ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Российский патент 2002 года по МПК F02B75/32 

Изобретение относится к машиностроению, а точнее к производству и эксплуатации поршневых ДВС.

Известен роторно-поршневой ДВС, так называемый двигатель Ванкеля, при применении которого обеспечивается снижение собственной массы двигателя и стоимости изготовления, но увеличивается удельный расход топлива и повышаются мощности охлаждающих устройств[1].

Известен также ДВС, состоящий из цилиндро-поршневой группы, головки двигателя с камерой сгорания, механизма газораспределения, систем смесеобразования, топливно-воздушной подачи, системы смазки и охлаждения, кривошипно-шатунного механизма, корпуса. Этот поршневой ДВС с самыми разнообразными вариантами исполнения нашел массовое применение на практике. Наиболее существенные недостатки этого ДВС связаны с низким КПД и высоким удельным расходом топлива (г/л•с•ч) и, как следствие, высоким выбросом отработанных газов в атмосферу [2].

С целью выявления возможных направлений кардинального повышения эффективности поршневого ДВС, в частности повышения мощности двигателя, необходимо было уяснить механизм получения максимального крутящего момента на выходном валу двигателя, который является одним из основных параметров любого ДВС.

По технической характеристике поршневого ДВС крутящий момент (М_кр) при неизменной разовой порции топливно-воздушной смеси на первом этапе растет с ростом числа оборотов двигателя и при достижении определенного числа оборотов достигает своей максимальной величины и при дальнейшем росте числа оборотов остается неизменным.

Так, по технической характеристике четырехцилиндрового ДВС ВАЗа число оборотов, при котором М_кр достигает максимума, равно или немного больше 3000 об/мин, а для восьмицилиндрового ДВС - 1700-1800 об/мин. При этом в том и другом случае это соответствует 100-120 рабочим ходам поршня в секунду.

Автором проанализирован механизм получения и изменения М_кр на валу двигателя. Установлено, что максимальная величина крутящего момента на валу ДВС равна максимальной амплитуде импульса крутящего момента, возникающего при каждом рабочем ходе в момент, когда усилие, передаваемое шатуном от поршня, направлено нормально к радиусу вращения шатунной шейки вокруг оси коленчатого вала. Длительность импульса крутящего момента с максимальной амплитудой определяется временем, при котором ось шатуна при его движении и передаче усилия отклоняется от нормали к радиусу шатунной шейки (плечу) на угол не более ±10, 15^o.

В существующих четырехцилиндровых ДВС длительность импульса крутящего момента с максимальной амплитудой при числе оборотов двигателя 3000 об/мин составляет не более 0,0025 с, а по углу поворота коленчатого вала не более 30^o, в то время как фактическая длительность каждого рабочего хода составляет 0,01 с или 180^o по углу поворота коленчатого вала.

Рабочий ход поршня любого ДВС можно условно разделить на три этапа. На первом этапе, когда в цилиндре возникает максимальное давление рабочего газа, усилие, передаваемое поршнем шатуну, начинает создавать М_кр с момента появления существенного плеча, но при этом в условиях быстрого падения давления рабочего газа достигается среднее значение крутящего момента.

На втором этапе при взаимодействии шатуна с шатунной шейкой по максимальному радиусу создается максимальный импульс крутящего момента. Этот импульс быстро падает на третьем этапе, когда снижается давление рабочего газа и размер плеча постепенно падает до нуля.

На создание максимального крутящего момента на валу ДВС влияет только второй этап рабочего хода поршня, где создается максимальный импульс крутящего момента, соответствующий максимальному крутящему моменту (М_кр) на выходном валу двигателя.

