Двигатель

 

Сущность изобретения: двигатель содержит компрессор с впускным элементом, внешнюю камеру сгорания, соединенную с компрессором через первый перепускной элемент и имеющую топливную форсунку и источник воспламенения, выполненный с возможностью отключения во время работы, расширитель с выпускным элементом, сообщенный с камерой сгорания через второй перепускной элемент, и рабочие органы, размещенные в компрессоре и расширителе и кинематически связанные с выходным валом, причем компрессор, камера сгорания и расширитель снабжены индивидуальными системами охлаждения, а камера сгорания и расширитель выполнены с объемами, превышающими объем компрессора. Кинематическая связь рабочих органов с выходным валом выполнена в виде планетарного механизма с двумя коническими шестернями, двумя сателлитами и водилом с зубчатым венцом, причем рабочий орган компрессора соединен с одной из конических шестерней, выходной вал - с другой конической шестерней, а рабочий орган расширителя - с зубчатым венцом водила. Каждый рабочий орган может быть выполнен в виде по меньшей мере одной пары лопастей. 11 ил.

Изобретение относится к области тепловых машин, в частности к тепловым двигателям, и может быть использовано в качестве силовой установки любого транспортного средства или стационарного устройства.

Среди технических решений тепловых двигателей известны две основные категории: двигатели, в которых продукты сгорания топливовоздушных смесей выполняют двойную роль, являясь одновременно носителями тепловой энергии и рабочим телом (обычных ДВС), и двигателя, в которых роль продуктов сгорания топливовоздушных смесей сводится к роли источников тепловой энергии, подводимой извне и используемой для нагрева газообразного рабочего тела в замкнутой системе, т. е. двигатели, работающие по циклу Стирлинга и Виллюмера (двигатели внешнего сгорания). Как правило, в качестве рабочего тела используются гелий или водород.

Несмотря на интенсивное развитие и совершенствование конструкции ДВС, результатом чего является повышение их выходных параметров в различных аспектах (литровая мощность и крутящий момент, экономичность, снижение концентрации вредных выбросов, долговечность и др. ), принципиальная схема их остается практически без изменений, а совершенствование осуществляется, как правило, косвенными средствами и методами (электронные системы зажигания, впрыск топлива, нейтрализаторы ОГ и т. д. ), или применяются количественные усовершенствования непринципиального характера (увеличение проходного сечения клапанов, регулирование площади проходного сечения впускного и выпускного трактов, повышение степени сжатия и др. ). Исключение составляют роторно-поршневые двигатели (РПД), хотя и они являются лишь роторно-поршневым вариантом обычных ДВС. Большинство недостатков ДВС является следствием несовершенства принципиальной схемы ДВС, состоящем в том, что весь его рабочий цикл совершается в одном рабочем пространстве (цилиндре или камере, в случае РПД) и распределен во времени с последовательным чередованием тактов.

К основным недостаткам такой схемы относятся: ограничения воспламеняемости смеси по α (коэффициент избытка воздуха), а следовательно необходимость в искусственном переобогащении смеси (главным образом ДВС с искровым зажиганием); неполное сгорание смеси из-за скоротечности процесса сгорание-расширение; ограничения применяемых сортов топлива по октановому или цетановому числу, а также видов топлива; нерациональное использование рабочего пространства, исключение из него объема камеры сгорания, не участвующего в процессе расширения (постоянный объем камеры); неполное использование энергии продуктов сгорания из-за недостаточной степени расширения (высокое остаточное давление начала выпуска и наличие остаточных газов в камере сгорания; высокая концентрация вредных компонент в продуктах сгорания, невозможность поддержания оптимального для тактов впуска и расширения температурного режима и, как следствие, неудовлетворительное наполнение цилиндра (камеры) при впуске и недостаточное использование энергии продуктов сгорания при расширении.

Приведенный перечень недостатков известных ДВС обусловлен только отсутствием распределения рабочего цикла в пространстве и совмещения пространства камеры сгорания в рабочим пространством цилиндра двигателя. Эта проблема находит частичное специфическое решение посредством полной изоляции рабочего пространства от камеры сгорания в двигателе Стирлинга, принцип действия которого основан на попеременном нагреве и охлаждении рабочего тела с использованием регенератора, отбирающего и возвращающего тепло рабочему телу, т. е. попеременным созданием т. н. горячего и холодного пространства. Подогрев горячего пространства осуществляется теплом, образующимся при сгорании топлива в горелке, а охлаждение холодного пространства - посредством охладителей. Энергия (давление), образующаяся вследствие рас- ширения рабочего тела при нагревании, воздействует на силовой поршень и через ромбический привод переносится на выходной вал.

Преимущество двигателя Стирлинга состоит в том, что благодаря полному отделению источника тепла от рабочего пространства достигаются: полное использование рабочего пространства для рабочего процесса (цикла); непритязательность к топливу (многотопливность) и принципиальная возможность работы на любом источнике тепла - от жидкого топлива до атомной и солнечной энергии; отсутствие или малая концентрация вредных выбросов благодаря стабильности и полное сгорание топлива; бесшумность в работе и практическое отсутствие вибрации; высокая топливная экономичность; более благоприятная (по сравнению с ДВС) характеристика крутящего момента, позволяющая значительно упростить коробку передач (уменьшить количество ступеней и величину передаточных чисел) и др.

Однако при очевидных преимуществах двигатель Стирлинга имеет и существенные недостатки. Главным из них является сложность конструкции с наличием большого количества вспомогательных механизмов, к которым относятся ромбический привод, вытеснитель, регенератор с охладителями, система нагревательных трубопроводов, обеспечивающая передачу тепла от камеры сгорания с горелкой рабочему телу и др.

Второй существенный недостаток двигателя Стирлинга состоит в инерционности системы охлаждения и нагрева рабочего тела, т. е. ограниченная скорость перехода рабочего тела от холодного состояния к горячему, и наоборот, что оказывает отрицательное влияние на выходные параметры двигателя (мощность, частота вращения выходного вала) и требует соответствующих характеристик рабочего тела, прежде всего по теплостойкости. Именно этим объясняется то обстоятельство, что за почти 180 лет существования идеи двигатели Стирлинга не получили широкого распространения, а их производство носит штучный характер и практически не выходит за рамки экспериментальных или опытных образцов.

Известны попытки распределения рабочего цикла в пространстве и применительно к схеме ДВС. К ним относится, например изобретение по авт. св. N 80445, в котором рабочий процесс разнесен по трем цилиндрам, в один из которых подается обогащенная или богатая топливовоздушная смесь, а в два других - воздух. После воспламенения смеси в первом цилиндре открываются клапаны перепускных каналов, соединяющих первый цилиндр с двумя остальными. Поскольку давление воздуха, сжатого в этих цилиндрах к началу процесса сгорание-расширение, превышает давление смеси, сгорающей в первом цилиндре, происходит перетекание воздуха в первый цилиндр при одновременном впрыске топлива через форсунки, установленные в перепускных каналах. После выравнивания давления возникает обратный процесс, т. е. вытеснение горящей смеси из первого цилиндра в два остальных, которые, таким образом, включаются в процессе сгорание-расширение. При такой схеме достигается работа двигателя на обедненных смесях при воспламенении обогащенной или богатой смеси в первом цилиндре и частичном разделении цикла в пространстве. Кроме того, это позволяет значительно повысить общую степень сжатия, а следовательно и расширения, что в целом повышает термический КПД двигателя, а также дает некоторые другие преимущества.

В усовершенствованном варианте по авт. св. N 128231 предусмотрено только два цилиндра (или две группы цилиндров), в один из которых подается богатая смесь, а во второй - только воздух. Оба цилиндра связаны соединительным (перепускным) каналом без клапанов. В воздушном цилиндре объем камеры сгорания равен нулю, поэтому весь воздух в конце сжатия вытесняется в основной цилиндр; причем процессы в воздушном цилиндре совершаются с запаздыванием на 21-22^о (в углах поворота коленчатого вала) по отношению к процессам в основном цилиндре.

