величина крутящего момента.

Задача - получить двигатель, имеющий минимальные механические потери. А так же обладающий постоянно действующим крутящим моментом высокого значения при небольших размерах самого двигателя. Высокий и стабильный крутящий момент позволяет обходиться без такой громоздкой и сложной системы транспортного средства как коробка переключения скоростей. Пример - транспорт с электродвигателями и паровыми двигателями.

Анализ сегодняшнего неблагоприятного положения: в стандартном поршневом (тронковом) двигателе реакция шатуна (поперечная составляющая этой реакции относительно оси цилиндра) на давление рабочих газов все время прижимает поршень то к одной стороне цилиндра, то к другой. Эта система работы двигателя требует постоянной смазки сильно трущихся поверхностей, и затрат на преодоление этих сил трения. Кроме того, при вращении кривошипа КШМ, проекция плеча, создающего крутящий момент, к вектору движения поршня все время меняется от «ноля» до «максимума» и обратно каждый рабочий ход. Такой все время скачкообразно пульсирующий режим крутящего момента малопригоден для привода исполнительных механизмов. И только на высоких оборотах поршневых двигателей сила крутящего момента заметно увеличивается. Но, высокие обороты (порядка 3-4 тыс. об. в мин.) не нужны большинству потребителей. Поэтому и приходится делать сложную и громоздкую коробку переключения передач, которая является неотъемлемой частью автомобилей, мотоциклов и пр.

Кроме того механический КПД заметно уменьшается за счёт отбора мощности двигателя на привод его вспомогательных механизмов - помпы системы охлаждения, вентилятора охлаждения, распредвалов и клапанов газораспределения, электрогенератора и пр. А еще заметные потери мощности вызывает необходимость сжатия рабочей смеси, и чем выше степень сжатия, тем эти потери выше. Кроме того, заметные потери мощности может вызывать излишне ранее зажигание, когда двигатель вынужден, в конце 2-го такта «сжатие», сжимать начинающие расширяться продукты горения.

Путь избавления от этого недостатка: необходимо создать конструкцию двигателя, в котором бы давление рабочих газов не прижимало главный движущийся рабочий орган к неподвижному корпусу. При этом двигатель должен отличаться такой конструкцией, которая бы позволяла иметь постоянное плечо крутящего момента на всем пути движения главного рабочего органа двигателя. При этом на таком пути давление рабочих газов должно осуществляться как можно дольшее время, в идеале - стремиться к 100%. Напомню, что у 4-х тактных двигателей из полного цикла двигателя из 2-х оборотов вала, давление на поршень действует лишь пол оборота, да и то в режиме передачи этого давления с нестабильным плечом крутящего момента.

ИТОГ:

ИТАК- сформулируем условия, которые выдвигает научный подход, для того чтобы создать двигатель с высоким КПД:

1. Основные технологические процессы двигателя «горение» и «расширение» должны быть разделены и разнесены для реализации в разные технологические камеры. При этом сгорание должно происходить в запертой камере, в условиях нарастающей температуры и увеличивающегося давления.
   Процесс сгорания должен происходить достаточное время и в условиях избытка воздуха. Это позволит на 100% сжигать рабочую смесь.
2. Объем камеры расширения должен быть значительно больше камеры сжатия, минимум на 50%, Это нужно для полноценного перевода давления рабочих газов в работу на главном рабочем органе.
   Должен быть создан механизм перевода высокой температуры выхлопных газов в работу на главном рабочем органе. Для этого есть только одна реальная возможность - подача воды для превращения высокой температуры газов горения в давление получаемого пара.
3. Рабочий орган и вся кинематика двигателя должны быть устроены таким образом, чтобы как можно больший период цикла двигателя рабочий орган воспринимал давление рабочих газов, а плечо перевода силы этого давления все время было максимально возможным.
4. После внимательной работы с этими требованиями теоретических подходов физики и механики на тему создания двигателя с высоким КПД, оказывается, что создать поршневой двигатель под такие задачи совершенно невозможно. Поршневой ДВС не удовлетворяет ни одному из этих требований. Из этого факта следует следующий вывод - необходимо искать более эффективные, альтернативные поршневой схеме, конструкции двигателя. И самая близкая к необходимым требованиям оказывается схема роторного двигателя.
5. В своей работе над концепцией совершенного роторного двигателя я как раз исходил из попытки учесть при создании концептуальной схемы двигателя необходимости реализации всех указанных выше теоретических предпосылок. Надеюсь, мне это удалось сделать.