Таким образом, для повышения эффективности работы ДВС необходимо, чтобы длительность рабочего хода поршня соответствовала длительности импульса крутящего момента с максимальной амплитудой, а это условие наиболее полно обеспечивается при таком техническом решении, когда конструкция ДВС обеспечит возможность рабочего хода только тогда, когда ось шатуна при отклонении ее на угол, равный ±10-15^o, будет в этот момент нормальна радиусу шатунной шейки, что соответствует II этапу рабочего хода поршня. В этом случае ход поршня сократится не менее чем в 2,5-3 раза по сравнению с существующим вариантом ДВС, а сокращение хода поршня пропорционально сокращению расхода топлива.

Кроме того, при рабочем ходе поршня в предлагаемом ДВС усилие, передаваемое от поршня к шатуну, будет определяться исходя из максимального давления в цилиндре, в то время как в существующих ДВС это усилие определяется исходя из давления в цилиндре 6 кг/см² - для карбюраторных ДВС и 10 кг/см² - для дизельных (по паспортным данным), что многократно меньше давления газов в цилиндре в момент воспламенения горючей смеси. Это позволит кардинально увеличить амплитуду максимального импульса крутящего момента, а следовательно, и крутящего момента на выходном валу ДВС.

Предлагаемым изобретением решается задача снижения удельного расхода топлива и повышения крутящего момента во время рабочего хода поршня.

Для достижения указанного технического результата в ДВС, состоящем из цилиндропоршневой группы, головки двигателя с камерой сгорания, механизма газораспределения, систем смесеобразования, топливоподачи, смазки и охлаждения, кривошипно-шатунного механизма с продольным валом, в отличие от известного продольный вал кривошипно-шатунного механизма выполнен многокулачковым, ось которого параллельна торцам цилиндров и плоскости, проходящей через оси цилиндров, и расположена от нее на расстоянии, равном разности значений максимального радиуса кулачка и половины ширины шатуна в сечении, совпадающем с поперечным сечением вала, кулачки выполнены на валу симметрично оси каждого из цилиндров - по три кулачка напротив каждого цилиндра, в том числе по одному силовому кривошипному кулачку, расположенному по середине и связанному с поршнем через шатун, боковая поверхность которого постоянно поджата к поверхности кривошипного кулачка и двух других функциональных кулачков, каждый из которых связан с поршнем с помощью толкателя с наружной пружиной сжатия и Г-образного ползуна, жестко смонтированного на балке рычажного механизма, на кулачках выполнены радиальные уступы, причем на функциональных они смещены на 90^o относительно кривошипного в сторону, противоположную вращению вала, соприкасающиеся поверхности шатуна и радиального уступа кривошипного кулачка описаны кривыми второго порядка, а профиль функциональных кулачков в месте сопряжения с радиальным уступом в пределах центрального угла, превышающего не менее чем на 1-1,5^o угол поворота кривошипного кулачка при сопряжении торца шатуна с радиальным уступом, описан дугой окружности с радиусом, равным максимальному радиусу кулачка.

Благодаря наличию этих признаков при работе ДВС движением каждого поршня управляют два функциональных кулачка через балку с Г-образным ползуном и толкателем, расположенные на продольном валу. Расположение многокулачкового вала в плоскости, параллельной плоскости, проходящей через оси цилиндров, в комплексе с профилем кривошипного кулачка обеспечивает передачу усилия от поршня в момент, когда давление на поршень будет максимальным (при воспламенении рабочей смеси в ВМТ), по нормам к радиусу кривошипного кулачка, проходящему через радиальный уступ.

В результате такого конструктивного исполнения ДВС уменьшится величина рабочего хода поршня, что позволит уменьшить расход топлива и выбросы отработанных газов в атмосферу, и многократно повышается усилие для создания максимального импульса крутящего момента, а следовательно, крутящего момента на валу двигателя.

Предлагаемый ДВС иллюстрируется чертежами, представленными на фиг.1-4.

На фиг.1 показана часть головки и блока цилиндров с поршнем, кривошипно-шатунный механизм и механизм перемещения поршня, на фиг.2 - вид по А на фит. 1, на фиг.3 - сечение Б-Б на фиг.1, на фиг.4 показана схема относительного положения кулачков (кривошипного и функциональных) за один цикл работы двигателя.