Этот вариант, по сравнению с предыдущим, имеет более простое техническое решение и обладает некоторыми дополнительными преимуществами.

Однако при всех преимуществах оба варианта имеют существенные недостатки. Во-первых, в каждом из них просматривается попытка реализовать известную идею форкамерного двигателя и/или идею двигателя с послойным воспламенением смеси, но в усложненной форме. Во-вторых, частичное разделение цикла в пространстве (по двум или трем цилиндрам) не исключает протекания процессов (впуск, сжатие, сгорание-расширение) в каждом из цилиндров, что приводит к снижению коэффициента наполнения. В третьих, сгорание топливовоздушной смеси в рабочем пространстве, а не в вынесенной камере сгорания, неизбежно приводит к снижению параметров (температура, давление) рабочего тела, а следовательно, и выходных параметров двигателя, включая и его термический КПД. В четырех, протекание рабочего цикла в рабочем пространстве влечет за собой недоиспользование тепловой энергии рабочего тела, значительная часть которой отводится в систему охлаждения и систему выпуска. В пятых, такая схема исключает возможность регулирования (ограничения) подачи количества рабочего тела в рабочее пространство, что также приводит к недостаточному использованию тепловой энергии продуктов сгорания вследствие неполного расширения при рабочем ходе.

Известен также двигатель, содержащий компенсатор с впускным элементом, внешнюю камеру сгорания, соединенную с компрессором через первый перепускной элемент и имеющую топливную форсунку и источник воспламенения, выполненный с возможностью отключения во время работы, расширитель с выпускным элементом, сообщенный с камерой сгорания через второй перепускной элемент, и рабочие органы, размещенные в компрессоре и расширителе и кинематически связанные с выходным валом, причем компрессор, камера сгорания и расширитель снабжены индивидуальными системами охлаждения, а камера сгорания и расширитель выполнены с объемами, превышающими объем компрессора.

Целью изобретения является устранение основных недостатков аналогов и прототипов и получение дополнительных преимуществ: повышение топливной экономичности; снижение концентрации вредных компонент в продуктах сгорания; снижение уровня вибраций и шума; поддержание оптимального теплового режима; оптимизация характеристики крутящего момента; повышение удельной мощности; возможность преобразования в двигатель внешнего сгорания.

Повышение топливной экономичности достигается несколькими путями, используемыми комплексно. Первый путь - создание возможности работы двигателя на бедных топливовоздушных смесях, а также на различных сортах и видах топлив, включая низкооктановые бензины, дизельное топливо, прочие виды жидкого топлива, в т. ч. сложные моноэфиры жирных кислот, растительные масла, топлива сланцевого и каменноугольного происхождения, каменноугольную пудру в смеси с жидким топливом (суспензия), топлива широкофрак- ционного состава, различные виды газообразных топлив, включая водород, аммиак и др. Второй путь - обеспечение условий для максимально возможной полноты сгорания смесей. Третий путь - рационализация использования тепловой энергии продуктов сгорания смеси. Технически все три пути в комплексе сводятся к распределению всего процесса не во времени, а в пространстве, т. е. к разделению рабочего пространства двигателя на три части - компрессорную (для тактов впуска и сжатия), рабочую (для тактов расширения и выпуска) и вынесенную за пределы упомянутых частей камеру сгорания, соединенную с ними перепускными трубопроводами.

Вынесение камеры сгорания за пределы рабочего пространства исключает наличие в ней подвижных деталей, а следовательно и необходимость в смазке и охлаждении, что, в свою очередь, позволяет поддерживать в ней максимальную температуру, ограничиваемую только жаропрочностью материала ее стенок и, как следствие, самовоспламенение топливовоздушных смесей широкого диапазона по α и по сортам и видам топлива. Кроме того, достаточно большой объем камеры сгорания, ограничиваемый только конструктивными соображениями, позволяет находиться в ней одновременно нескольким зарядам топливовоздушной смеси, что пропорционально увеличивает располагаемое время сгорания смеси, т. е. в сочетании с высокой температурой повышает полноту ее сгорания.

Отделение камеры сгорания от рабочего пространства двигателя дает возможность дозировать подачу рабочего тела, являющегося продуктом полного (или близкого к нему) сгорания топливовоздушной смеси, в рабочую часть, а следовательно оптимизировать (максимизировать) утилизацию тепловой энергии рабочего тела в процессе расширения.

Решение этой задачи позволяет реализовать первоначальную идею керамического адиабатного двигателя, которая по известным причинам в чистом виде так и не дала ожидаемых результатов. Подобная задача решается посредством реализации идеи двигателя Стирлинга. Однако в отличие от него в данном случае рабочим телом являются непосредственные продукты сгорания топливовоздушной смеси, камера сгорания связана трубопроводом с рабочей частью и компрессорной частью, осуществляющей подачу топливовоздушной смеси в камеру сгорания и др.

Разделение рабочего пространства двигателя на компрессорную и рабочую части позволяет исключить прямую зависимость степени cжатия от степени расширения (как обратной величины степени сжатия), что дает возможность более глубокого расширения, а следовательно, и более полной утилизации тепловой энергии рабочего тела. Это достигается либо соответствующим увеличением хода поршня рабочей части (в поршневом варианте), либо увеличением разности углов поворота соответствующих лопаток (в случае РПД), либо увеличением объема рабочей части относительно дозируемого объема рабочего тела, поступающего в рабочую часть, либо сочетанием этих мер. Теоретически это позволяет довести утилизацию тепловой энергии продуктов сгорания до "холодного выхлопа", т. е. до нулевого или близкого к нему давления начала выпуска.

Снижение концентрации вредных компонент в продуктах сгорания осуществляется автоматически посредством решения первой из названных задач, по крайней мере по СО и СН, а равно и содержанию свинца, поскольку СО и СН являются продуктами неполного сгорания топливовоздушных смесей, а свинец - следствием использования ТЭС для повышения октанового числа (этилирования) бензина. При достаточной полноте сгорания топливовоздушных смесей проблема превращения СО в СО₂, а равно и несгоревших углеводородов в значительной мере снимается, причем без использования специальных устройств типа дожигателей, термических и каталитических нейтрализаторов и других устройств, усложняющих конструкцию, требующих больших дополнительных затрат, снижающих мощность двигателя и повышающих расход топлива. Для нормальной работы этих устройств требуется наличие горючих компонент в отработавших газах. Это приводит к тому, что значительная часть топлива, которое должно сгорать в двигателе, сгорает в выпускном тракте, что касается свинца, то непритязательность двигателя к топливу полностью исключает необходимость использования в топливе добавок ТЭС, а следовательно и содержание свинца в продуктах сгорания. В отношении таких токсичных компонент, как NO_x, S и др. требуется экспериментальная проверка, однако можно предположить, что их концентрация будет не больше, чем у прототипов и аналогов. В частности, концентрация токсичных компонент в продуктах сгорания двигателя Стирлинга для стандартного городского ездового цикла составляет по СО-0,007-0,03 мас. % , СН-100-200 промилле. Достижение такого уровня применительно к предлагаемому техническому решению представляется вполне возможным.

Снижение уровня вибрации и шумов сводится к устранению причин, их вызывающих, или к подавлению интенсивности собственно вибраций и шумов.

Основными источниками вибрации и шумов двигателей являются наличие шатунно-кривошипного механизма, изменение величины давления на протяжении цикла и при изменении нагрузок, механические стуки и шумы, возникающие в различных механизмах, удары поршней о стенки цилиндров, детонация, шумы в системе выпуска.

В двигателе Стирлинга эта задача решается посредством ромбического привода, устраняющего боковые нагрузки на поршни, выравниванием давления на протяжении цикла, отсутствием механизма газораспределения, отсутствием детонации, стабильным и постоянным горением топливовоздушной смеси.

