RICERCA DI TERMODINAMICA

MOTO PERPETUO di SECONDA SPECIE

Nuovo Concetto di Entropia, Richiesta di Parere, Turbo-Pompa ad Ingranaggi Ellittici,
Ciclo Rankine-Hirn, Cicli Entalpici e Cicli Entropici, Motori e Distillatori, Rendimento Unitario,
Ottimazione del Rendimento, Cicloide Ellittica, Nuovo Integrale Indefinito, una Legge Assoluta.

             
             
             
             
             
  (12)          
             
             
             
  CRITERI DI OTTIMAZIONE DEL          
  RENDIMENTO DI UN MOTORE PRIMO TERMICO          
  Versione integrale del Quarto Brevetto, Attestato (link 20)          
             
             
             
             
             
             
 
 INTRODUZIONE
         
             
   Il CALORE è classificato ENERGIA di SECONDA SPECIE perché può compiere LAVORO CICLICO (ripetibile periodicamente) soltanto tramite MOTORI TERMICI, costituiti essenzialmente da una CAMERA di COMBUSTIONE dove si svolgono i CICLI PRIMARI nel Piano Entropico Ω(T,S) e da un ALBERO MOTORE dove si realizzano i corrispondenti CICLI INDOTTI nel Piano Meccanico O(F,s), TRASFORMANDO (almeno in parte) CALORE in ENERGIA di PRIMA SPECIE.          
             
   CILINDRO e ALBERO sono COLLEGATI da una TRASMISSIONE MECCANICA chiamata CATENA CINEMATICA, formata da POCHI elementi statici (Condotti, Valvole, Deviatori, ecc.) nelle TURBINE e dal MECCANISMO BIELLA MANOVELLA nei MOTORI ALTERNATIVI.          
             
   In questi casi la CATEA CINEMATICA MODIFICA la TERMODINAMICA dei CICLI TERMICI, compresi i, anche e non solo a causa degli ATTRITI, specialmente nei MOTORI ALTERNATIVI, dove avvviene una diminuzione del RENDIMENTO rispetto alle TURBINE a GAS di UGUALE POTENZA, come cercheremo di dimostrare.          
             
   Nel seguito ci occupiamo principalmente delle CATENE CINEMATICHE dei MOTORI TERMICI, cioè dei MECCANISMI (pistoni, leve, cinghie, ruotismi, ecc.) che collegano la CAMERA di COMBUSTIONE all’ALBERO, impiegati allo scopo di TRASFORMARE la PRESSIONE del GAS in FORZA MOTRICE di Rotazione, dimostrando (contro ogni previsione) che quei COLLEGAMENTI condizionano effetivamente la TERMODINAMICA dei MOTORI.          
             
   In sostanza le CATENE CINEMATICHE MODIFICANO il RENDIMENTO dei MOTORI TERMICI (specie ALTERNATIVI), lasciando INVARIATO quello dei OTORIi MECCANICI, che risulta UNITARIO anche in assenza di ATTRITI. In particolare, MODIFICANDO opportunamente quel MECCANISMO si può migliorare il RENDIMENTO dei MOTORI ALTERNATIVI fino a SUPERARE quello TEORICO calcolato nella CAMERA di COMBUSTIONE.          
             
   Questi RISULTATI (inattesi quanto imprevedibili) mettono in DISCUSSIONE alcuni TEOREMI di FISICA SPERIMENTALE, in particolare la validità del POSTULATO di CARNOT-CLAUSIUS (Secondo Principio della Termodinamica) e il suo LEGAME con la FUNZIONE di STATO chiamata ENTROPIA, tenendo conto che anche il RENDIMENTO del CICLO di CARNOT (invertibile) viene CONDIZIONATO da una CATENA CINEMATICA. Si tratta dei PRINCIPALI ARGOMENTI di una TESI di LAUREA avente per TITOLO:  "Criteri di Ottimazione del Rendimento di un Motore Primo Termico".          
             
  Poi (in Appendice) questi procedimenti sconfinano in una LEGGE ASSOLUTA sperimentale, includendo la modifica di altri TEOREMI ritenuti intoccabili, in particolare il Concetto di INTEGRALE INDEFINITO di una FUNZIONE CONTINUA. Nel complesso questi Argomenti formano l’EPILOGO della RICERCA.          
             
             
             
             
  RIASSUNTO (fig.6,7)          
             
   All’inizio si trattava di CAPIRE perché i MOTORI TERMICI ALTERNATIVI non sono più ECONOMICI delle TURBINE a GAS di uguale POTENZA, pur essendo assai più alti i RENDIMENTI dei rispettivi CICLI IDEALI mentre gli ATTRITI sono quasi IDENTICI.          
             
   La DISCORDANZA dipende dalla DIVERSITA’ delle due MACCHINE, cioè dalla CATENA CINEMATICA che collega la CAMERA di Combustione all’ALBERO, quasi INESISTENTE nelle TURBINE mentre nei MOTORI ALTERNATIVI è formata dal MECCANISMO BIELLA MANOVELLA, dove le FORZE TERMICHE diventano MASSIME nei PUNTI MORTI superiori, quando la loro utilità è NULLA.          
             
