Теоретические циклы

Как мы уже определились, классическая термодинамика анализирует идеальный замкнутый цикл. Техническая термодинамика анализирует термодинамические разомкнутые циклы. Цель анализа обеих групп циклов состоит в том, чтобы на основе законов термодинамики определить, в каких долях сообщенная рабочему телу теплота будет распределена между потребителями. При анализе этой группы циклов используются только термодинамические процессы подвода теплоты, преобразования части теплоты в работу, отвода теплоты холодному источнику и удаления рабочего тела с остаточной теплотой из разомкнутой системы.

Известно, что при протекании процессов сжатия, тепловыделения и расширения состояние рабочего тела изменяется. В частности, процесс сжатия завершается при параметрах рабочего тела: Vс, Рс и Тс. В период начала основной фазы тепловыделения рабочее тело имеет параметры Vрz при Рz и в период завершения Vtz при Тz. В связи с этим перед теорией рабочих процессов, согласно нашей классификации, стоят последовательные задачи: 1. Анализ теоретических циклов для определения того, какие дополнительные потери теплоты в стенки цилиндра произойдут из-за изменения состояния рабочего тела в период сгорания. 2. Анализ и расчет параметров теоретических расчетных циклов для определения того, какое количество остаточной теплоты дополнительно будет потеряно с выпускаемыми газами в реальном двигателе из-за изменения молекулярной массы и теплоемкости газов, диссоциации, неполноты сгорания, потерь смеси и газов через неплотности и зазоры (индикаторные потери). 3. Расчет тепловых потерь цикла на механические трения и выведение эффективных показателей.

Приступая к анализу теоретических циклов, мы исходим из того предположения, что предшествующий анализ и расчет термодинамических разомкнутых циклов позволил нам теоретически правильно определить, как теплота распределилась между ее потребителями (работа, холодный источник и удаление в окружающую среду). Поэтому есть основания быть уверенным в том, что при анализе теоретических циклов у нас не возникнут проблемы с первым законом термодинамики.

Что касается примеров анализа и расчета циклов, которые приводятся в учебниках, то: 1. Другие теоретики в силу принятых допущений считают, что замкнутые, разомкнутые, теоретические и расчетные циклы есть одно и то же. Попыток как-то отграничить циклы и их функции они не делают. При этом они продолжают придерживаться того мнения, что рабочее тело остается не сменяемым и потерь теплоты в систему охлаждения двигателя не происходит. 2. При таком подходе получается, что кроме индикаторных показателей фактически нечего анализировать и рассчитывать. 3. При этом разрыв между величинами термического и индикаторного КПД настолько велик и не понятен, что величина термического КПД рассчитываемого цикла даже не указывается. 4. Если закрыть глаза и сделать вид, что не видишь проблему, то проблема не исчезнет. Поэтому мы предполагаем, что такой обезличенный подход к анализу и расчету цикла даст еще более завышенные количества интенсивных величин параметров рабочего тела и теоретикам, чтобы избежать неприятностей со стороны первого закона термодинамики, придется искать дополнительные пути списания лишних количеств теплоты.

При анализе теоретических циклов мы переходим к непосредственному исследованию рабочих процессов. Процесс подвода теплоты заменяется процессом сгорания или тепловыделения. Понятие теплоты компенсации заменяется понятием неизбежных потерь теплоты. При этом неизбежные потери теплоты будут содержать в себе часть не использованной циклом свободной энергии, поэтому они не идентичны теплоте компенсации. Для отграничения периода изменения состояния рабочего тела во время подвода теплоты от последующего расширения вводятся понятия предварительного и последующего расширения.

По нашему мнению при анализе теоретических циклов действующая теория ДВС руководствуется следующими ложными предпосылками:

1. Наименьшие потери теплоты происходят при положении поршня в ВМТ и в зоне ВМТ. Эти потери настолько незначительны, что после завершения основной фазы тепловыделения в некоторый промежуток времени температура в цилиндре даже увеличивается, несмотря на начавшийся процесс расширения. Но в дальнейшем, по мере удаления поршня от ВМТ тепловые потери в стенки и механические трения увеличиваются. При этом изменения молекулярной массы и структуры газов настолько велики и их теплоемкость увеличивается до такой степени, что процесс более похож на изотермный, чем адиабатный и показатель политропы расширения n₂ имеет значения менее 1.2.