В изобретении проблема снижения вибрации и шумов решается посредством вынесения камеры сгорания за пределы рабочего пространства и выделением компрессорной части из общего рабочего пространства двигателя, что обеспечивает сглаживание колебаний давления при воспламенении очередной порции топливовоздушной смеси благодаря практически непрерывному процессу сгорания вследствие порционной подачи смеси и амортизирующему действию продуктов сгорания, находящихся в камере сгорания. Пульсация давления в камере сгорания, возникающая при таком процессе, находится в обратной зависимости от отношения объема камеры сгорания к объему компрессорной части, причем, по мере увеличения этого отношения, выбираемого при проектировании, асимптотически приближается к нулю, независимо от абсолютной величины рабочего давления в камере сгорания. Практически величина этого отношения ограничивается только конструктивными соображениями (габаритные размеры) и может быть доведена до 3-5. Для обычного ДВС со степенью сжатия порядка 9 она составляет примерно 0,1. Это означает, что пульсация рабочего давления в двигателе может быть уменьшена, по сравнению с обычным ДВС, в 30-50 раз, т. е. почти сведена к нулю.

Решение проблемы шумов вследствие детонационного сгорания топливовоздушных смесей достигается тем же способом, т. е. посредством вынесения камеры сгорания за пределы рабочего пространства и относительного увеличения ее объема.

Проблема шумов, вызываемых ударами поршней о стенки цилиндров, механизмом газораспределения, шатунно-кривошипным механизмом и др. , в поршневом варианте двигателя решается лишь частично благодаря стабильности рабочего давления на установившемся режиме и плавности его изменения на переходных режимах. В варианте РПД этой проблемы не возникает по причине отсутствия упомянутых механизмов в традиционном исполнении.

Проблема шумов в выпускном тракте, обусловленная достаточно высоким давлением начала выпуска решается автоматически при решении рассмотренных выше проблем топливной экономичности и токсичности продуктов сгорания, т. е. продолженным расширением рабочего тела и, как следствие, снижением давления и температуры выпуска, а также дозированием величины подачи рабочего тела в рабочий цилиндр или камеру, что также позволяет получить продолженное расширение, но уже косвенным путем.

В целом решение проблемы вибрации и шумов достигается методами, близкими по характеру к методам, используемым в двигателе внешнего сгорания, однако основным отличительным признаком в данном случае является простота технического решения, исключающего применение ряда дополнительных механизмов.

Для оптимизации выходных параметров (мощность, крутящий момент, топливная эффективность и др. ) теплового двигателя с использованием продуктов сгорания топливовоздушных смесей в качестве рабочего тела необходимо оптимизировать его температурный режим. Эта оптимизация состоит в подборе специальных температурных режимов для элементов или групп элементов (тактов) всего рабочего цикла. Например, для впуска и сжатия желательно поддерживать низкую температуру, позволяющую обеспечивать достаточное наполнение и избегать излишних потерь энергии (мощности) на сжатие смеси, для процесса сгорание-расширение - высокую температуру в целях более полной утилизации тепловой энергии рабочего тела. Попытки решения этой проблемы предпринимаются многими зарубежными фирмами. В частности, для повышения коэффициента наполнения широкое применение получил наддув, что влечет за собой использование турбокомпрессоров или механических нагнетателей, причем, как правило, их использование сопровождается установкой систем охлаждения наддувочного воздуха. Для повышения температуры и степени утилизации тепла предпринимаются попытки реализации идеи адиабатного двигателя. Однако все эти методы и средства дают лишь частичный эффект и при значительном усложнении конструкции не решают проблемы в целом, а иногда и заводят в тупик.

Изобретение позволяет решить эту проблему в целом, причем с большим эффектом и без излишнего усложнения конструкции. Это достигается посредством распределения рабочего цикла в пространство и разделения его на три элемента или процесса - впуск и сжатие, включая перепуск, сгорание, расширение и выпуск, что позволяет поддерживать оптимальные температурные режимы для каждого элемента или каждой группы элементов цикла посредством разделенных систем охлаждения или соответствующего распределения потоков охлаждающей жидкости. Так, высокая интенсивность охлаждения компрессорной части позволяет поддерживать в ней низкую температуру впуска и сжатия, менее интенсивное охлаждение рабочей части - высокую температуру процесса расширения при естественном снижении этой температуры к концу такта расширения и началу такта выпуска, что же касается обособленного процесса сгорания, то охлаждение вынесенной за пределы рабочего пространства камеры сгорания может либо полностью отсутствовать, либо сведено к минимуму, обусловленному жаропрочностью материала.

В качестве дополнительного эффекта такое решение позволяет поддерживать относительно стабильную температуру компрессорной и рабочей частей, а следовательно устранить изменения величины температурных зазоров, и, соответственно, уменьшить потери на трение.

У существующих двигателей внутреннего и внешнего сгорания, величина крутящего момента в определенных пределах, по крайней мере в пределах эксплуатационного режима, изменяется в прямой зависимости от частоты вращения вала, что влечет за собой необходимость в использовании дополнительных устройств типа коробок передач. В этом состоит одно из принципиальных отличий от электрических двигателей и паровых машин. В идеале желательно иметь двигатель, характеристика крутящего момента которого имела бы обратную зависимость. Частично эта проблема решается в двигателе Стирлинга. Однако двигатель Стирлинга меняет лишь степень этой зависимости, а не принципиальный характер ее. Изобретение позволяет решить эту проблему в принципе, т. е. изменить сам характер зависимости крутящего момента от частоты вращения выходного вала, или получить его "перевернутую" характеристику. Наличие обратной зависимости момента от частоты вращения выходного вала означает, что крутящий момент достигает максимальной величины при частоте вращения выходного вала двигателя, равной нулю (неподвижный вал), а минимальной - при максимуме частоты вращения последнего. Практически это исключает необходимость в коробке передач и сцеплении и дает следующие дополнительные преимущества: автоматическое приспособление величины крутящего момента двигателя, например к условиям движения транспортного средства (сопротивление движению) или величине момента, необходимого для привода какого-то механизма, независимо от нагрузки (величины подачи смеси); работу двигателя в оптимальном режиме, т. е. в режиме максимального момента при полной нагрузке (по внешней характеристике) или любой частичной нагрузке; устойчивую работу двигателя без самопроизвольной остановки, независимо от требующейся величины крутящего момента на выходном валу; плавное изменение частоты вращения выходного вала при ускорении или замедлении; снижение удельного расхода топлива вследствие самонастраивания двигателя на оптимальный режим работы, т. е. режим максимального крутящего момента для данной нагрузки, а следовательно режим максимальной утилизации тепловой энергии рабочего тела.

У известных ДВС и двигателей внешнего сгорания увеличение мощности достигается (при прочих равных условиях) либо увеличением рабочего объема цилиндра, либо увеличением количества цилиндров (секций, в случае РПД), либо сочетанием обоих методов. Одновременно решается задача повышения равномерности работы двигателя, т. е. снижения уровня вибрации. Однако эти меры как в отдельности, так и в комплексе дают соответствующий эффект лишь применительно к абсолютной, а не удельной (относительной мощности двигателя, т. е. количественный результат, и не влияют на решение задачи в качественном аспекте.

В поршневом варианте решение задачи повышения мощности достигается главным образом посредством повышения рабочего давления в камере сгорания, а следовательно, и увеличения крутящего момента благодаря использованию планетарного механизма, обеспечивающего соответствующую величину и интенсивность подачи топливовоздушной смеси в камеру сгорания, т. е. количества зарядов смеси на рабочий ход (расширение). Это позволяет увеличивать мощность, не меняя рабочего объема компрессорной и рабочей частей двигателя, т. е. повышение мощности на единиц общего рабочего объема двигателя.