СТАТЬЯ №2

РАЗМЫШЛЕНИЕ О СТЕПЕНИ СЖАТИЯ: ВСЕ ХОРОШО В МЕРУ

Все мы привыкли к тому, что экономичный и мощный двигатель должен иметь высокую степень сжатия. Поэтому на спортивных автомобилях двигатели всегда имеют высокую степень сжатия, а тюнинг двигателей (форсирование) для повышения мощности стандартных моторов массовых серий предполагает прежде всего увеличение их степени сжатия.

Поэтому в широком массовом мнении закрепилась идея - чем выше степень сжатия двигателя, тем лучше, так как это ведет к увеличению мощности мотора и повышению его КПД. Но - к сожалению, это положение верно лишь отчасти, а точнее, оно верно не боле чем на 50%.

История техники говорит нам, что когда в 1860-х годах появился первый ДВС Ленуара (который работал без сжатия), он лишь на 50% превосходил по КПД паровые машины, а когда (через 10 лет) появился 4-х тактный ДВС Отто, работающий со сжатием, то КПД такой модели сразу превзошел на голову по экономичности все существовавшие тогда двигатели.

Но сжатие - не такой уж простой и однозначный процесс. Тем более, что достигать очень высоких степеней сжатия, не имеет смысла, да и это очень трудно технически.

Первое: чем выше степень сжатия - тем больше рабочий ход поршня в цилиндре. Следовательно - больше линейная скорость движения поршня на высоких оборотах. Следовательно - тем больше инерционные знакопеременные нагрузки, действующие на все элементы кривошипно-шатунного механизма. При этом - еще и повышаются уровни давления в цилиндре. Поэтому у двигателя с высокой степенью сжатия и длинным рабочим ходом все элементы и детали мотора должны быть повышенной прочности, т.е. толстыми и тяжелыми. Именно поэтому дизеля не бывают маленькими и легкими. Поэтому не создано малых дизелей для мотоциклов, для подвесных лодочных моторов, легкой авиации и пр. Именно поэтому подвергнутые серьезному тюнингу - «пережатые» стандартные авто моторы имеют столь малый моторесурс.

Второе: чем выше степень сжатия, тем сильнее риск детонации со всеми вытекающими разрушительными последствиями. Заправка бензином с невысоким качеством может попросту разрушить такой мотор. О детонации - читайте в специальной СТАТЬЕ. Т.е. на определенной степени сжатия приходится применять все более дорогой и специальный бензин или особые присадки к нему. В пятидесятые — шестидесятые годы магистральной линией двигателестроения, особенно в США, было повышение степени сжатия, которая к началу семидесятых на американских двигателях нередко достигала 11-13:1. Однако, это требовало соответствующего бензина с высоким октановым числом, что в те годы могло быть получено лишь добавлением ядовитого тетраэтилсвинца. Введение в начале семидесятых годов экологических стандартов в большинстве стран привело к остановке роста и даже снижению степени сжатия на серийных двигателях.

Однако - достигать предельно возможных степеней сжатия нет никакого смысла. Дело в том, что термический КПД двигателя нарастает с повышением степени сжатия, но не линейно, а с постепенным замедлением. Если при увеличении степени сжатия от 5 до 10 он повышается в 1,265 раза, то от 10 до 20 — только в 1,157 раза. Т.е. после достижения определенного порога степени сжатия ее дальнейшее повышение не имеет смысла, ибо выигрыш будет минимальным, а нарастающие трудности - огромными.

При внимательном анализе возможностей работы разных типов двигателей и поиске путей повышения их эффективности можно найти возможности, отличные от постоянного повышения степени сжатия. И они будут гораздо более эффективными и качественными, чем высокое повышение степени сжатия.