   Peraltro, nelle modalità di REGIME (durante il moto), ogni MOTORE a Combustione Interna FUNZIONA da SOLO, in modo AUTONOMO, INDIPENDENTE, a  SCATOLA CHIUSA, quindi autogestisce in TEMPI REALI (Istante per Istante) il BILANCIO ENERGETICO, cioè lo Scambio TERMICO (δQ) nel Cilindro e MECCANICO (δL) intorno all'Albero. Quindi il RENDIMENTO può ottimizzarsi MODIFICANDO il MECCANISMO.          
             
   Nei MOTORI ALTERNATIVI (Scoppio, Diesel) questo si ottiene TRASLANDO L’ALBERO (fig.6,7) ad una determinata DISTANZA (OH)<(OD) dall’ASSE del CILINDRO, affinché (durante il MOTO) risulti MASSIMA la FASE di ESPANSIONE ANGOLARE (π+α1)≤ϕ≤(2π+α2) nel VERSO positivo di rotazione (AOP*). In tal modo il RENDIMENTO può CRESCERE del 20-30%, a volte superando quello del CICLO IDEALE:          
  (π+α1)≤ϕ≤(2π+α2) nel VERSO positivo di rotazione (AOP*).          
             
    Ma anche la MACCHINA PERFETTA di CARNOT (priva di Attriti) è dotata di MECCANISMI, quindi quelle OTTIMAZIONI possono MODIFICARE il suo RENDIMENTO, inoltre l’EQUAZIONE di CLAUSIUS e infine il DIFFERENZIALE dS=δQ/T chiamato ENTROPIA, che abbiamo RISOLTO nei Piani Meccanici O(F,s),O(p,V) tramite EQUAZIONI di STATO Tipo ΔS=f(F,s)=g(p,V), generalmente INDIPENDENTI dallo Scambio Termico δQ, con notevoli ma PREVEDIBILI conseguenze FISICO MATEMATICHE.          
             
             
             
             
  DESCRIZIONE  (fig 1,2,3)          
             
   Il RENDIMENTO REALE ηR=LR/QR di ogni MACCHINA TERMICA a Combustione Interna dipende dal CICLO IDEALE ℑ (Otto, Diesel, Joule, Carnot, ecc.) CREATO (non importa come) nella Camera di Combustione, ma anche dagli ATTRITI (λAC) che formano il RENDIMENTO INTERNO η0=(1−λA)(1−λC): quello MECCANICO ηA=(1−λA)=LR/L che trasforma LAVORO in CALORE per effetto JOULE (facendo diminuire LR) e quello TERMICO ηC=(1−λC)=Q/QR che DISPERDE CALORE per fughe di GAS e CONDUTTTIVITA' TERMICA (con aumento di QR).          
             
   In pratica si Calcola il RENDIMENTO η=L/Q del CICLO IDEALE ℑ (Otto, Diesel, Joule,ecc.) mentre quello ηR=LR/QR del CICLO REALE ℑ* si MISURA o si RICAVA moltiplicando η=L/Q per η0CηA, un FATTORE CORRETTIVO (η0) che include gli ATTRITI TERMICI ηC=Q/QR e MECANICI ηA=LR/L:          
 
 
         
             
   Praticamente, per tutti i MOTORI TERMICI le perdite di LAVORO sono in media del 6% con ηA≈0,94 e del 9% quelle di CALORE con ηC≈0,91, come confermano i CICLI INDICATI (ℑ0) dove η0CηA RIDUCE di circa il (6+9)=15% i RENDIMENTO η=L/Q dei rispettivi CICLI IDEALI (ℑ). Quindi la (1) può assumere il seguente VALORE APPROSSIMATO:          
 
         
             
   In effetti questo RISULTATO (ηR=0,85η) SODDISFA mediamente  le MACCHINE  ROTATIVE, in particolare le TURBINE, ma NON le MACCHINE ALTERNATIVE (a Scoppio, Diesel) dove si RISCONTRA un VALORE notevolmente INFERIORE, come infatti accade col RENDIMENTO REALE EFFETTIVO (ηR=LR/QR), misurando il LAVORO (LR) intorno all’ALBERO e il CALORE (QR) SPESO nella CAMERA di COMBUSTIONE.          
             
   Per fare una VERIFICA confrontiamo un MOTORE a SCOPPIO (CICLO OTTO) con una TURBINA a GAS (CICLO JOULE) di UGUALE POTENZA (fig.1,2), assegnando lo stesso RAPPORTO di COMPRESSIONE, δ=V2/V1=8, β=p2/p1=8, e la COSTANTE ISENTROPICA dell’ARIA k=cp/cv≈1,40, per ottenere i RENDIMENTI (η=L/Q) dei rispettivi CICLI IDEALI:          
 
 
         
             
   Nel PIANO MECCANICO O(p,V) uno dei DUE CICLI INVERTE le CURVE ISENTROPICHE rispetto all’ALTRO, (pVk=C)↔(Vpk=C), quindi quei due CICLI RISULTANO geometricamente IDENTICI e compiono lo stesso LAVORO (L≅130 Joule), che dovrebbe avere il RENDIMENTO REALE (2). Tuttavia quel RISULTATO ηR≅0,85x0,448≅0,38 è VERO per la TURBINA ma NON per il MOTORE OTTO dove al posto di ηR≅0,85x0,565≅0,48 si OTTTIENE all’incirca il VALORE MEDIO ηR≅(0,48+0,38)/2=0,43, con un AMMANCO del 24%, (0,43/0,565)=(1−0,24).          
             