2. В зоне ВМТ изменение объема рабочего тела (экстенсивная величина) настолько мало и совершается настолько незначительное количество работы, что можно считать, что интенсивные величины, характеризующие состояние рабочего тела совсем не изменяются. Но после прохождения поршнем зоны ВМТ, несмотря на почти закончившийся процесс тепловыделения, интенсивные величины параметров сильно изменяются, и рабочее тело приступает к процессу совершения работы. Но одновременно с этим начинают сказываться изменившаяся молекулярная масса, возросшая активность догорания, диссоциация и теплоемкость.

3. В зоне ВМТ фронт пламени распространяется по камере сгорания. Как только пламя доходит до стенок цилиндра, процесс сгорания следует считать оконченным. Но, к сожалению и вопреки этому допущению, далее на участке расширения равном 10-12⁰ ПКВ еще происходит интенсивное увеличение температуры.

Рассмотрим более подробно приведенные моменты и продолжим анализ циклов. Чтобы не возникло сомнений в том, что мы выходим за рамки анализа приведем следующее высказывание Д.Н. Вырубова (стр. 165):

«Характеристическое уравнение дает возможность выразить связь между параметрами рабочего тела в начале и конце сгорания…».

То есть, теоретические циклы анализируют изменение экстенсивной и интенсивных величин параметров рабочего тела в период сгорания и влияние этих изменений на баланс теплоты.

1. Теория ДВС анализирует циклы бензиновых двигателей следующим образом:

«В случае подвода теплоты при постоянном объеме ρ=1, а

h_t.=1-1/ε^k-1 (4)

и

р_t=[ра∙ε^k/(ε-1) (k-1)] h_t (λ-1). (5)

Формула (4) показывает, что к.п.д. этого цикла не зависит от параметра λ, характеризующего количество подведенной теплоты, и, следовательно, от нагрузки двигателя».

«Предпосылка мгновенного сгорания топлива при постоянном объеме определяет получение при расчете по формуле (192) завышенного максимального давления цикла. Для уточнения значения действительного максимального давления р_z¶ с учетом теплоотдачи в период сгорания и конечной длительности этого периода вводят поправочный множитель φ_р и определяют действительное максимальное давление цикла

р_z¶= р_z φ_р. (193)

Коэффициент уменьшения давления φ_р = 0.8 ÷ 0.9». (Д.Н. Вырубов, стр.15, 165, подчеркнуто мной).

То есть, с одной стороны теория абсолютно уверена в том, что в цикле с подводом теплоты по изохорному процессу, интенсивные величины изменяются мгновенно и поэтому не могут оказать влияния на отвод теплоты. Но с другой стороны, приходится признавать, что с учетом теплоотдачи в период сгорания и конечной длительности этого периода такое влияние существует. Поскольку объяснить причину этого влияния принятая методика анализа не позволяет, то легче всего скорректировать результат путем применения множителя φ_р =0.8÷0.9.

2. Для расчета дополнительных потерь теплоты компенсации из-за изменения состояния рабочего тела в теоретических циклах дизельных двигателей используются показатели: «λ –степень повышения давления вследствие подвода теплоты при постоянном объеме Vс –отношение максимального давления цикла Рz к давлению в конце сжатия Рс; λ= Рz/Рс.

ρ- степень предварительного расширения, вследствие подвода теплоты при постоянном давлении Рz- отношение объемов в точках z и с; ρ=Vz/Vс». (Д.Н.Вырубов, стр. 14).

При расчете термического КПД смешанного цикла дизелей указанные показатели вводятся в формулу расчета и некоторым образом влияют на результат. Так, расчет термического КПД теоретического цикла (Сабатэ-Тринклера) дизельного двигателя (стр. 375-376 учебника МВТУ им. Н.Э. Баумана) с использованием формулы Сабатэ-Тринклера дает результат: h_t= 58.67%. То есть, считается, что при изобарном подводе теплоты, из-за увеличения объема (ρ) в период сгорания, количество, отводимой в стенки теплоты, увеличивается, и термический КПД в такого цикла соответственно уменьшается. В данном конкретном случае расчета разница между идеальным и теоретическим значением составила 61.53- 58.67= 2.86%.

Точно таким же образом показатель ρ влияет на результат термического КПД цикла Дизеля с изобарным подводом теплоты.

То есть, теоретиками не осознанно признается, что в цикле дизельного двигателя в отличие от цикла бензинового двигателя помимо «отвода теплоты холодному источнику» с выпускаемыми газами происходит отвод теплоты и в стенки цилиндра.