ДВС, представленный на чертежах, включает цилиндропоршневую группу, головку двигателя с камерой сгорания и кривошипно-шатунный механизм.

А также механизмы газораспределения, смесеобразования, системы смазки и охлаждения (на чертежах не показаны).

Часть головки двигателя состоит из литого корпуса 1 с каналом охлаждения 2, а также клапанами 3, 4 впуска и выпуска газовой смеси. Со стороны камеры сгорания 5 установлены свечи зажигания 6.

Часть цилиндропоршневой группы включает литой корпус 7 блока цилиндров с каналами охлаждения 8, цилиндр 9 и магистральный масляный канал 10. В цилиндре 9 размещен поршень 11 с уплотнительными кольцами 12 и пальцем 13.

Кривошипно-шатунный механизм состоит из продольного многокулачкового вала 14 с балансирами 15, а также включает шатун 16, связанный с поршнем 11 с помощью пальца 13. На литом чугунном валу 14 симметрично оси каждого из цилиндров 9 выполнены по два функциональных кулачка 17 и одному кривошипному кулачку 18, расположенному по середине между функциональными.

Функциональные 17 и кривошипный 18 кулачки выполнены с радиальным уступом 19, но радиальный уступ 19 на функциональных кулачках 17 сдвинут на 90^o по отношению к радиальному уступу 19 кривошипного кулачка 18 в сторону, противоположную направлению вращения вала 14. Наружный контур каждого кулачка, соединяющий кромки радиальных уступов, описан по спирали Архимеда.

Ось вала 14 параллельна торцам цилиндров 9 и плоскости, проходящей через оси цилиндров 9, и расположена от нее на расстоянии, равном разности значений максимального радиуса кулачка 18 и половины ширины шатуна 16 в сечении, совпадающем с поперечным сечением вала 14.

Торец 20 шатуна 16 и радиальный уступ 19 кривошипного кулачка 18 описаны кривыми второго порядка, например, по эвольвенте как профили зубьев в зубчатом зацеплении.

Шатун 16 с помощью подпружиненного цилиндрического ролика 21, смонтированного на корпусе ДВС, постоянно поджат к поверхности кулачка 18.

Каждый из функциональных кулачков 17 связан с поршнем 11 через толкатель 22, который установлен в средней части балки 23, имеющей сечение с равномерным сопротивлением изгибу, смонтированной на стенке корпуса 7 блока цилиндров с возможностью поворота вокруг оси, параллельной оси вала 14.

На балке 23 жестко зафиксирован Г-образный ползун 24.

На каждом из толкателей 22 установлены пружины сжатия 25, одним концом упирающиеся в кольцевой выступ 26 на толкателе 22, а вторым концом на опору 27 у торца цилиндра 9. Верхняя головка 28 толкателя 22 сопряжена с пальцем 13 на поршне 11.

Магистральный масляный канал 10 имеет ответвление в перегородках корпуса 7 для подвода масла к коренным шейкам вала 14. Кроме того, в магистральном канале 10 выполнены отверстия 29, в том числе отверстия с впаянными в них трубками 30, обеспечивающие подвод масла к трущимся поверхностям кривошипного 18 и функциональных 17 кулачков.

В случае двухтактного ДВС в представленных чертежах исключаются пружины сжатия 25 и опоры 26 и 27, необходимые для их функционирования.

Рабочий процесс в предлагаемом ДВС может осуществляться как за два, так и за четыре хода поршня.

Работа предлагаемого ДВС рассмотрена на примере четырехтактного двигателя.

Движением каждого поршня 11 при работе ДВС управляют два функциональных кулачка 17, выполненные на валу 14 напротив каждого цилиндра 9. Движение на поршень 11 от каждого кулачка 17 передается через балку 23 с Г-образным ползуном 24 и толкателем 22. При движении поршня 11 к ВМТ в процессе сжатия топливно-воздушной смеси (или выталкивания отработанных газов) поршень 11 перемещается за счет усилия, возникающего от взаимодействия ползуна 24 с кулачком 17 при вращении вала 14. При этом сжимаются пружины 25 на толкателях 22.