   Malgrado queste APPROSSIMAZIONI, i CONTI non TORNANO.  In effetti si SUPPONE che nei MOTORI ALTERNATIVI quel CALO di RENDIMENTO (≅24%) dipende dagli ATTRITI λ=λCλA (≅15%) ma ANCHE dal cosiddetto RENDIMENTO ORGANICO (η0≅9%) della COMBUSTIONE, coinvolgendo un insieme di REAZIONIi CHIMICHE (poco convincenti) come si usa fare in certi BILANCI ECONOMICI che bisogna far QUADRARE a TUTTI i cOSTI, senza tener conto che quella DIMINUZIONE (≅9%) E' INCLUSA nelle EQUAZIONI  (2),(3), in quanto tutti i CICLI IDEALI (Otto, Joule, ecc.) IGNORANO la COMBUSTIONE, come se non ESISTESSE. Quindi, ESCLUDENDO il RENDIMENTO ORGANICO (η0), ci CHIEDIAMO quali sono i MOTIVI di quella DISCORDANZA.          
             
   In assenza di ALTERNATIVE, a parte gli ATTRITI (λCA), le CAUSE più importanti che PRODUCONO quelle perdite di RENDIMENTO dipendono dalla DIVERSITA’ dei MOTORI, cioè dall’Insieme dei MECCANISMI che collegano la CAMERA di COMBUSTIONE all’ALBERO, quasi INESISTENTI nelle TURBINE ma CONCRETI e determinanti nei MOTORI ALTERNATIVI, azionati dal MECCANISMO BIELLA MANOVELLA (fig.5). Una CONFERMA emerge dal fatto che nelle TURBINE le FORZE TERMICHE AGISCONO intorno all’ALBERO, mentre nei MOTORI ALTERNATIVI quelle FORZE diventano MASSIME nei PUNTI MORTI, quando il MECCANISMO è ALLINEATO e quindi la loro UTILIA' è NULLA.          
             
   Pertanto, nelle normali modalità di REGIME (dopo la messa in moto), ogni MOTORE TERMICO a Combustione Interna AUTOGESTISCE in TEMPI REALI (Istante per Istante) il proprio BILANCIO ENERGETICO, cioè lo SCAMBIO TERMICO (δQ) e MECCANICO (δL) con l’ESTERNO.          
   In altri termini la MACCHINA FUNZIONA da SOLA, in modo AUTONOMO, INDIPENDENTE, a SCATOLA CHIUSA, quindi è CERTAMENTE il suo MECCANISMO che CREA le CONDIZIONI TERMODINAMICHE del MOTO, compreso il RENDIMENTO.  Chi ALTRI se NO (?).          
             
   In effetti, al netto degli ATTRITI (λ=λCλA) e tenendo conto delle correzioni (1),(2), il MECCANISMO produce due CICLI IDEALI CORRISPONDENTI ()↔(*), quello PRIMARIO (ℑ) nella CAMERA di COMBUSTIONE e quello INDOTTO (*) intorno all’ALBERO, come APPAIONO nelle figure (12,…,19).          
             
   Possiamo anche dire che, TRAMITE il MECCANISMO, il CICLO PRIMARIO () svolto nella CAMERA di COMBUSTIONE produce il CICLO INDOTTO (ℑ*) intorno all’ALBERO, e viceversa. (fig.12,13). questi 2 CICLI CORRISPONDENTI (ℑ↔ℑ*) hanno  la stessa AREA ma differenti FORME GEOMETRICHE, quindi producono lo stesso LAVORO (L=L*) con RENDIMENTO DIFFERENTE (η∈ℑ)≠(η*∈*).          
             
   Ma soltanto il CICLO INDOTTO (*) aziona l’ALBERO e quindi idealmente (*) potrebbe COLLOCARSI in un ipotetico CiILINDRO TOROIDALE intorno all’ALBERO, come nelle TURBINE, ignorando il resto del MOTORE Così facendo lo SCHEMA della MACCHINA verrebbe notevolmente SEMPLIFICATO, tenendo conto che (in ogni caso) nelle (1),(2) dobbiamo SOSTITUIRE il RENDIMENTO INDOTTO (η*∈*), al posto di quello PRIMARIO (η∈ℑ), per ottenere il seguente RENDIMENTO REALE EFFETTIVO (ηE), valido per ogni MACCHINA TERMICA.          
             
 
         
             
   Occorre quindi TRACCIARE (fig.12,13) i 2 CICLI IDEALI CORRISPONDENTI (ℑ↔ℑ*) per conoscere il RENDIMENTO (η*) del CICLO INDOTTO (*), che poi cercheremo di OTTIMIZZARE fino al VALORE MASSIMO (η*max) MODIFICANDO opportunamente la CATENA CINEMATICA, che collega la CAMERA di COMBUSTIONE all’ALBERO. In tal modo i RENDIMENTI dei MOTORI ALTERNATIVI possono CRESCERE del 20¸30%, in certi casi SUPERANDO quelli (η=L/Q) del CICLO PRIMARIO () svolto nel CiLINDRO, a differenza delle TURBINE dove invece (2),(4) RESTANO all’incirca UGUALI (η≅η*).          
             