Данное обстоятельство по нашему мнению имеет чрезвычайно важное и знаменательное значение в виду следующего: 1. Если исходить из приведенных положений теории, отвод теплоты в цикле бензинового двигателя происходит только с выпускаемыми газами. Исходя из этого, следует полагать, что система охлаждения бензиновым двигателям совершенно не нужна. 2. В цикле дизельного двигателя появляется еще один субъект процесса - стенки цилиндра, в которые отводится некоторая часть теплоты, учитываемая показателем ρ (в данном случае 2.86%). 3. Выражение «отвод теплоты в стенки цилиндра» заведомо означает, что стенки цилиндра в циклах дизельных двигателей выполняют функцию холодного источника, т.к. отвод теплоты может осуществляться только холодному источнику. 4. Из этого следует, что в циклах дизельных двигателей термодинамическая система имеет 2 холодных источника: а) систему выпуска отработавших газов; б) систему охлаждения. 5. Учитывая, что два холодных источника всегда будут потреблять больше теплоты, чем один, при равной с циклом бензинового двигателя степени сжатия термический КПД циклов дизельных двигателей всегда будет меньше на величину, определяемую показателем ρ. То есть, если верить действующей теории, дизельные двигатели являются менее экономичными, чем бензиновые.

Но и в циклах дизельных двигателей указанных 2.86% потерь теплоты в стенки явно не хватает, чтобы объяснить, откуда появились и куда деть остающиеся после расчета излишки 15% теплоты.

Методика дальнейшего избавления расчетов от излишков теплоты основана на следующих данных:

«Коэффициент ξ_z, определяющий долю теплоты, которая на участке сz затрачивается на увеличение внутренней энергии рабочего тела и на совершение механической работы называется коэффициентом использования теплоты на участке видимого сгорания». (Стр.161-162)

χ_z-коэффициент выделения теплоты на участке видимого сгорания, Q_wz- количество теплоты, отдаваемое стенкам цилиндра на участке сz». (Стр.162).

«Уравнения сгорания, написанные в том или ином виде, для любого случая сгорания топлива в двигателе решаются методом подбора температуры конца видимого сгорания t_z.

Характеристическое уравнение дает возможность выразить связь между параметрами рабочего тела в начале и конце сгорания с учетом изменения молекулярной массы, происходящего при сгорании:

λρ= μ∙ Т_z/Т_с (190)

Для цикла со сгоранием при V=const (ρ=1)

λ= μ∙ Т_z/Т_с (191)

Давление в конце сгорания (расчетное)

р_z= λρ_с (192)».

(Д.Н.Вырубов, стр.165).

Однако значения показателя μ тоже явно недостаточно для списания такого количества теплоты. Поэтому применяются следующие дополнительные способы:

«Величину коэффициента использования теплоты ξ _z принимают при расчете в соответствии с осуществляемым циклом, быстроходностью, способом смесеобразования и условиями охлаждения камеры сгорания рассчитываемого двигателя. Низкие значения ξ _z соответствуют не только усиленной теплоотдаче в стенки, но и догоранию в процессе расширения.

Ниже приведены пределы значений коэффициента использования теплоты ξ _z для двигателей различных типов при работе их с полной нагрузкой на номинальном скоростном режиме;

Карбюраторные двигатели 0.80-0.90

Дизели . . . . . . . . . . . . . . . . 0.65-0.80

Газовые двигатели . . . . . . 0.80-0.85»

(Д.Н.Вырубов, стр.165-166)

К этим способам для последующего расширения подбирается значение n₂=1.197 (стр. 376). Таким образом, тема лишнего количества теплоты оказывается закрытой, все вроде сошлось.

Но такое искусственное «закрытие излишков» приводит к другой неприятности для поршневой части двигателя. Данные из учебника МВТУ (стр. 373-376): Тb = 1134⁰К, Тz =1748⁰К, Та= 288⁰К и расчетная- без наддува Тс=748⁰К (с учетом наддува Тс=962⁰К). h_t = 1- Тb –Та/ Тz - Тс =(1-0.846) ∙100= 15.4%. То есть, вместо расчетного значения h_t =58.67%, мы по разности температур получим в поршневой части реального двигателя величину термического КПД 15.4%! Догадываетесь, почему вышел такой результат? Потому что, если верить формуле h_t=1-1/ε^k-1 (δ₂=8.71, h_t=1-1/δ₂^k-1) температура выхлопных газов данного двигателя должна быть Тb = 790⁰К (!!!), а не 1134⁰К. Если кто-то будет уверять, что КПД поршневой части с величины 15.4% увеличится до величины 58.67% за счет наддува, просим в такое чудо не верить. Наоборот, в таком случае получается «античудо». Если рассчитать по температуре конца сжатия с учетом наддува h_t =1-(1134-288/1748-962)= -7.63 % (со знаком минус).