Для начала разберемся - а что дает собственно высокая степень сжатия. А дает она следующее:

• дает высокую длину рабочего хода, т.к. в поршневом двигателя длина хода сжатия равна ходу длины расширения;
• сильное давление в заряде рабочей смеси, при котором происходит сближение молекул кислорода и топлива. От этого процесс горения подготавливается лучше и идет быстрее.

По первой позиции можно дать такие комментарии: действительно, экономичность дизелей во многом обязана тому, что они имеют большую длину рабочего хода. Т.е. увеличение длинны хода расширения значительно более серьезно влияет на повышение эффективности и экономичности двигателя, чем повышение длины хода сжатия. Это дает возможность снимать с давления рабочих газов больше пользы - газы работают на большее перемещение поршня. И если в «бензиновых» моторах диаметр поршня примерно равен длине рабочего хода, с соответствующей «степенью сжатия» и «степенью расширения», которые привязаны к длине хода поршня, то в дизельных двигателях этот параметр заметно больше. У классических низкооборотистых дизельных двигателей ход поршня больше, чем диаметр поршня на 15-30%. В судовых дизелях эта разница приобретает вообще вопиющий размер. Например, у огромного 14-цилиндрового дизельного двигателя для супертанкера производства финской фирмы Wartsila, рабочим объёмом 25 480 литров и мощностью 108 920 л.с. при 102 об/мин., диаметр цилиндра составляет 960 мм., при ходе поршня — 2500 мм.

Но увеличение степени сжатия имеет и свои неприятные стороны - требует применения дорогих высокооктановых сортов бензина, увеличения веса мотора, а так же немалых затрат мощности двигателя на процесс сильного сжатия.
Попробуем разобраться - а не получится ли достичь близкого, и даже большего эффекта в наращивании мощности и увеличения КПД двигателя иными способами, т.е. без излишнего увеличения степени сжатия с нарастанием присущего подобному процессу негатива. Оказывается, что такой путь возможен. Т.е. всех обоих положительных аспектов от наращивания степени сжатия можно получить иными путями и без присущих для наращивания степени сжатия неприятностей.

Рассмотрение первой позиции - большая длинна рабочего хода. Главное для экономичности - это большая длинна рабочего хода, чтобы все рабочие газы по максимуму передали давление на поршень. А в поршневом моторе рабочий ход равен длине хода сжатия. Вот как-то и закрепилось мнение, что важнее всего - степень сжатия, а не степень расширения. Хотя в поршневом двигателе - эти значения равны. Поэтому и разделять их не имеет особого смысла.

Но в идеале - лучше сделать эти длинны хода разными. Так как повышение хода сжатия ведет к массе неприятных последствий, то его сделать умеренным. А вот ход расширения, как отвечающий по максимуму за экономичность и эффективность, сделать максимально большим. Но в поршневом моторе это сделать практически невозможно (или сделать очень трудно и сложно- пример двигатель Кушуля). Зато есть масса схем роторных двигателей, которые позволяют без особого труда разрешить эту дилемму. Т.е. возможность двигателю иметь умеренную степень сжатия и при этом значительную длину рабочего хода.

Рассмотрение второй позиции - активизация и высокая эффективность процесса сгорания топлива. Его высокая скорость и полнота. Это важное условие качества и экономичности работы двигателя. Но, оказывается, степень сжатия (обеспечение высокого давления) является не единственным, и даже не самым лучшим способом достижения такого результата.

Тут я позволю себе цитату из академической книги по теории двигателей для ВУЗов советского периода: «Автомобильные двигатели», под ред. М.С.Ховаха. Москва, «Машиностроение», 1967г.

Как видно из приведенной цитаты, качество и скорость сгорания больше зависит от температуры сгорания, и в меньшей степени от давления. Т.е. если удастся обеспечить предельно высокую температуру среды сгорания, то полноценность сгорания будет максимальной, и нужда в предельно высоком давлении перед процессом сгорания (в степени сжатия) отпадет.