   Perciò ci limitiamo a OTTIMIZZARE solo il RENDIMENTO dei MOTORI ALTERNATIVI (Scoppio, Diesel), cioè il MECCANISMO ECCENTRICO (fig.6) dove l’ALBERO viene TRASLATO alla DISTANZA OTTIMALE η=|OH|≥0 rispetto all’ASSE (PH) del CiILINDRO, nel verso positivo di ROTAZIONE φ=(AOP*).          
             
   Per COMINCIARE ricordiamo che lo STATO FISICO di una MASSA M0(kg) di GAS (Ideale, Reale) dipende (Gibbs) da 2 VARIABILI. Quindi, ASSEGNATA la COPPIA p=F/A(Pa),V=As(m3) assieme all’ALTRA F=Ap(N), s=V/A(m), legate dalla COSTANTE AREALE A(m2), inoltre le 2 COSTANTI FISICHE R(J/K), k=(cp/cv) e la TEMPERATURA FISICA RT(J), allora l'ENTROPIA FISICA  ΔS/R(adim.) e l’ENERGIA INTERNA ΔU(J) assumono le seguenti ESPRESSIONI::          
 
 
         
             
   Il Meccanismo BIELLA MANOVELLA (fig.5,6) e le EQUAZIONI (5) consentono di TRACCIARE (fig.12,13) nei Piani O(F,s) e Ω(RT,S/R) i 2 CICLI CORRISPONDENTIi  (ℑ↔ℑ*)  del MOTORE ALTERNATIVO, quello PRIMARIO (ℑ) svolto nella CAMERA di COMBUSTIONE (linee tratteggiate) e quello INDOTTO (ℑ*) agente intorno all’ALBERO (linee intere).          
             
   Peraltro (fig.3,4) qualsiasi COPPIA di CICLI CORRISPONDENTI (ℑ↔ℑ*) diventa più ESPLICITA nei Piani Meccanici O(F,s) O(F*,s*), dove le due ISENTROPICHE FISICHE (S/R),(S/R)* creano i 4 PUNTI (X≅X*),(Y≅Y*) di INVERSIONE TERMICA (δQ=0), cioè l’INCREMENTO Q0 che condiziona il BILANCIO ENERGETICO e il RENDIMENTO (η*) del Ciclo INDOTTO (ℑ*):          
 
 
         
             
  Le NOVITA’ (5),(6),(7) e di altre EQUAZIONI dello stesso Tipo (che per brevità omettiamo) consistono nel fatto che SEPARANO le Grandezze TERMICHE (dei primi membri) dalle Grandezze MECCANICHE (dei secondi membri). E’ quanto basta per DIMOSTRARE che l’ENTROPIA dS=δQ/T (Link 02) non può rappresentare il TEOREMA di CARNOT, la IRREVERSIBILITA' (⇒)  di CLAUSIUS, una FUNZIONE di STATO (5) ΔS=f(p,V)=g(F,s) erroneamente considerata l’UNICA espressione MATEMATICA del SECONDO PRINCIPIO.          
             
   A questo punto RITENIAMO che quanto PRECEDE (Titolo, Riassunto, Descrizione) BASTI a qualificare le caratteristiche e lo SCOPO della RICERCA, riservandoci (a richiesta) di presentare ulteriori NOTIZIE. Tuttavia, per maggior chiarezza, conviene AGGIUNGERE alcuni DETTAGLI corredati da Figure, Tabelle, Diagrammi, Esempi numerici, che brevemente cercheremo di DESCRIVERE tenendo conto di eventuali MODIFICHE e di possibili ERRORI, omettendo per brevità di commentare i PROCEDIMENTI che conducono alle EQUAZIONI TERMODINAMICHE (5),(6),(7) e a quelle che SEGUONO.          
             
             
             
             
   1CICLI IDEALI.          
             
   Le Trasformazioni si svolgono in un CILINDRO di Sezione A(m2), dove la FORZA del GAS F(N) crea la PRESSIONE p=F/A(N/m2) contro lo STANTUFFO, che percorre lo SPAZIO s(m) di VOLUME V=sA(m3). Molta IMPORTANZA assumono la TEMPERATURA FISICA RT(J) e l’ENTROPIA FISICA ΔS/R(ad.), che dipendono (5) dalla COSTANTE k=cp/cv(adim.) ma IGNORANO l’altra COSTANTE R(J/K).          
             
   Quindi  RT(J) e ΔS/R(ad.) VALGONO per TUTTI i FLUIDI TERMODINAMICI, in particolare nei nuovi Piani MECCANICO O(F,s) ed ENTROPICO Ω(RT,S/R) dove le AREE (δL≥0),(δQ≥0) rappresentano la STESA ENERGIA (Joule), misurata ad esempio nell’unica SCALA: 1(cm2)=10(Joule).          
             
             
             
   2 MECCANISMO BIELLA MANOVELLA CENTRATO (fig.5).          
             
   Rappresenta la CATENA CINEMATICA degli attuali MOTORI TERMICI ALTERNATIVI, di cui si ASSEGNA la BIELLA b=|PP*|, la MANOVELLA r=|OP*|, la CORSA dello STANTUFFO c=2r=|P1P2|, lo SPAZIO NOCIVO c0=|P0P1| e la LUNGHEZZA utile del CILINDRO c1=(c0+c).          
             