Если расчет имеет целью подогнать расчетные величины под фактический результат, то такой расчет необходимо считать произвольным. Такой расчет даст нужную величину h_t для данных условий. Но стоит изменить условия задачи, как сразу становится очевидным, что такой метод расчета никуда не годится. В частности, А.Н. Воинов (стр. 169) для расчета величины термического КПД бензинового двигателя по формуле h_t=1-1/ε^n-1 использует показатель политропы сжатия n=1.25. При таком показателе n термический КПД бензинового двигателя со степенью сжатия ε=10 составитh_t=43.77%. Для данной величины степени сжатия цифра вроде бы удобоваримая. Применим такой же показатель политропы сжатия к расчету дизельного двигателя из учебника МВТУ им. Н.Э.Баумана. В этом случае окажется, что расчетный эффективный КПД данного дизельного двигателя составит 25.3%, вместо реальных 39,6%. То есть, динамика изменения КПД в зависимости от изменения степени сжатия при прочих равных условиях приобретает весьма непредсказуемый характер.

Неприятность ситуации основана на следующей элементарной истине:

При анализе термодинамических циклов по нашей классификации на основе законов термодинамики мы распределили теплоту между тремя субъектами процесса: работой, холодным источником и удаляемыми газами. При анализе теоретических циклов мы должны уточнить, как на этом этапе произойдет дополнительное перераспределение уже рассчитанных нами долей теплоты. То есть, сколько теплоты дополнительно будет отнято от доли работы и передано в долю холодного источника и удаляемых газов. При этом количество субъектов процесса у нас не изменилось. Ни одна часть теплоты просто так никуда не может исчезнуть. Она может быть либо превращена в работу, либо отдана холодному источнику, либо унесена с выхлопными газами. При этом, если долю теплоты (или ее часть), которая фактически была передана холодному источнику, мы отнесем к доле теплоты уносимой выхлопными газами (или наоборот), то расчет развалится. Для конкретной ситуации цифры можно подогнать, но стоит изменить условия задачи, как цифры поползут в разные стороны.

Что поразительно, при расчете параметров конкретного двигателя, теоретики при постановке условий задачи констатируют тип охлаждения двигателя (водяное или воздушное), но в дальнейших расчетах не учитывают, какое количество теплоты должна забрать система охлаждения. Та часть теплоты, которая отводится в систему охлаждения, списывается на выхлопные газы в виду чего и выходит приведенная выше картина с непонятным термическим КПД (то ли h_t =58.67%, то ли h_t =15.4%, а скорее всего h_t = -7.63 %!). То есть, и на уровне анализа и расчета действительных циклов теория продолжает уверенно считать, что двигатель общается с холодным источником исключительно через выхлопную трубу.

По нашему мнению с момента перехода на анализ процессов сгорания и тепловыделения понятия термодинамических процессов газа V=const, Р=const и Т=const к теоретическим циклам применимы лишь условно. Фактически названия циклов говорят лишь об их базовых термодинамических идентификационных свойствах, а не о реальной сути процессов. Посмотрите внимательно рис. 43 и 47, на которых отражены индикаторные диаграммы бензинового (V=const) и дизельного (смешанный цикл) двигателей. Характер протекания давлений и температур, динамика их изменения по углам ПКВ практически совпадают полностью. А между тем, это циклы разных двигателей. Главным принципом анализа должен быть тезис: двигатель первичен, рассуждения о нем вторичны. Стремление и на уровне теоретических циклов привязать их к конкретным термодинамическим процессам газа и наделить их свойствами этих процессов приводит к перечисленным выше методологическим ошибкам в анализе и неправильным результатам расчетов.

Рассмотрим более подробно, в чем суть ошибок:

Предпосылка о том, что наименьшие потери теплоты в стенки цилиндра происходят при нахождении поршня в зоне ВМТ и что по мере движения поршня в сторону НМТ потери теплоты увеличиваются.