Из всех выше описанных теоретических подходов, можно сделать один вывод - мощный двигатель с высоким КПД может обойтись и без высокой степени сжатия, со всеми присущими для нее трудностями. Для этого в двигателе степень расширения должна быть заметно выше степени сжатия, а сгорание заряда свежей рабочей смеси должно происходить в предельно нагретой камере сгорания. При этом в процессе сгорания давление и температура должны повышаться за счет их естественного увеличения за счет энергии процесса горения. Т.е. камера сгорания должна герметично запираться и не менять свой объем в процессе сгорания, т.е. скоростного расширения давления в камере сгорания (как это происходит в поршневом моторе) быть не должно.

Но оба этих вышеупомянутых условия в поршневом двигателе соблюсти и обеспечить невозможно. Поэтому и работают поршневые двигатели на повышенных степенях сжатия, со всеми вытекающими трудностями, и никак не могут преодолеть планку КПД в 40% уже почти 100 лет.

1. Тяговый расчет трактора

В тяговом расчете определим основные параметры трактора, характеризующие его технико-экономические эксплуатационные качества: тягово-скоростные и мощностные показатели, топливную экономичность. Данными параметрами являются: эксплуатационный вес G тр (эксплуатационная масса), эксплуатационная мощность двигателя М ен, передаточные числа трансмиссии i тр; скорость движения на первой основной передаче V 1 ; показатели топливной экономичности G т, g кр.

Для расчета используем индивидуальные исходные параметры трактора:

класс тяги = 0,6;

коэффициент перегрузки по тяге χ n = 1,2;

диапазон тяги δ т = 1,6;

число основных передач т = 4;

колесная формула = 4К2;

За трактор-прототип возьмем Т-30. Недостающие для расчета данные возьмем в справочных пособиях исходя из технической характеристики трактора-прототипа.

1.1 Определение тягового усилия на первой основной рабочей передаче

В основу построения типажа тракторов положен принцип тяговых классов. Каждому из тяговых классов соответствует номинальное тяговое усилие Р кр н в кН, которое должен развивать трактор на невзлущенной стерне нормальной влажности и средней твердости (на черноземе или суглинке), в диапазоне от максимального значения тягового КПД до значения буксования, не превышающего допустимые пределы.

Увеличение тягового усилия на первой основной передаче учитывают введением коэффициента перегрузки по тяге χ n (приведен в задании).

Исходя из вышеизложенного, тяговое усилие на первой основной рабочей передаче определяют по формуле:

Р кр max = Р кр н * χ n 1.1

Р кр max = 6000 * 1,2 = 7200Н =7,2кН

где Р кр н - номинальное тяговое усилие (приведено в задании).

1.2 Минимальное тяговое усилие

Диапазон тяговых усилий на основных рабочих передачах охватывает всю сумму нагрузок на крюке в соответствии с агротехническими требованиями, предъявляемыми к базовому трактору данного тягового класса. Для характеристики диапазона тяговых усилий на основных рабочих передачах введен коэффициент δ т значение которого для большинства сельскохозяйственных тракторов находится в пределах δ т = 1,7...1,8

В соответствии с этим, тяговое усилие (минимальное), развиваемое трактором на высшей основной рабочей передаче, определяют по формуле:

1.3 Скорость движения на первой основной передаче

Скорость движения трактора на первой основной передаче – V 1 , назначают в соответствии с агротехническими требованиями в, зависимости от тина трактора, его движителя и с учетом тенденций развития конструкций тракторов и сельскохозяйственных машин. Эта скорость может быть рекомендована для тракторов:

Колесные:

с ходовой системой 4К2 2,2 – 2,4 м/с, с ходовой системой 4К4а 2,0 – 2,2 м/с, с ходовой системой 4К46 2,2-2,4 м/с;

Гусеничные 1,4-1,7 м/с.

Трактор – прототип имеет ходовую систему 4К2 => рекомендованная скорость в данной работе = 2,3м/с

1.4 Эксплуатационный вес трактора

Эксплуатационный вес трактора определяют из соображений реализации номинального тягового усилия при допустимом буксовании на стерне нормальной влажности. В зависимости от типа движителя и колесной формулы эксплуатационный вес подсчитывают по одному из выражений. Колесная формула 4К2 соответствует колесному трактору с задним ведущим мостом, с управляемыми передними колесами меньшего размера. Формула 4К4а соответствует колесному трактору с двумя ведущими мостами, с управляемыми передними колесами меньшего размера. Формула 4К46 соответствует колесному трактору с. двумя ведущими мостами, с колесами равного размера.