   Il MOTO dipende dalla VARIABILE INDIPENDENTE j=(AOP*), quando agli ESTREMI (P,P*) di BIELLA (P,P*) le FORZE TERMICHE (F,F*) PRODUCONO (in ogni istante) gli SPOSTAMENTI (ds>0),(ds*>0). Di conseguenza le seguenti EQUAZIONI mettono a CONFRONTO il LAVORO (δL=Fds=F*ds*=δL*=F*) COMPIUTO dalle FORZE (F,F*) nei PUNTIi (P,P*), che ∀j≥0 definisce il RAPPORTO di TRASMISSIONE (ε) fra le FORZE (F*/F) e fra gli SOSTAMENTI (ds/ds*):          
 
 
         
             
             
             
   3MECCANISMO BIELLA MANOVELLA ECCENTRICO (fig.6,7)          
             
   E’ IDENTICO al PRECEDENTE, dove però l’ALBERO è TRASLATO alla distanza h=|OH|≥0 dall’ASSE del CILINDRO. Peraltro, assegnando anche l’ESTENSIONE λ=b/r≥2 e l’ECCENTRICITA' ρ=h/r≥0 del MECCANISMO, le seguenti EQUAZIONI definiscono le INCLINAZIONI (α1),(α2) della BIELLA, il rapporto CORSA/RAGIO (c/r), le FASI di COMPRESIONE (A→B) e ESPANSIONE (C→D), il MOTO dello STANTUFFO s(φ)= |P0P|, il RAPPORTO di TRASMISSIONE ε(φ):          
 
 
 
         
             
   Queste EQUAZIONI si ricavano facilmente dalle figure, non necessarie ai fini del BREVETTO ma molto utili nel dimensionamento e nelle OTTIMAZIONI dei MOTORI, specialmente nella COMPILAZIONE delle TABELLE e nel confronto dei rispettivi RENDIMENTI. Per completare la compilazione delle Tabelle dei Cicli OTTO DIESEL, nei Piani O(F,s), Ω(RT,S/R), basta conoscere le due ISENTROPICHE ESTREME (S/R)=cost, equivalenti (5) a (Fsk)=cost  ottenute ASSEGNANDO (fig.8,9) 2 PUNTI, ad esempio A(F=400N, s=0,08m) e D(F=900N, s=0,08m), come segue:          
             
 
         
             
             
             
             
   4OTTIMAZIONE del MECCANISMO ECCENTRICO (fig.6,7).          
             
   L’OTTIMAZIONE si OTTIENE aumentando la FASE di ESPANSIONE ANGOLARE (π+α1)≤φ≤(2π+α2) nel VERSO positivo di rotazione (AOP*), a SCAPITO della COMPRESSIONE α2φ≤(π+α1), cioè col MASSIMO valore di sena2=r/(λ-1)<1. Tuttavia, per assicurare la continuità del Moto ∀φ≥0, conviene assumere l’Estensione λ=b/r e l’Eccentricità ρ=h/r negli Intervalli λ=b/r≥2, (ρ=h/r<(λ-1), includendo (fig.7) la seguente OTTIMAZIONE LIMITE (λ=2),(ρ=0,866<1):          
 
 
         
             
             
             
  5CICLO IDEALE OTTO, (fig.8,9)          
             
   Si svolge in un CILINDRO di lunghezza c1=8cm di cui si assegna lo SPAZIO NOCIVO c0=1cm, il RAPPORTO di COMPRESSIONE d=8/1=8, la CORSA dello STANTUFFO c=7cm, la Forza di INIZIO COMPRESSIONE FA=400N, di FINE ESPANSIONE FD=900N, la COSTANTE k~1,40, l’ESTENSIONE λ=b/r=4.          
             
   Quindi con le (9),(10),(11) possiamo TRACCIARE, (Tabella A),(fig.12,13), il CICLO OTTO nei Piani O(F,s),Ω(RT,S/R), inoltre la ISENROPICA di COMPRESSIONE (S/R)AB~6,1386, di ESPANSIONE (S/R)CD~8,1659, e le COORDINATE dei 4 VERTICI (A,B,C,D).          
             
   Le AREE racchiuse rappresentano ENERGIA, cioè LAVORO nel Piano O(F,s) e CALORE nel Piano Ω(RT,S/R), MISURABILI nella Scala: 1(cm2)=10(Joule).          
             
    Infine le (5),(6) consentono di calcolare il BILANCIO ENERGETICO del CICLO OTTO, cioè il CALORE ASSORBITO (Q1), il CALORE CEDUTO (Q2) e il LAVORO L=(Q1-Q2), mentre il RENDIMENTO IDEALE (η=L/Q1) acquista lo STESSO VALORE (η~0,565) dell’ESEMPIO (3), come SEGUE:          
 
 
         
             
             
             
   6CICLO IDEALE DIESEL, (fig.10,11)          
             
   Con riferimento ai Piani O(F,s) e Ω(RT,S/R), il CICLO DIESEL si svolge nello stesso CILINDRO di LUNGHEZZA c1=8cm, SPAZIO NOCIVO c0=sB=0,5cm, RAPPORTO di COMPRESIONE d=8/0,5=16, CORSA c=7,5cm, ESTENZIONE λ=b/r=4, inoltre i valori di FA=400N, FD=900N, (S/R)A~6,1386, (S/R)D~8,1659, con sC~0,8923, quindi, dopo aver completato i 4 VERTICI (A,B,C,D) si APPLICANO le (6)1 col SEGUENTE risultato:          
             
 
 
         
             
             
             
  . 7)  MOTORE OTTO CENTRATO (Tabella A e figure 5,12,13).          
             