При рабочем ходе шатун 16 взаимодействует с радиусом кривошипного кулачка 13, проходящим через радиальный уступ 19. Время рабочего хода соответствует повороту вала 14 ~ на 30^o. В тот момент, когда поршень 11 доведен функциональными кулачками 17 до ВМТ, в камере сгорания 5 воспламеняется горючая смесь, а торец 20 шатуна 16 начинает сопрягаться с поверхностью радиального уступа 19 кулачка 18, расположенной в данный момент на 15^o выше горизонтальной оси в поперечном сечении вала 14.

При дальнейшем вращении вала 14 ползун 24 перемещается по рабочей поверхности функционального кулачка 17, описанной дугой окружности с радиусом, равным максимальному радиусу кулачка, что позволяет удерживать поршень 11 в ВМТ для повышения полноты сгорания топлива и обеспечения осенеподвижного положения шатуна 16 при сопряжении его торца 20, выполненного, например, по эвольвенте, с поверхностью радиального уступа 19 кривошипного кулачка 18, описанного той же кривой. При этом необходимо, чтобы центральный угол, дуга которого охватывает сектор с постоянным максимальным радиусом кулачка 17, был не менее чем на 1...1,5^o больше угла поворота вала 14 при сопряжении торца 20 шатуна 16 с радиальным уступом 19 кулачка 18.

При сползании ползуна 24 по радиальному уступу 19 кулачка 17 все усилие на поршень, создаваемое давлением рабочего газа, передается на шатун 16, своим торцем 20 сопряженным с радиальным уступом 19 на кулачке 18. Начинается рабочий ход. Причем для исключения зазора в сопряжении поверхностей 19 и 20 сползание ползуна 24 начинается еще до полного сопряжения этих поверхностей. Рабочий ход завершается, когда ползун 24 начинает взаимодействовать с рабочей поверхностью функционального кулачка 17.

Требуемая длительность взаимодействия шатуна 16 с радиальным уступом 19 кулачка 18 задается размером радиального уступа на кулачке 17. Так, при каждом рабочем ходе создается максимальный импульс крутящего момента, который, как показывает практика современных поршневых ДВС, реализуется в максимальный крутящий момент на валу двигателя.

После перемещения поршня в НМТ вступают в работу функциональные кулачки 17, которые совместно с пружинами обеспечивают, как показано выше, функциональное перемещение поршня 11.

В случае проведения доработки шатунно-поршневой группы на существующих ДВС в соответствия с предложенным конструктивным вариантом необходимо производить доработку системы питания для снижения величины разовой порции топлива и доработку системы смазки для обеспечения подачи масла к трущимся поверхностям шатунно-поршневой группы.

Наиболее просто вопрос доработки системы питания решается в случае карбюраторного ДВС. При доработке системы смазки можно использовать существующий в корпусе блока цилиндров магистральный масляный канал 10, ответвления от которого в поперечных перегородках используются для подвода масла к коренным шейкам, а отверстия 29 в магистральном канале 10, в том числе и отверстия с впаянными трубками 30, используются для подвода масла к трущимся поверхностям шатунно-поршневой группы.

Резюмируя изложенное, можно отметить, что как в существующих ДВС, так и в предлагаемом, особенно при оборотах 3000 и более, для создания крутящего момента на выходном валу используется максимальный импульс крутящего момента, создаваемого при каждом рабочем ходе поршня. Только в предлагаемом ДВС исключается расход энергии топлива на этапах каждого рабочего хода, когда минимальное значение плеча взаимодействует с усилием поршня.

Это позволяет в 2,5-3 раза уменьшить рабочий ход поршня и, соответственно, снизить расход топлива.