для колесных тракторов 4К2

1.3

где  к - коэффициент использования сцепного веса.

Для колесных тракторов 4К2  к = 0,75-0,80;

для колесных тракторов 4К4а  к = 0,45-0,50;

для колесных тракторов 4К46  к = 0,55-0,60;

для гусеничных тракторов  к = 0,65-0,70.

Чем больше коэффициент перегрузки по тяге χ n , тем больше значение  к выбирают. Для нашего трактора-прототипа будем использовать

ƒ - коэффициент сопротивления качению принимают для стерни в соответствии с типом движителя, в нашем случае ƒ = 0,09;

λ к - коэффициент нагрузки задних ведущих колес (равен 0,65-0,70). Для нашего случая принимаем λ к = 0,67.

1.5 Номинальная мощность двигателя

Номинальную мощность двигателя рассчитывают из необходимости обеспечения заданных тягово-скоростных показателей трактора с учетом запаса мощности по формуле

1.4

где Р к max - максимальная касательная сила тяги на первой передаче, кН;

V Т1 - теоретическая скорость трактора на первой передаче, м/с;

 тр - механический КПД трансмиссии трактора на первой передаче;

χ э - коэффициент эксплуатационной нагрузки тракторного двигателя, находится в пределах 0,85-0,90. Для гусеничных и колесных тракторов 4К4 несколько выше, чем для колесных 4К2. Для нашего трактора-прототипа принимаем χ э =

Максимальную касательную силу тяги определим по формуле

Р к max = Р к max + Р ƒ 1.5

Р к max = 7200 + 1497,9 = 8697,9Н = 8,7кН

где Р ƒ - сила сопротивления качению (кН), определим по выражению

Р ƒ = ƒ * Gтр 1.6

Р ƒ = 0,09 * 16645 = 1497,9Н = 1,5кН

Теоретическую скорость на первой передаче определим по формуле:

1.7

где V 1 - действительная скорость трактора на первой передаче, м/с;

δ доп - допустимый коэффициент буксования.

Буксование определяют по потере скорости, вызванной смещением несущего основания (почвы) или контактной части колеса (гусеницы) под действием крутящего момента на ведущих колесах в сторону противоположную движению трактора. Коэффициент буксования:

1.8

Для нашего случая δ доп = 0,18

Механический коэффициент полезного действия оценивает потери энергии в трансмиссии трактора. Механический КПД определяют по формуле

 тр = 0,951*0,98*(1–0,05)*0,95 = 0,841

где  ц,  кон - соответственно КПД цилиндрической (0,985-0,99) и конической (0,975-0,98) пар шестерен. Принимаем для нашего расчета:  ц = 0,99,  кон = 0,98;

n ц, n кон - соответственно число пар цилиндрических и конических шестерен, находящихся в зацеплении при включенной первой основной рабочей передаче (определяют по кинематической схеме трактора-прототипа)

ξ - коэффициент, учитывающий потери от вращения валов и шестерен. Для прогретой трансмиссии и при действии крутящего момента, близкого к номинальному, он равен 0,03-0,05, будем считать ξ = 0,04

 гс - КПД, учитывающий затраты энергии на привод насосов гидронавесной системы управления и привод компрессора,  гс = 0,93-0,95, в нашем подсчете будем считать  гс = 0,94

Механический КПД гусеничного трактора дополнительно учитывает потери энергии на трение в ведущем участке гусеничной цепи  г = 0,97-0,98. Меньшее значение имеют тракторы с эластичной подвеской. В нашем подсчете его учитывать не надо.