   Il CICLO si svolge nel CILINDRO di LUNGHEZZA utile c1=8cm, assegnando lo SPAZIO NOCIVO c0=1cm e la COMPRESSIONE δ=8/1=8, mentre il MOTORE è azionato dal MECCANISMO CENTRATO (fig.5) ρ=h/r=0, di ESTENSIONE λ=b/r=4 e MANOVELLA r=3,5cm.          
             
   Dalle (9),(10) si ricava la il RAPPORTO di TRASMISSIONE ε(φ)=F*/F=ds/ds*, le FASI di COMPRESSIONE 0≤φ≤π e di ESPANSIONE π≤φ≤2π, inoltre i 2 CICLI corrispondenti (ℑ)~(ℑ*) nei Piani O(F,s), Ω(RT,S/R), quello PRIMARIO (ℑ) nel CILINDRO (linee tratteggiate) e INDOTTO (ℑ*) intorno all’ALBERO (linee intere), misurati nella SCALA: 1cm2=10Joule          
             
   Infine le (6),(7) consentono di calcolare l'INCREMENTO TERMICO Q0 fra (ℑ)~(ℑ*) nei 4 PUNTI (X«Y),(X*~Y*) di MASSIMA ENTROPIA (S/R-S*/R)M dove la TABELLA A si riduce alle 2 RIGHE di COMPRESSIONE (φ=1130) e di ESPANSIONE (φ=2470), da cui si ottiene l’INCREMENTO TERMICO Q0 e il RENDIMENTO η* del CICLO INDOTTO (ℑ*), ancora da OTTIMIZZARE, che SOSTITUISCE quello (η~0,565) del CICLO PRIMARIO (ℑ),(13).
Si conferma dunque (4) il CALO ηE~(0,85x0,509)~0,43 sul RENDIMENTO (η*=0,509) del CICLO INDOTTO (ℑ*):
         
             
  (Tabella A)          
 
jo e(j) s(cm) F(N) Fs(J) s*(cm) F*(N) F*s*(J) (S*/R)M
113 1,0129 3,5082 1268,43   44,50 4,0928 1284,79   52,58 6,7101
247 1,0129 3,5082 2853,47 100,12 4,0928 2890,79 118,31 8,7374
         
             
 
 
.
         
             
             
             
   8 MOTORE OTTO ECCENTRICO (Tabella B e fig. 7,14,15).          
             
   Al MECCANISMO ECCENTRICO (fig.7) con h=|OH|³0, si applica l’OTTIMAZIONE LIMITE (12), cioè l’ESTENSIONE λ=b/r=2 e l’ECCENTRICITA' ρ=h/r=Ö(3/2), nello STESSO CILINDRO, c0=1cm, c1=8cm, δ=8. Quindi dalle (9),(10) si ricava la MANOVELLA r~2,95cm,  le FASI di COMPRESSIONE  600≤φ≤1970, e di ESPANSIONE 1970≤φ≤4200, ottenendo infine i nuovi CICLI CORRISPONDENTI (ℑ)≅(ℑ*) nei Piani MECCANICO O(F,s) ed ENTROPICO Ω(RT,S/R), sempre nell’unica SCALA: 1cm2=10Joule.          
             
   In questo caso i 4 PUNTI (X≅Y),(X*≅Y*) di MASSIMA ENTROPIA si trovano nelle due righe (φ=1330),φ(=2620) della TABELLA B, dove le EQUAZIONI (6),(7) definiscono l'Incremento TERMICO Q0 e il RENDIMENTO ( η*=0,634) del nuovo CICLO INDOTTO OTTIMIZZATO (ℑ*), che SOSTITUISCE il precedente (η*=0,509) OTTENUTO con le (15):          
             
  (Tabella B)          
 
jo e(j) s(cm) F(N) Fs(J) s*(cm) F*(N) F*s*(J) (S*/R)M
133 1,6366 3,9118 1089,08   42,60 3,2846 1782,39   58,54 6,7585
262 0,9989 3,1746 3282,49 104,21 3,3589 3278,88 110,13 8,3607
         
             
             
 
         
             
   L’OTTIMAZIONE LIMITE (12) produce un RENDIMENTO INDOTTO η*~0,634 MAGGIORE (0,634/0,509=1+0,246) di circa il 25% rispetto a quello (η*~0,509) del MOTORE CENTRATO, addirittura SUPERANDO (0,634/0,565=1+12) del 12% il RENDIMENTO (η~0,565) del CICLO PRIMARIO (ℑ) svolto nel CILINDRO,  
Questo significa che nei 2 INTERVALLI deve già ESISTE una OTTIMAZIONE EQUILIBRATA Q0=0 con η=η*, essendo η≥η*,∀(Q0≥0) o η≤η*,∀(Q0≤0).
         