Однако более радикальным методом решение этой задачи в комплексе является увеличение количества пар лопаток в компрессорной и рабочей камерах варианта РПД. Поскольку в этом варианте рабочий объем камеры составляет разность между объемом внутреннего пространства камеры и объемом, занимаемым лопатками и валами, причем, не зависит от количества лопаток и остается постоянным, появляется возможность при неизменном рабочем объеме увеличивать количество пар лопаток. Это дает кратное сокращение продолжительности и, соответственно, увеличение количества циклов на один оборот (360^о) вала камеры, причем как компрессорной, так и рабочей, а следовательно, и на один оборот выходного вала. Увеличение количества циклов при неизменном рабочем объеме камеры эквивалентно соответствующему увеличению количества камер. Например, двигатель с одной парой лопаток по своим характеристикам является эквивалентом однокамерного (односекционного) РПД, с двумя - двухсекционного, тремя - трехсекционного и т. д. Количество пар лопаток ограничивается только конструктивными соображениями и в этой связи вероятным пределом их количества является 4 пары лопаток или 8 лопаток. В пределах 1-4 пары лопаток продолжительность цикла изменяется кратно от 360^о до 90^о, а количество циклов - от 1 до 4. Такое решение позволяет: увеличить удельную (литровую) мощность двигателя по сравнению с роторно-поршневым аналогом, имеющим 2 пары лопаток, но работающим в режиме четырехтактного ДВС; уменьшить интенсивность (уровень) вибрации по сравнению с тем же вариантом.

Получение этих результатов достигается только увеличением количества пар лопаток без учета получения соответствующих результатов другими методами.

Такое техническое решение является одним из основных отличительных признаков предлагаемого изобретения.

Следует, однако, учитывать специфическую особенность предлагаемого двигателя. Поскольку величина мощности любого двигателя описывается произведением, одним из сомножителей которого является частота вращения вала, логично было бы считать, что при нулевом значении этого сомножителя произведение, т. е. величина мощности, тоже равна нулю. Однако наличие планетарного механизма позволяет двигателю работать даже при неподвижном выходном вале и при вращении только валов компрессорной и рабочей частей. Отсюда мощность, развиваемая двигателем, описывается произведением, сомножителями которого являются момент и частота вращения, относящиеся только к валу рабочей части двигателя, причем вся эта мощность расходуется только на привод вала компрессорной части, т. е. для работы двигателя "на себя". По достижении крутящим моментом величины, достаточной для привода во вращение выходного вала, мощность на выходном вале приобретает значение, отличное от нуля, и при прочих равных условиях изменяется в функциональной зависимости от частоты вращения выходного вала. При этом происходит распределение мощности на привод валов компрессорной и рабочей частей пропорционально распределению крутящего момента между ними, определяемому внутренним передаточным отношением планетарного механизма, задаваемым при проектировании в зависимости от назначения двигателя. Если ставится задача увеличения мощности за счет снижения частоты вращения выходного вала, выбирается передаточное отношение, позволяющее увеличить частоту вращения компрессора относительного выходного вала, и наоборот.

Все основные перечисленные отличительные признаки изобретения относятся к варианту двигателя полувнешнего сгорания. Однако этот вариант может без существенных переделок быть преобразован в двигатель внешнего сгорания. Для этого необходимо лишь обеспечить подвод тепла извне к стенкам камеры сгорания, превратив ее, таким образом, в нагревательную камеру для рабочего тела. При этом, как и в случае двигателя Стирлинга, может использоваться любой источник тепловой энергии (жидкое топливо, уголь и дрова, Солнце и т. д. ). В качестве рабочего тела может быть использован атмосферный воздух (в случае открытой системы) или любое газообразное тело. В обоих случаях отпадает необходимость в последовательном чередовании циклов нагрева и охлаждения рабочего тела, а сами эти процессы становятся непрерывными в отличие от цикла Стирлинга.

В случае использования воздуха, забираемого извне, отпадает необходимость в его специальном охлаждении, поскольку температура атмосферы значительно ниже температуры воздуха в нагревательной камере. Регулирование выходных параметров двигателя осуществляется в этом варианте либо регулированием интенсивности нагрева рабочего тела посредством регулирования расхода (подачи) топлива, либо дросселированием потока рабочего тела на входе в компрессор, либо сочетанием обоих методов. Принципиально возможно использование для этой цели и регулирования (дросселирования) расхода горячего рабочего тела из нагревательной камеры.

Таким образом, при некотором незначительном изменении принципиальной схемы предлагаемого двигателя, состоящем в дополнении его конструкции горелкой или другим нагревательным устройством, устанавливаемым вне камеры сгорания, подводом тепла к камере сгорания и преобразованием ее в нагревательную камеру типа парового котла, достигается преобразование его из двигателя полувнешнего сгорания в двигатель внешнего сгорания без ряда дополнительных устройств. При этом исключаются и некоторые дополнительные недостатки, в частности цикличность нагрева и охлаждения рабочего тела, влияние его тепловой инерционности, как и системы в целом, на выходные параметры, невозможность использования открытой системы, сложность принципиальной схемы, а следовательно и технического решения (устранение ряда механизмов и систем).

Изобретение представлено в нескольких вариантах и подвариантах, различающихся между собой по техническим решениям, исполнению и, как следствие, выходным параметрам. К ним относятся: Вариант I - двигатель полувнешнего сгорания с поступательным движением поршней и общим коленчатым валом для компрессора и рабочего цилиндра; Вариант II - двигатель полувнешнего сгорания с поступательным движением поршней и раздельными коленчатыми валами компрессора и рабочего цилиндра, связанными между собой кинематически через два элемента планетарного механизма (дифференциала), третий элемент которого непосредственно связан с выходным валом.

Вариант III - двигатель полувнешнего сгорания в роторно-поршневом исполнении (РПД), являющийся версией варианта 1.

Вариант IV - двигатель полувнешнего сгорания, являющийся версией (подвариантом) варианта II в исполнении РПД.

Вариант V - двигатель внешнего сгорания, являющийся версией (подвариантом) варианта I.

Вариант VI - двигатель внешнего сгорания, являющийся подвариантом варианта II.

Вариант VII - двигатель внешнего сгорания, являющийся подвариантом варианта III.

Вариант VIII - двигатель внешнего сгорания, являющийся подвариантом варианта IV.