«В начале расширения идет интенсивное догорание топлива, а теплоотдача в стенки сравнительно невысока вследствие малых поверхностей стенок, омываемых горячими газами. При этом температура газов в начале расширения не падает, а часто даже несколько возрастает.

По мере опускания поршня догорание становится менее интенсивным, а теплоотдача в стенки растет, поэтому давление расширяющихся газов падает быстрее». (И.М. Ленин, стр. 134, подчеркнуто мной).

Аналогичного мнения придерживаются и остальные теоретики. Но при этом никто не обращает внимания на то, что данное утверждение противоречит постулату термодинамики об условиях изменения энтропии рабочего тела. 1. Догорание становится менее интенсивным; 2. Теплоотдача в стенки растет; 3. Давление расширяющихся газов падает быстрее. Следовательно, если процесс подчиняется законам термодинамики, температура расширяющихся газов тоже должна падать быстрее. Но показатель политропы расширения n₂ =1.15-1.2, который используют все теоретики, говорит о том, что вопреки термодинамике, теоретики не разрешают температуре расширяющихся газов падать быстрее (деваться-то некуда, излишки теплоты приходится списывать на выхлоп).

Приведенный вывод о малых потерях теплоты в стенки при положении поршня в ВМТ страдает еще одним совершенно очевидным недостатком. В момент нахождения поршня в ВМТ в положении 0⁰ ПКВ скорость поршня равна нулю (0). Количество совершаемой им работы тоже равно нулю (0). А количество потерь теплоты в стенки имеет конкретное значение. Соответственно потери теплоты в стенки в данной точке представляют собой отношение конкретного числа к бесконечности. Когда поршень выходит из положения 0⁰ ПКВ (допустим, переместился от 0 до 1⁰ ПКВ) он приобретает некоторую скорость и начинает совершать работу. При этом количество совершаемой работы и время, за которое эта работа будет совершена, приобретают конкретные значения. Отношение количества работы и скорости поршня к потерям теплоты в стенки составит величину удельных потерь теплоты в стенки в данной точке. По мере удаления поршня от ВМТ скорость увеличивается, количество работы увеличивается, удельные потери теплоты в стенки соответственно уменьшаются.

Фактически наибольшие (до 99%) потери теплоты в стенки цилиндра происходят в период нахождения поршня в зоне ВМТ от 0 до 25⁰ ПКВ. В подтверждение данного вывода предлагаем расчет двигателя ВАЗ-2110.

1). В период движения поршня от 0 до 12⁰ ПКВ: ход поршня от 0 до 12⁰ ПКВ- 1 мм. Коэффициент средней скорости поршня- 0.083. Среднее давление- 46 кг/см². Средний рычаг кривошипа 0.379 мм, Средний крутящий момент- 9.12 н/м. Средняя площадь поверхности камеры сгорания- 127.46 см². Средняя температура- 1347⁰ С. Средняя температура поверхности камеры сгорания 300⁰С.

2). При положении поршня в 24⁰ после ВМТ. Ход поршня от ВМТ- 3.95 мм. Коэффициент средней скорости поршня в данной точке- 0.32. Давление в данный момент- 45 кг/см². Крутящий момент- 93 н/м. Площадь поверхности камеры сгорания- 136.28 см². Температура- 2000⁰ С.

Сравнение с зоной ВМТ: Увеличение площади – в 1.08 раза. Давление не изменилось. Увеличение интенсивности теплоотвода по температуре в 1.6237 раза. Уменьшение времени прохождения поршнем расстояния в 1 мм в 3.84 раз. Уменьшение удельной площади охлаждения в 2.19 раза. Увеличение крутящего момента в 10.2 раза. Уменьшение удельных потерь теплоты в стенки цилиндра в данной точке в 22.3 раза.

3). При положении поршня в 40⁰ после ВМТ. Ход поршня от ВМТ- 10.49 мм. Коэффициент средней скорости поршня в данной точке- 0.51. Давление в данный момент- 30 кг/см². Крутящий момент- 165 н/м. Площадь поверхности камеры сгорания- 153.2 см². Температура- 1700⁰ С.