             
             
             
   9MOTORE DIESEL CENTRATO (Tabella C e figure 5,16,17)          
             
   Il MECCANISMO, di ESTENSIONE λ=b/r=4 e il CILINDRO di LUNGHEZZA c1=8cm, sono gli STESSI del MOTORE OTTO, dove si assegna lo SPAZIO NOCIVO c0=0,5 cm, il RAPPORTO di COMPRESSIONE d=8/0,5=16, la nuova MANOVELLA r=7,5/2=3,75cm.          
             
   Per il resto le (9),(10) DEFINISCONO i 2 CICLI CORRISPONDENTI (ℑ)≅(ℑ*) nei PIANI O(F,s),Ω(RT,S/R), quello PRIMARIO (ℑ) svolto nel CILINDRO (linee tratteggiate) e quello INDOTTO (ℑ*) intorno all’ALBERO (linee intere), nella SCALA: 1cm2=10Joule.          
             
   In questo caso nelle 2 RIGHE (φ=1270),(φ=2330) della TABELLA C convergono i 4 PUNTI (X≅Y),(X*≅Y*) di MASSIMA ENTROPIA, che definiscono l'INCREMENTO TTERMICO Q0 e quindi il BILANCIO ENERGETICO (6),(7) del nuovo CICLO DIESEL INDOTTO (ℑ*) assieme al suo RENDIMENTO (η*), il quale risulta (17),(η≅502) INFERIORE di circa il 20% rispetto a QUELLO (η≅0,624) del CICLO PRIMARIO (ℑ).  Anche in questo caso l'APPROSSIMAZIONE (4),(ηE≅0,85x0,502≅0,43) diventa AFFIDABILE, ignorando la COMBUSTIONE:          
             
  (Tabella C)          
 
jo e(j) s(cm) F(N) Fs(J) s*(cm) F*(N) F*s*(J) (S*/R)M
127 0,9213 2,2952 2297,40   52,73 3,4688 2116,59   73,42 7,3791
233 0,9213 2,2952 5169,15 118,64 3,4688 4762,34 165,20 9,4065
         
             
             
 
         
             
             
             
   10)  MOTORE DIESEL ECCENTRICO (Tabella D e figure 10,11).          
             
   Al precedente MOTORE CENTRATO (14) applichiamo l'OTTIMAZIONE LIMITE (12), cioè l’ESTENSIONE λ=b/r=2 e l’ECCENTRICITA' ρ=h/r=√(3/2). Poi tramite le (9),(10) calcoliamo la NUOVA MANOVELLA r=2,95cm, le FASI di COMPRESSIONE 600≤φ≤1970 e di ESPANSIONE 1970≤φ≤4200, infine i 2 CICLI CORRISPONDENTI (ℑ),(ℑ*), anch’essi tabellati e DISEGNATI nei Piani O(F,s),Ω(RT,S/R).          
             
   Anche adesso CONVIENE EVIDENZIARE i 4 PUNTI (X,X*),(Y,Y*) di MASSIMA ENTROPIA (S*/R)M le cui COORDINATE si trovano nelle 2 RIGHE (φ=145o),(φ=248o) della TABELLA D, dove le (6),(7) consentono di calcolare l'INCREMENTO TERMICO Q0 (da ℑ a ℑ*) e il RENDIMENTO (η*) del CICLO DIESEL INDOTTO (ℑ*) agente INTORNO all’ALBERO, che quanto prima SOSTITUISCE quello (η=0,624) del CICLO PRIMARIO (ℑ) svolto nel CiILINDRO. lL RENDIMENTO INDOTTO (18),(η*=0,591) è INFERIORE del 5% rispetto a (14),(η=0,624) del CICLO PRIMARIO (ℑ), ma supera del 18% QUELLO INDOTTO (17),(η*=0,502) del MOTORE DIESEL CENTRATO..          
             
  (Tabella D)          
 
jo e(j) s(cm) F(N) Fs(J) s*(cm) F*(N) F*s*(J) (S*/R)M
145 1,4230 2,6017 1927,64   50,15 2,8571 2743,03   78,37 7.3483
248 0,9386 2,0764 5947,48 123,49 2,8263 5582,30 157,77 9,0867
         
             
             
 
         
             
   Questo RENDIMENTO INDOTTO (η*∼0,591) è inferiore del 5% rispetto a quello (14),(η∼0,624) del CICLO PRIMARIO (ℑ) svolto nel CILINDRO, ma supera del 18% il RENDIMENTO INDOTTO (17),(η*∼0,502) del MOTORE DIESEL CENTRATO.          
             
             
             
             
  11CONCLUSIONE
Il RENDIMENTO di tutte le MACCHINE TERMICHE a Combustione Interna può CRESCERE notevolmente OTTIMIZZANDO le CATENE CINEMATICHE, cioè MODIFICANDO opportunamente i rispettivi MECCANISMI che TRASMETTONO le FORZE TERMICHE del GAS dalla CAMERA di COMBUSTIONE all’ALBERO.
         