К существенным признакам изобретения относятся: разделение рабочего пространства на три части - компрессор, рабочую часть (цилиндр, камеру) и камеру сгорания с распределением по ним элементов рабочего цикла, т. е. процессов впуска и сжатия-перепуска (компрессор), процесса сгорания (камера сгорания), процессов перепуска-расширения и выпуска (рабочая часть) при одновременном протекании всех процессов в пределах одного цикла, что позволяет поддерживать в каждой из частей оптимальную температуру и, как следствие, исключение или сведение к минимуму догорания смеси в процессе расширения, повышение коэффициента наполнения при впуске, самовоспламенение при прогретом двигателе топливовоздушной смеси различного состава как по α, так и по видам и сортам топлива, полноту сгорания смеси благодаря высокой температуре в камере сгорания и увеличенной продолжительности (располагаемого времени) горения смеси и, как следствие, повышение топливной экономичности и экологичности, а также отсутствие необходимости в механизме регулирования момента зажигания и необходимости в системе зажигания вообще при работе прогретого двигателя; использование раздельных систем охлаждения или различной интенсивности охлаждения для компрессорной и рабочей частей в целях оптимизации температурного режима каждой из них при максимально возможной по жаропрочности материала теплоизоляции камеры сгорания (эффект адиабатизации); непре- рывность процесса горения смеси в результате подачи очередной порции ее за каждый цикл и наличия в камере сгорания нескольких зарядов смеси (в зависимости от объема камеры), что обеспечивает постоянство рабочего давления на установившемся режиме, плавное изменение его на переходных режимах и, как следствие, значительное снижение уровня вибрации и повышение равномерности работы двигателя, а также бездетонационное сгорание каждой очередной порции смеси благодаря малой относительной величине приращения давления; вынесение камеры сгорания за пределы рабочей части (цилиндра, камеры) в сочетании с соответствующим подбором фаз газораспределения позволяет дозировать расход рабочего тела, что повышает степень утилизации его тепловой энергии при расширении и, как следствие, топливную экономичность и термический КПД; разделение общего вала компрессора, рабочего цилиндра (камеры) и выходного вала на три соответствующие части и установление между ними кинематической связи через планетарный механизм (дифференциал), что обеспечивает саморегулирование крутящего момента на выходном валу в обратной зависимости от частоты вращения последнего в диапазоне от нуля до максимума и от максимума до нуля при обеспечении оптимального режима работы двигателя, т. е. режима максимального для данных конкретных условий крутяще- го момента; возможность выбора соответствующего внутреннего передаточного отношения планетарного механизма (дифференциала) и/или использования компрессора и рабочего цилиндра различных объемов позволяет менять пределы диапазона значений коэффициента преобразования крутящего момента применительно к конкретному назначению двигателя; разделение рабочего пространства на четыре части - компрессор, рабочую часть (цилиндр, камеру), нагревательную камеру и камеру сгорания с полной изоляцией (кроме тепловой) от рабочего пространства двигателя и подводом тепла от нее к нагревательной камере (в подварианте двигателя внешнего сгорания), что позволяет осуществлять непрерывный нагрев рабочего тела, исключить влияние тепловой инерции рабочего тела на выходные параметры двигателя, использовать в качестве рабочего тела атмосферный воздух, упростить конструкцию двигателя посредством исключения из него всех устройств и систем для попеременного (циклического) нагрева и охлаждения рабочего тела, т. е. обеспечить преобразование двигателя полувнешнего сгорания в двигатель внешнего сгорания при значительном упрощении конструкции и повышении его выходных параметров и дополнительном снижении уровня вибрации; возможность увеличения пар лопастей (лопаток) в случае роторно-поршневого варианта до величины, ограничиваемой только конструктивными и прочностными соображениями (практически до 4 пар), что позволяет при неизменном объеме камеры кратно увеличить количество циклов за один оборот вала и, как следствие, пропорционально увеличить удельную мощность и снизить вибрацию, т. е. получить эффект, эквивалентный эффекту от увеличения количества цилиндров (камер); наличие компрессора позволяет осуществлять принудительную подачу холодного рабочего тела (воздуха) в нагревательную камеру (в варианте двигателя внешнего сгорания), что способствует повышению интенсивности газообмена и, как следствие, повышению выходных параметров двигателя (мощность, крутящий момент).

Перечисленные существенные признаки носят комплексный характер с комплексным эффектом и все относятся к отличительным от признаков прототипа (прототипов). Из них второй признак достаточен во всех случаях, на которые распространяется испрашиваемый объем правовой охраны.

Изобретение пояcняетcя чертежами, где на фиг. 1 представлена принципиальная схема двигателя в варианте 1; на фиг. 2 - расчетная сравнительная PV-диаграмма; на фиг. 3 - принципиальная схема варианта II; на фиг. 4 - общий характер зависимости крутящего момента на выходном валу двигателя от частоты его вращения; на фиг. 5 - схема планетарного механизма; на фиг. 6 - принципиальная схема двигателя в варианте III; на фиг. 7а - техническое решение камеры РПД на примере компрессора 2; на фиг. 7б - принципиальная схема компрессора; на фиг. 7в - принципиальная схема рабочей камеры; на фиг. 8 - техническое решение (8а) и принципиальная схема (8б) регулирующего механизма; на фиг. 9 - график изменения угловых скоростей валов камеры и продолжительности циклов при различных количествах пар лопастей; на фиг. 10 - принципиальная схема двигателя и 6 положений его рабочего процесса; на фиг. 11 - четыре подварианта двигателя внешнего сгорания (на фиг. 11а - варианты V и VI с открытой системой; на фиг. 11б - варианты V и VI c закрытой системой; на фиг. 11в - варианты VII и VIII с открытой системой; на фиг. 11г - варианты VII и VIII с закрытой системой. В варианте I двигатель содержит компрессорный цилиндр (компрессор) 1 с поршнем 2, связанным через шатун 3 с кривошипом коленчатого вала 4, и рабочий цилиндр 5 с поршнем 6, связанным через шатун 7 с другим кривошипом вала 4. Компрессор 1 и рабочий цилиндр 5 связаны перепускными трубо- проводами 8 и 9 с вынесенной за пределы рабочего пространства двигателя камерой сгорания 10, снабженной топливной форсункой 11 и свечой накаливания или с пульсирующей подачей искры зажигания 12. Перепускные трубопроводы 8 и 9 снабжены перепускными клапанами 13 и 14. Компрессор 1 через впускной трубопровод 15, оборудованный впускным клапаном 16, связан с воздухоочистителем или карбюратором (на схеме не показаны), а рабочий цилиндр 5 через выпускной трубопровод 17, оборудованный выпускным клапаном 18, - с выпускным трактом (на схеме не показан). На коленчатом валу 4 двигателя установлен маховик 19, используемый, в частности, как элемент ведущего диска сцепления и для привода вала 4 двигателя при пуске последнего.

На фиг. 2 приведена расчетная сравнительная PV-диаграмма, дающая комплексную оценку предлагаемому двигателю в сравнении с эталонным (классическим) ДВС. Все обозначения, относящиеся к эталонному ДВС, отмечены индексом о. По оси абсцисс отложены значения полного объема цилиндров обоих двигателей в процентах образующиеся при движении поршней от НМТ к ВМТ и обратно, причем, поскольку ходы поршней (S и S_о) сравниваемых вариантов различаются по величине, для каждого из них предусмотрена своя ось абсцисс. По оси ординат отложены значения давления Р в кгс/см².

Точка Р_а = P_ao - давление конца выпуска - начала впуска. Точка P_co- давление сжатия в момент воспламенения смеси эталонного ДВС, точка Р_с- давление сжатия к моменту начала перепуска для предлагаемого двигателя. Точки P_Z; (P_Zo), P_Z^I (P_Zo^I) - точки максимального давления при сгорании смеси для каждого из сравнительных двигателей, соответственно, причем точка Р соответствует давлению конца перепуска и началу процесса расширения для предлагаемого, а P_Zo - началу процесса расширение-догорание смеси в эталонном двигателе. Точка P_вoсоответствует давлению начала выпуска в эталонном ДВС. Точка Р_Z^IIявляется эквивалентом точка Р_Z^I при соответствующем увеличении объема (отрезок Р_Z^I-P_Z^II) вследствие увеличения дозы рабочего тела, поступающего из камеры сгорания в рабочий цилиндр.

Вариант, представленный на фиг. 3, включает в себя дополнительно планетарный механизм (дифференциал) 19 с конической шестерней 20 коленчатого вала 21 компрессора 1, конической шестерней 22 выходного вала 23, водилом (коробкой дифференциала) 24 и сателлитами 25, установленными в подшипниках водила 24 и связывающими между собой шестерни 20 и 22. Водило 24 через зубчатый венец 26 связано с цилиндрической шестерней 27 коленчатого вала 28, кривошип которого шарнирно связан с шатуном 7 рабочего цилиндра 5. В варианте планетарного механизма (дифференциала) 19, представленного на фиг. 3, внутреннее передаточное отношение i₀= , где d₂₀ - диаметр конической шестерни 20, а d₂₂ - шестерни 22. Поскольку d₂₀ = d₂₂, i_o = 1.

На фиг. 4 приведен общий характер зависимости крутящего момента на выходном валу двигателя от частоты его вращения, М = f(n), при различных значениях внутреннего передаточного числа дифференциала. Величина М приведена в процентах, причем за базу (100% ) принятого значение М при n = 0 и i_о = 0,5. На оси абсцисс графика отложены значения n, а на оси ординат - значения М. Зависимость представлена семейством из пяти кривых для i_о, соответствующих i_о = 1,2; 1,0; 0,7; 0,5; 0,3.

На фиг. 5 представлена схема планетарного механизма (дифференциала), имеющего внутреннее передаточное отношение i_о ≠ 1. На этой фигуре 20 - коническая шестерня вала 21 компрессора 1, 22 - коническая шестерня выходного вала 23, 24 - водило, 25 - сателлиты конической шестерни 22; 25 - сателлиты конической шестерни 20.