Сравнение с зоной ВМТ: Увеличение площади – в 1.202 раза. Давление уменьшилось в 1.5 раза. Увеличение интенсивности теплоотвода по температуре в 1.337 раза. Уменьшение времени прохождения поршнем расстояния в 1 мм в 6.12 раз. Уменьшение удельной площади охлаждения в 5.7 раза. Увеличение крутящего момента в 18 раз. Уменьшение удельных потерь теплоты в стенки цилиндра в данной точке в 102.6 раз.

4). При положении поршня в 55⁰ после ВМТ. Ход поршня от ВМТ- 18.69 мм. Коэффициент средней скорости поршня в данной точке- 0.6. Давление в данный момент- 23 кг/см². Крутящий момент- 225 н/м. Площадь поверхности камеры сгорания- 174.14 см². Температура- 1485⁰ С

Сравнение с зоной ВМТ: Увеличение площади – в 1.37 раза. Уменьшение давления в 2 раза. Увеличение интенсивности теплоотвода по температуре в 1.13 раза. Уменьшение времени прохождения поршнем расстояния в 1 мм в 7.2 раз. Уменьшение удельной площади охлаждения в 9.29 раза. Увеличение крутящего момента в 24.67 раза. Уменьшение удельных потерь теплоты в стенки цилиндра в данной точке в 229 раз.

5. При положении поршня в 82⁰ после ВМТ. Ход поршня- 35.75 мм. Коэффициент средней скорости поршня в данной точке- 0.64. Давление в данный момент- 9.6 кг/см². Крутящий момент- 180 н/м. Площадь поверхности камеры сгорания- 197.72 см². Температура 1325⁰ С.

Сравнение с зоной ВМТ: Увеличение площади – в 1.54 раза. Уменьшение давления в 4.8 раза. Уменьшение интенсивности теплоотвода по температуре в 1.02 раза. Уменьшение времени прохождения поршнем расстояния в 1 мм в 7.68 раз. Уменьшение удельной площади охлаждения в 24.4 раза. Увеличение крутящего момента в 19,7 раза. Уменьшение удельных потерь теплоты в стенки цилиндра в данной точке в 480 раз.

Соответственно, для учета потерь теплоты в стенки цилиндра значение имеет период изменения состояния рабочего тела от 0 до 25⁰ ПКВ. Дальнейшие потери не могут оказать заметного влияния на термический КПД цикла.

Поэтому максимальное значение показателей ρ и ρ_t, характеризующих изменение внешнего параметра, должно быть ограничено величиной 1.55. При выходе поршня из зоны ВМТ эти показатели должны иметь значение равное 1.

Помимо этого, влияние потерь теплоты в стенки после 25⁰ ПКВ на процесс расширения можно игнорировать полностью и использовать для расчетов результата последующего расширения показатель политропы в пределах 1.37-1.39 с учетом незначительного совокупного влияния изменения молекулярной массы, возросшей теплоемкости продуктов сгорания, неполноты сгорания на процесс последующего расширения. Использование в рассматриваемом нами примере расчета дизельного двигателя показателя политропы n₂ =1.197 (почти изотерма) ничем абсолютно не оправдано.

Подход теории ДВС к оценке процессов, происходящих в зоне ВМТ бензинового двигателя следующий: «Если конечной целью расчетов изменения состояния рабочего тела является определение экономичности и эффективности рабочего цикла, необходимость расчетов изменения параметров рабочего тела в период сгорания отпадает, так как изменение состояния происходит вблизи в.м.т. При этом изменение объема рабочего тела в период сгорания основной части топлива весьма незначительно и, следовательно, характер тепловыделения относительно мало влияет на работу, получаемую за этот период». (Д.Н. Вырубов, стр. 160, выделено мной).

Действительно количество работы, совершаемой циклом в зоне ВМТ, мало влияет на экономичность и эффективность цикла (за период 0-12⁰ ПКВ совершается менее 0.1% от всего количества работы цикла). Но: 1. Нас не интересует работа, совершаемая рабочим телом на указанном участке. Нас интересует, в какой степени на указанном участке изменяется состояние рабочего тела. Изменение же состояния рабочего тела в изохорном процессе характеризуется не изменением его объема и количеством совершенной работы, а изменением давления и температуры. Значения давления и температуры, изменившиеся в результате совершения условного изохорного процесса, нужны не для расчета количества работы, а для расчета того, насколько увеличится отвод теплоты в стенки из-за этого изменения. 2. Почти вся работа цикла совершается после 15⁰ ПКВ. Почти все потери теплоты в стенки происходят от ВМТ до 25⁰ ПКВ.