Снижение в 2,5-3 раза хода поршня обеспечивает соответствующее снижение скорости его возвратно-поступательного движения и многократно снижает динамические нагрузки в зоне сочленения шатуна с поршнем. Важное значение для улучшения условий работы поршня обеспечивается за счет исключения в предлагаемом варианте усилия, могущего вызвать перекос оси поршня по отношению к оси цилиндра.

По сравнению с существующими ДВС амплитуда импульса крутящего момента, создаваемого при каждом рабочем ходе, за счет обеспечения совмещения одновременности действия максимального импульса нормально к максимальному плечу кривошипа многократно возрастает. Это позволяет при снижении расхода топлива повысить мощность ДВС и особенно эффективно снижать удельный расход топлива и уменьшить выброс отработанных газов в атмосферу.

Изложенное позволяет утверждать, что, помимо создания новых двигателей на основе предлагаемого варианта, может оказаться весьма эффективным масштабная модернизация существующих ДВС в мировом автохозяйстве в целях кардинального повышения КПД и повышения экологичности атмосферы.

Представляется также возможность при использовании предлагаемого варианта ДВС применять низкооктановый бензин и полностью исключить применение этиловой жидкости в связи с тем, что давление рабочего газа в предлагаемом варианте многократно повышается и без применения супервысоких давлений сжатой горючей смеси.

Источники информации
1. Ванкеля двигатель, "Политехнический словарь", под редакцией ак. Артоболевского, С.Э., 1977 г., с.69.

2. Патент РФ 2157899, кл. F 02 В 75/32.

Изобретение относится к машиностроению, а именно к механизмам преобразования движения поршней, применяемым в двигателях внутреннего сгорания. Техническим результатом является повышение эффективности работы двигателя. Сущность изобретения: двигатель содержит кривошипно-шатунный механизм с многокулачковым продольным валом. Напротив каждого цилиндра установлены по три кулачка, в том числе по одному силовому кривошипному кулачку, расположенному посередине и связанному с поршнем через шатун, и двух других функциональных кулачков, каждый из которых связан с поршнем с помощью толкателя с наружной пружиной сжатия и Г-образного ползуна, жестко смонтированного на балке рычажного механизма. Радиальные уступы функциональных кулачков смещены на 90^o относительно кривошипного в сторону, противоположную вращению вала. 4 ил.

Двигатель внутреннего сгорания, состоящий из цилиндропоршневой группы, головки двигателя с камерой сгорания, механизма газораспределения, систем смесеобразования, топливоподачи, смазки и охлаждения, кривошипно-шатунного механизма с продольным валом, отличающийся тем, что продольный вал кривошипно-шатунного механизма выполнен многокулачковым, ось которого параллельна торцам цилиндров и плоскости, проходящей через оси цилиндров, и расположена от нее на расстоянии, равном разности значений максимального радиуса кулачка и половины ширины шатуна в сечении, совпадающем с поперечным сечением вала, симметрично оси каждого из цилиндров на валу выполнены кулачки, по три кулачка напротив каждого цилиндра, в том числе по одному силовому кривошипному кулачку, расположенному посередине и связанному с поршнем через шатун, боковая поверхность которого постоянно поджата к поверхности кривошипного кулачка, и двух других функциональных кулачков, каждый из которых связан с поршнем с помощью толкателя с наружной пружиной сжатия и Г-образного ползуна, жестко смонтированного на балке рычажного механизма, на кулачках выполнены радиальные уступы, причем на функциональных они смещены на 90^o относительно кривошипного в сторону, противоположную вращению вала, соприкасающиеся поверхности шатуна и радиального уступа кривошипного кулачка описаны кривыми второго порядка, а профиль функциональных кулачков в месте сопряжения с радиальным уступом в пределах центрального угла, превышающего не менее чем на 1-1,5^o угол поворота кривошипного кулачка при сопряжении торца шатуна с радиальным уступом, описан дугой окружности с радиусом, равным максимальному радиусу кулачка.