На фиг. 6 позиции имеют свою нумерацию. Двигатель включает в себя общий цилиндрический корпус, разделенный внутренними перегородками (стенками) на 6 частей - отсек 1 регулирующего механизма 7 компрессорной камеры 2, камеру сгорания 3, рабочую камеру 4, отсек 5 регулирующего механизма 10 рабочей камеры 4 и отсек 6 планетарного механизма 8. Отсеки 1 и 6 с наружных сторон закрыты торцевыми крышками. Регулирующий механизм 7 связан с солнечной шестерней 17 планетарного механизма 8 валом 9, а регулирующий механизм 10 - полым валом 11 с водилом 26 планетарного механизма, корона 27 которого связана с выходным валом 12 (возможны и другие сочетания). Компрессорная камера 2 имеет периферийное впускное окно, выполненное в соответствующей части стенки цилиндрического корпуса, с впускным трубопроводом 13, оснащенным воздушной (или дроссельной) заслонкой, а также перепускное окно (окна), выполненное в стенке (перегородке), разделяющей компрессорную камеру 2 и камеру сгорания 3. В стенке, разделяющей камеру сгорания 3 и рабочую камеру 4, выполнено перепускное окно (окна), а в части стенки цилиндрического корпуса - периферийное выпускное окно с выпускным трубопроводом 14. В части стенки цилиндрического корпуса, относящейся к камере сгорания 3, установлены топливная форсунка 15 и свеча зажигания 16, представленная либо свечой накаливания, либо свечой с пульсирующей подачей искры. Солнечная шестерня 17 планетарного механизма 8 жестко посажена на заднем конце вала 9, передний конец которого соединяется c регулирующим механизмом 7 на входе в него. Выход регулирующего механизма представлен двумя коаксиальными валами 18 и 19 с закрепленными на них лопастями 21 и 20, соответственно. Каждый из валов 18 и 19 с лопастями 21 и 20 представляет собой полуротор, а оба полуротора в сборе образуют ротор компрессора 2. Аналогично ротор рабочей части состоит из лопастей 22 и 23 и коаксиальных валов 24 и 25, связанных между собой через регулирующий механизм 10 рабочей камеры 4, имеющий один общий вал 11 с жестко посаженным на него водилом 26 планетарного механизма 8. Компрессорная камера 2 и рабочая камера 4 имеют раздельные системы охлаждения, которые могут выполняться как по д системы общей системы охлаждения, но с различной интенсивностью теплообмена.

На фиг. 7 представлены: техническое решение (7а) камеры РПД на примере компрессорной камеры 2, принципиальная схема (7б) компрессора 2 и принципиальная схема (7в) рабочей камеры 4 (фиг. 6).

На фиг. 7а обозначения всех позиций относятся только к деталям компрессора 2, однако в тексте в скобках даны обозначения идентичных деталей рабочей камеры 4.

Как показано на фиг. 7а, в цилиндрическом корпусе 2 (4) помещены три коаксиальных вала 9, 18 и 19 (9, 22 и 23) с консольно закрепленными на валах 18 и 19 (24 и 25) лопастями 20 и 21 (22 и 23). Вал 19 (24) выполнен с уступом (утолщенной и утонченной частями), причем торец утолщенной части находится примерно посредине длины камеры. На утонченную часть вала 19 (24) надет полый (трубчатый) вал 18 (25), точно равный по наружному диаметру утолщенной части вала 19. Вал 18 (25) своим торцом состыкован с торцом уступа вала 19 (24), причем место стыка пришлифовывается и оснащается уплотнением. Стык должен быть беззазорным. На утолщенной части вала 19 (25) крепится лопасть 20 (23), а вала 18 (24) - лопасть 21 (22). Лопасти имеют форму сектора с наружным диаметром, равным внутреннему диаметру корпуса камеры 2 (4) и внутренним диаметром (у основания) - диаметру вала 18 (24) и, соответственно, утолщенной части вала 19 (25). По периферии лопасти снабжены пластинчатыми Г-образными уплотнениями, установленными в канавках 34. Валы 18 и 19 (24 и 25) в сборе с лопастями 20 и 21 (22 и 23) и с валом 9 установлены на подшипниках 30 и 31 в торцевых крышках 28 и 29 камеры по ее оси с возможностью вращения относительно друг друга. В цилиндрическом корпусе компрессора 2 выполнено впускное окно 35, а в торцевой крышке 29 - перепускное окно 36. В случае рабочей камеры 4 в цилиндрическом корпусе ее выполняется выпускное окно 38, а в торцевой крышке, отделяющей ее от камеры сгорания 3, - перепускное окно 37. Размеры окон определяются в зависимости от выбора фаз газораспределителя.

Лопасти 20 и 21 (22 и 23) имеют внутренние полости, выполняемые, в частности, высверливанием через технологические отверстия с пробками 32 и 33. Внутренняя полость лопастей заполняется маслом, поступающим от маслонасоса (на фиг. 7 не показан) через внутренний канал вала 9 и используемым как для охлаждения лопастей, так и для смазки рабочих поверхностей лопастей и сопряженных с ними поверхностей корпуса и валов. (Циркуляция масла на фиг. 7 не показана), обозначения позиций на фиг. 7а и 7б даны раздельно в соответствии с позициями компрессора 2 и рабочей камеры 4 (фиг. 6).

На фиг. 8 представлены техническое решение (8а) и принципиальная схема (8б) регулирующего механизма применительно, как и в предыдущем случае, к регулирующему механизму 7 компрессора 2 (фиг. 6). Механизм включает в себя передние выходы (концы) валов 9, 18 и 19, установленные коаксиально с валом 9 внутри и валом 19 снаружи. На конце вала 9 установлена шестерня 28, находящаяся в зацеплении с шестерней 29. Обе шестерни помещены в закрытом корпусе, что позволяет параллельно использовать эту пару в качестве масляного насоса. Масло, забираемое из поддона (на фиг. не показан) нагнетается через канал 30 в передней торцевой крышке и отверстие в вале 9 - во внутренний канал вала 9. Шестерня 29, закрепленная на валу 31, приводит через него во вращение шестерню 32, находящуюся в зацеплении с шестерней 33, которая в сочетании с пальцем 34 выполняет роль колена кривошипа, соответствующего радиусу 4 (см. схему 8б). Палец 34 входит в радиальный паз 35 шестерни 36, выполняющей роль радиуса r₁. Шестерня 33 установлена на валу 37, вращающемся в подшипнике, смонтированном в перегородке (стенке) 38. На втором конце вала 37 установлено колесо 39 с пальцем 40, перемещавшимся вдоль радиального паза 41 в шестерне 42. Колесо 39 с пальцем 40 образует второе колено кривошипа с тем же радиусом r, но работающее в противофазе (развернуто на 180^о). Соответственно паз 41 шестерни 42 выполняет роль второго подвижного радиуса (r₂). Шестерня 36 находится в постоянном зацеплении с шестерней 43 вала 18, а шестерня 42 - с шестерней 44 вала 19. Валы шестерен 36 и 43 установлены в подшипниках 45 и 46, смонтированных соответственно в перегородках (торцевых стенках) 47 и 48 на общей геометрической оси: расположенной со смещением относительно оси вала 37 на величину а.

На фиг. 8б представлено несколько положений переменных радиусов r₁и r₂, поворачивающихся вокруг центра О₁, смещенного на величину а относительно центра О вращения постоянного радиуса r.

На фиг. 9 представлен график изменения угловых скоростей валов камеры и продолжительности цикла при различных количествах пар лопастей. График построен применительно к компрессору 2 (фиг. 6). .

На фиг. 9а графически представлены зависимости ω₁, ω₂= f(α) и α₁, α₂= f(α) для вариантов m = 1, m = 2 и m = 3, где ω₁ - угловая скорость вала, вращающегося с большей скоростью, ω₂ - угловая скорость вала, вращающегося с меньшей скоростью, α₁, α₂ - углы поворота соответствующих валов, а m - количество пар лопастей.