 
 
         
             
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  RIVENDICAZIONI          
  1)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI definita in precedenza (Titolo, Riassunto, Descrizione, Disegni), di cui RIVENDICHIAMO tutte le APPLICAZIONI e MODIFICHE, trattandosi di una NOVITA’-ASSOLUTA addirittura INCOMPATIBILE col SECONDO-PRINCIPIO-DELLA-TERMODINAMICA.          
  2)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI come nella precedente RIVENDICAZIONE,caratterizzati dal fatto che nelle modalità di REGIME (dopo la messa in MOTO), ogni MOTORE-TERMICO a Combustione-Interna FUNZIONA, in modo AUTONOMO, INDIPENDENTE, a “SCATOLA-CHIUSA”, quindi AUTOGESTISCE in TEMPI-REALI (istante per istante) il suo BILANCIO-ENERGETICO, cioè lo SCAMBIO TERMICO (dQ) e MECCANICO (dL) con l’ESTERNO, AUTOGESTENDO anche il suo RENDIMENTO.          
  3)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI come nelle precedenti RIVENDICAZIONI, caratterizzata dal  fatto che i MOTORI-ALTERNATIVI non sono più economici delle TURBINE di uguale POTENZA, pur essendo più alti i RENDIMENTI dei loro CICLI-IDEALI, mentre gli ATTRITI sono quasi IDENTICI.  La DISCORDANZA dipende dalla DIVERSITA’ delle due MACCHINE, dato che nelle TURBINE le FORZE agiscono sull’ALBERO mentre nei MOTORI-ALTERNATIVI diventano MASSIME nei PUNTI-MORTI, quando la loro utilità è NULLA.          
  4)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI come nelle precedenti RIVENDICAZIONI, caratterizzata dal fatto che il RENDIMENTO delle MACCHINE-TERMICHE a Combustione-Interna può CRESCERE notevolmente OTTIMIZZANDO le loro CATENE-CINEMATICHE, cioè MODIFICANDO opportunamente i MECCANISMI che trasmettono le FORZE-TERMICHE del GAS dalla CAMERA di COMBUSTIONE all’ALBERO.          
  5)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI come nelle precedenti RIVENDICAZIONI, caratterizzata dal fatto che nelle TURBINE un miglioramento del RENDIMENTO si può ottenere MODIFICANDO opportunamente le PALE delle GIRANTI affinché le FORZE-MOTRICI agiscano il più possibile TANGENTI all’ALBERO.          
  6)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI come nelle precedenti RIVENDICAZIONI, caratterizzata dal fatto che tutti i MOTORI-ALTERNATIVI sono azionati dal MECCANISMO-BIELLA-MANOVELLA, dove Forze Termiche diventano massime nei PUNTI-MORTI-Superiori, quando la loro utilità è NULLA. Quindi presenta molto interesse l’OTTIMAZIONE dei rispettivi RENDIMENTI, che possono CRESCERE anche oltre il 30%.          
  7)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI come nelle precedenti RIVENDICAZIONI, caratterizzata dal fatto che l’OTTIMAZIONE dei MOTORI-ALTERNATIVI si ottiene (fig.6) decentrando l’ALBERO alla massima distanza h=|OH| dall’ASSE del CILINDRO, dopo avere IMPOSTO il verso positivo di ROTAZIONE concorde alla nuova FASE di ESPANSIONE (p+a1)£j£(2p+a2), maggiore della successiva COMPRESSIONE a2£j£(p+a1).          
  8)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI come nelle precedenti RIVENDICAZIONI, caratterizzata dal fatto (fig.6) che per assicurare la CONTINUITA’ del MOTO "j≥0 conviene assegnare l’ESTENSIONE l=b/r e l’ECCENTRICITA’ r=h/r negli Intervalli (l≥2),[r<(l−1)], che escludono i PUNTI-SINGOLARI (l<2),(r≥1).          
  9)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI come nelle precedenti RIVENDICAZIONI, caratterizzata dal fatto (fig.7) che, escludendo i PUNTI-SINGOLARI (l<2),(r≥1), il MASSIMO-RENDIMENTO si ottiene (10) assegnando la MASSIMA-ESPANSIONE (a1+p)£j£(2p+a2) e la MINIMA-COMPRESSIONE a2£j£(p+a1), cioè il massimo valore di sena2=r/(l-1)<1 nell’intervallo 0          
  10)  OTTIMAZIONE DEI  MOTORI-TERMICI come nelle precedenti RIVENDICAZIONI, caratterizzata dal fatto che nei MOTORI-ECCENTRICI (h=|OH|>0) si possono RIDURRE le VIBRAZIONI accoppiando due o più CILINDRI-Coassiali in PARALLELO con FASI contrapposte, a parte eventuali VOLANI.  Si RIDUCONO inoltre gli ATTRITI, prodotti nel CILINDRO a causa dell’ECCENTRICITA’ r<(l-1),"(l³2), collegando l’Asta-del-Pistone al MECCANISMO tramite SLITTA-TESTA-CROCE, come AVVIENE in alcune MACCHINE a VAPORE.          
             
             
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Seguono i DISEGNI  (4 Tabelle e 19 Figure).
         
             
                                                                      1/10          
           
             
           
             
                                                                     3/10          
           
             
                                                                      4/10          
           
             
 
 
         
             
 
 
         
             
             
           
             
           
             
           
             
           
             
             
             
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MURONE TERMODINAMICA


 

GESTIONE