Подставляя все значения в формулу 1.4, получаем:

1.6 Определение крутящего момента двигателя

Крутящий момент, развиваемый двигателем на номинальном режиме, определяют по формуле

1.10

где  н - номинальная угловая скорость вала двигателя, ее подсчитывают по формуле:

где n н - номинальная частота вращения вала двигателя, мин -1 (для нашего трактора прототипа n н = 2000об/мин).

Следовательно:

1.7 Определение часового расхода топлива двигателем

Часовой расход топлива двигателем на номинальном режиме эксплуатационной мощности подсчитывают то формуле

1.11

Где g ен - удельный эффективный расход топлива на номинальном режиме мощности двигателя, г/кВтч. Значение g ен для современных тракторных дизелей с неразделенными камерами сгорания находится в пределах 235-250 г/кВт-ч. Для нашего расчета примем g ен = 240 г/кВтч

1.8 Определение передаточных чисел в трансмиссии трактора

В данном тяговом расчете передаточные числа трансмиссии трактора определяют из условия, что они составляют ряд геометрической прогрессии, знаменатель которой определяют по выражению

1.12

где m - число основных рабочих передач;

P к min – касательная сила тяги на высшей основной рабочей передаче при номинальном моменте двигателя, которую определяют по формуле:

P к min = P к min + P ƒ 1.13

P к min = 4500 + 1497,9 = 5997,9Н = 5,99кН

1.9 Передаточное число трансмиссии на первой основной рабочей передаче

Передаточное число трансмиссии на первой передаче определяют из условия реализации номинальной касательной силы тяги

1.14

где r к - динамический радиус ведущих колес (звездочки), м.

1.10 Размеры ведущих колес

Динамический радиус колес выбранных шин определяют по формуле

r к = 0.025 * (0.5*d + (0.85 – 0.90) * B) 1.15

где d, В - соответственно диаметр посадочного обода и ширина профиля шины в дюймах, или

r к = 10 -3 * (0.5*d + λ т *B) 1.16

если d и В даны в миллиметрах,

λ т - коэффициент деформации шин под действием вертикальной и тангенциальной нагрузок, λ т = 0,85-0,88.

Для нашего расчета будем использовать формулу 1.15

r к = (0,5*813 + 0,86*240)/1000 = 0,613

подставляя значение r к в формулу 1.14 получаем:

1.11 Передаточные числа трансмиссии и скорости движения

трактора на основных рабочих передачах Передаточные числа на основных рабочих передачах, скорости движения на передачах находят по формулам:

V 3 = 2,95 м/с

24.1. Заполните пропуски в тексте.
Тепловой двигатель – это устройство, превращающее внутреннюю энергию топлива в механическую энергию. При этом часть энергии, выделившийся при сгорании топлива , теряется в окружающем пространстве , и лишь часть полученной при этом энергии тепловой двигатель способен превратить в механическую работу.
КПД – коэффициент полезного действия двигателя, характеризующий его экономичность. Эту величину обозначают буквой η .
КПД определяют по формуле:

24.2. а) Что означает фраза: «КПД идеального устройства равен 100%»?
Вся полученная устройством теплота идет на совершение работы
б) Каковы приблизительные значения КПД двигателей внутреннего сгорания?
20 – 30%
в) Что означает фраза: «КПД паровой турбины примерно равен 30%»?
На совершение работы идет лишь 30% всей полученной турбиной энергией

24.3. Трактор двигался с постоянной скоростью, развивая мощность N = 60 кВт. При этом за t = 15 мин работы им было истрачено m = 4 кг топлива. Удельная теплота сгорания топлива составляет q = 43000 кДж/кг. Определите КПД теплового двигателя трактора (в % с точностью до целых).

24.4. Снегоход, двигаясь равномерно, развивает мощность 18 кВт, сжигая при этом за четверть часа 2 кг топлива. Удельная теплота сгорания топлива 42000 кДж/кг. Определите КПД теплового двигателя снегохода. Ответ (в %) округлите до целых.

24.5. Мотоцикл, двигаясь равномерно, развивает мощность 13 кВт, сжигая за каждые 10 мин 400 г бензина. Определите КПД двигателя внутреннего сгорания мотоцикла (в %). Ответ округлите до целых. Недостающие данные найдите в таблице 2 учебника.