На фиг. 10 в общем виде представлена принципиальная схема двигателя и 6 положений его рабочего процесса (цикла).

Двигатель состоит из цилиндрической камеры 10 с установленной по ее оси парой коаксиальных валов 11 с закрепленными на них двумя парами оппозитно расположенных секторных лопастей А-А и В-В. Валы пары 11 связаны между собой механизмом преобразования движения (на схеме не показан). В цилиндрическом корпусе выполнены впускное 12 и выпускное 13 отверстия, а также отверстие для свечи зажигания 14. Цилиндрический корпус 10, лопасти А-А и В-В и боковые стенки образуют четыре камеры (I, II, III, IV), объемы которых изменяются на протяжении рабочего цикла.

На фиг. 11 обозначены: 1 - компрессор; 2 - нагревательная камера; 3 - камера сгорания; 4 - рабочая часть; 5 - охладитель рабочего тела.

Принцип работы двигателя по варианту I с поступательным движением поршней и жестким валом (фиг. 1).

При пуске холодного двигателя предварительно включается свеча накапливания или пульсирующей подачи искры 12, работающая от аккумуляторной батареи (на фиг. 1 не показана), после чего от стартера (на фиг. 1 не показан) через маховик 19 приводится во вращение коленчатый вал 4. Одновременно с включением стартера производится (при раздельном смесеобразовании) включение топливного насоса высокого давления (на фиг. 1 не показан), обеспечивающего подачу топлива из топливного бака (на фиг. 1 не показан) через форсунку 11 в камеру сгорания 10. Возможен вариант внешнего смесеобразования, т. е. с использованием карбюратора или другого устройства для приготовления горючей смеси. В этом случае необходимость в топливном насосе высокого давления и форсунке 11 отпадает, однако возникает опасность самовоспламенения смеси при сжатии. Выбор системы смесеобразования зависит от соответствующих свойств топлива, на котором будет работать двигатель.

Вращение коленчатого вала 4 приводит в движение поршень 2 компрессорного цилиндра - (компрессора) 1, который при ходе вниз осуществляет всасывание воздуха или горючей смеси (при внешнем смесеобразовании) в компрессор 1 через впускной трубопровод 15 с впускным клапаном 16. При движении поршня 2 вверх клапан 16 закрывается, а перепускной клапан 13 продолжает оставаться в закрытом положении почти до конца сжатия. В конце такта сжатия, когда давление сжимаемого воздуха (или смеси) достигает достаточно большой величины, открывается клапан 13, и сжатый воздух через перепускной трубопровод 8 нагнетается в камеру сгорания 10. Поскольку свободное пространство над днищем поршня 2 в его верхнем положении (ВМТ) практически равно нулю, весь или почти весь воздух (смесь) вытесняется из компрессора 1 в камеру сгорания 10, что снимает проблему остаточных газов. По достижении соответствующих условий (давления) в камере сгорания 10 происходит воспламенение смеси от свечи зажигания 12, причем момент воспламенения смеси не имеет значения, важен лишь сам факт воспламенения.

При вращении вала 4 во время пуска двигателя аналогичное движение, только в противофазе, совершает и поршень 6 рабочего цилиндра 5, в котором происходят такты расширения и выпуска, поскольку сгорание смеси происходит в вынесенной за его пределы камере сгорания 10. Рабочее тело, являющееся продуктом сгорания смеси, поступает в рабочий цилиндр 5 через перепускной трубопровод 9 с перепускным клапаном 14 при рабочем ходе (вниз) поршня 6. Выпуск отработавшего рабочего тела из рабочего цилиндра 5 происходит через выпускной трубопровод 17 с выпускным клапаном 18 при движении поршня 6 вверх.

На фиг. 1 представлено положение, соответствующее концу сжатия и перепуска в компрессоре 1 и концу расширения и началу выпуска в рабочем цилиндре 5.

После воспламенения смеси от свечи 12 начинается процесс прогрева двигателя, в результате которого камера сгорания 10 нагревается, и начинается самовоспламенение смеси, нагнетаемой в камеру сгорания 10.

При пуске двигателя до момента воспламенения смеси давление в камере сгорания возрастает лишь благодаря разности массы смеси (воздуха), нагнетаемой в камеру сгорания компрессором 1, и отводимой из нее через рабочий цилиндр 5 в атмосферу. Благодаря этой разности ( масса отводимой смеси менее массы нагнетаемой) происходит накопление массы смеси, остающейся в камере сгорания. Величина этой разности определяется соответствующими фазами газораспределения, т. е. соотношением время-сечение клапанов 13 и 14. Механизм газораспределения принципиально ничем не отличается, кроме профиля кулачков и, соответственно, фаз газораспределения от механизма газораспределения классического ДВС, поэтому на фиг. 1 не показан. В качестве дополнительного средства повышения давления в камере сгорания 10, а следовательно и ускорения пуска, можно использовать дросселирование потока смеси либо в трубопроводе 9 либо в трубопроводе 17.

В связи с тем, что давление в камере сгорания до установления баланса между массой нагнетаемой смеси и массой ее, отводимой в атмосферу, возрастает с каждой подачей нового заряда, скорость нарастания этого давления при прочих равных условиях зависит только от соотношения объема камеры сгорания 10 и рабочего объема компрессора 1. Чем больше относительный объем камеры сгорания 10, тем меньше скорость нарастания давления, и наоборот.

После воспламенения смеси в камере сгорания 10 начинается процесс работы двигателя. Принципиальные отличия процесса работы от процесса пуска двигателя состоят в следующем. Во-первых, отключается механизм внешнего привода, и двигатель переходит на режим работы от тепловой энергии, образующейся в результате сгорания топливовоздушной смеси. Во-вторых, резко возрастают рабочее давление и температура в камере сгорания 10. В третьих, происходит самовоспламенение смеси. В четвертых, процесс сгорания смеси приобретает непрерывный характер с некоторой пульсацией рабочего давления в камере сгорания 10. В пятых, появляется возможность перехода на обедненные смеси и/или другие виды топлива.

Поскольку по химической реакции для полного сгорания топлива в двигателе не хватает воздуха, регулирование его подачи (состава смеси) является, хотя и желательным, но не обязательным. По этой причине управление двигателем осуществляется только изменением величины подачи топлива без регулирования подачи воздуха, хотя вариант с регулируемой подачей воздуха тоже возможен. Как и при пуске двигателя, воздух (смесь), поступающий в компрессор 1 при впуске, сжимаются и нагнетаются компрессором в камеру сгорания 10. Давление конца сжатия, к моменту открытия перепускного клапана 13, должно примерно соответствовать давлению в камере сгорания 10, хотя может и несколько отклоняться от него. После открытия клапана 13 сжатый воздух (смесь) под воздействием собственного давления и поршня 2 поступает в камеру сгорания 10 и сразу же воспламеняется, соответственно повышая давление в ней на некоторую величину в зависимости от наполнения компрессора 1 и его относительного (к камере сгорания 10) объема. На фиг. 1 представлено положение конца сжатия перепуска и начала впуска (ВМТ) в компрессоре 1 и конца расширения и начала выпуска (НМТ) в рабочем цилиндре 5. При последующем повороте вала 4 на 180^о поршень 2 перемещается вниз до НМТ, всасывая новую порцию воздуха (смеси). Одновременно поршень 6 рабочего цилиндра 5 перемещается из НМТ в ВМТ, выталкивая отработавшее рабочее тело через открывающийся выпускной клапан 18 в атмосферу. В положении ВМТ открывается перепускной клапан 14, и рабочее тело под давлением в камере сгорания 10 поступает в рабочий цилиндр 5, воздействуя на поршень 6 и перемещая его к НМТ. Таким образом, за 360^о оборота коленчатого вала 4 совершается полный цикл с разделением тактов впуск-сжатие и расширение-выпуск между компрессором 1 и рабочим цилиндром 5, а также с вынесением процесса сгорания за их пределы. Нарастание давления в камере сгорания 10 при подаче очередного заряда смеси нивелируется соответствующим падением его при подаче очередной порции рабочего тела в рабочий цилиндр 5, поэтому практически при установившемся режиме рабочий процесс протекает с постоянным давлением при незначительной его пульсации.

Основные преимущества предлагаемого двигателя из общего анализа PV диаграммы, представленной на фиг. 2. Для обеспечения возможно более корректного подхода к сравнительной оценке обоих вариантов был принят ряд предварительных условий. Прежде всего, принято условие равенства рабочих объемов цилиндров сравниваемых вариантов, причем в случае предлагаемого двигателя рабочий объем цилиндра является одновременно и его полным объемом.

Поскольку объем камеры сжатия, как части объема цилиндра предлагаемого двигателя, практически равен нулю, а эталонного ДВС при принятой степени сжатия Σ = 9 составляет примерно 11% полного объема цилиндра, последний имеет более короткий ход поршня. Для соблюдения условия равенства рабочих объемов при расчетах диаметр цилиндра эталонного двигателя внутреннего сгорания принят увеличенным на 6% . Наконец, если цикл предлагаемого двигателя совершается в двух цилиндрах (компрессор и рабочий цилиндр), то в случае эталонного ДВС - только в одном цилиндре. Таким образом, при равенстве рабочих объемов компрессора, рабочего цилиндра и цилиндра эталонного ДВС суммарный рабочий (он же полный) объем предлагаемого двигателя будет вдвое превышать рабочий объем эталонного ДВС. Но в первом случае полный цикл совершается за 360^о поворота вала, а во втором - за 720^о. Отсюда, на один цикл предлагаемого двигателя приходится половина цикла эталонного ДВС, что обеспечивает соблюдение принципа равенства условий (объемов).

На представленной PV диаграмме отражены все такты четырехтактного двигателя с той лишь разницей, что в случае эталонного ДВС они относятся к одному цилиндру, а в случае предлагаемого двигателя распределены попарно между компрессором и рабочим цилиндром.

При расчете и построении PV диаграммы приняты следующие исходные параметры и их значения: начальное давление сжатия Р_а = Р_ао = 0,8 кгс/см²; степень сжатия Σ = 30, Σ_o = 9; степень расширения -Σ = 6,7 и 5 (второй вариант); - Σ_o = 9; показатель политропы сжатия n₁ = 1,35; давление сгорания P_Zо = 60 кгс/см², P_Z = 86 кгс/см².

Равенство значений P_a, т. е. . P_a = P_ao принято лишь для соблюдения принципа равенства начальных условий для обоих сравниваемых вариантов. В действительности P_a ≠ P_ao в связи с различием в температурном режиме, наличием остаточных газов у эталонного ДВС и др.

Степень сжатия Σ для предлагаемого двигателя - величина, представляющая собой отношение полного объема компрессора к объему его в точке P_c, т. е. в конце сжатия и начале перепуска. Степень расширения - величина, равная отношению полного объема рабочего цилиндра к объему его в точке P_Z^I, соответствующей концу перепуска рабочего тела из камеры сгорания в рабочий цилиндр и началу процесса расширения в чистом виде. Для эталонного ДВС принята степень расширения - Σ_o = 9. Для предлагаемого двигателя - Σ = 6,7 и - Σ = 5 (второй вариант). Фактически расширение начинается в точке P, при нулевом объеме V = 0, т. е. - Σ = = ∞ .

Для показателя политропы сжатия n₁ в обоих случаях принято среднее значение n₁ = 1,35, типичное для современных ДВС.

Координаты характерных точек PV диаграммы получены расчетным путем на осно- ве приведенных исходных данных, взятых из технической литературы.

Приведенная PV диаграмма носит в основном иллюстративный характер и не претендует на абсолютную точность.

В анализе всего рабочего цикла с учетом приведенных замечаний рассматривается в основном идеальный цикл.

Процесс впуска. Для обоих сравниваемых вариантов этот процесс начинается в ВМТ и ВМТ_о, т. е. по завершении процесса выпуска. Различие состоит в том, что в случае предлагаемого двигателя впуск производится в компрессор, а в случае эталонного ДВС - в тот же цилиндр, в котором совершается весь цикл. Наличие в цилиндре эталонного ДВС камеры сгорания предопределяет и наличие в нем остаточных газов, следствием чего является снижение наполнения его свежей топливовоздушной смесью (или воздухом) и ухудшение состава смеси (воздуха) вследствие примеси негорючих остаточных газов (до 11% ). Несмотря на принятое условие равенства, согласно которому начальное давление впуска P_a принято одинаковым для обоих случаев, т. е. . P_a = P_ao, в действительности наличие остаточных газов значительно повышает его, и, если в случае предлагаемого двигателя впуск начинается при нулевом или близком к нулю давления, то в случае эталонного ДВС давление начала впуска близко к атмосферному или превышает его. Дополнительным фактором, снижающим наполнение цилиндра является более высокая температура его в случае эталонного ДВС. Этот процесс завершается общей для обоих вариантов НМТ и описывается на диаграмме кривыми ВМТ-НМТ и ВМТ_о-НМТ, соответственно, при равных давлениях P_a = = P_ao = 0,8 кгс/см².

Процесс сжатия. Сжатие начинается в общей для обоих вариантов НМТ при давлении P_a = P_ao = 0,8 кгс/см². Он аналогичен для обоих вариантов, однако в деталях имеет весьма существенные различия. В предлагаемом двигателе он происходит в компрессоре и продолжается в чистом виде до точки P_c, абсцисса которой соответствует примерно 2,5-3,5 объема последнего, а ордината - примерно 80 кгс/см². Завершением процесса сжатия является перепуск, описываемый участком P_c-P_Z кривой P_a-P_c-P_Z с абсциссой точки P_Z, равной нулю, и ординатой, равной примерно 86 кгс/см². При этом перепуск по своему характеру аналогичен сжатию, но в отличие от последнего сопровождается противотоком горячего (или горящего) рабочего тела из камеры сгорания в компрессор, однако только в том случае, если давление в точке P_c ниже давления P_Z. При этом противоток носит мгновенный характер, поскольку сразу же наступает выравнивание давлений, т. е. условие P_c = P_Z, после чего противоток прекращается. Если давление P_c ≥ P_Z, противотока не возникает.

В отличие от предлагаемого двигателя в эталонном ДВС процесс сжатия происходит в том же цилиндре, где и весь цикл, причем завершается в чистом виде в точке P_co общей кривой сжатия P_ao-P_co-P_Zo с абсциссой, соответствующей примерно 0,2 полного и 0,1 рабочего объема этого цилиндра. Завершением общего процесса сжатия является смешанный процесс-процесс сгорание-сжатие, описываемый участок P_co-P_Zo общей кривой сжатия. Эти различия оказывают влияние на характеристику процесса и, как следствие, на выходные параметры двигателя. У эталонного ДВС он протекает при более высокой температуре вообще, а на P_co-P_Zo - при резком повышении температуры и давления вследствие воспламенения и сгорания заряда смеси, т. е. при большом противодавлении, а следовательно и большом реактивном моменте, на преодоление которого бесполезно расходуется значительная часть мощности. У предлагаемого двигателя мощность расходуется только на сжатие заряда смеси (воздуха), поскольку даже на небольшом участке P_c-P_Z общей кривой сжатия, т. е. при перепуске, этот дополнительный расход мощности используется на повышение давления в камере сгорания. Более низкая температура процесса позволяет значительно увеличить степень сжатия при использовании топливовоздушной смеси (внешнее смесеобразование). Завершение процесса сжатия (включая перепуск) в точке P_Z с абсциссой, соответствует нулевому объему цилиндра (V = 0) и с ординатой, соответствующей давлению в камере сгорания, полностью снимает проблему остаточных газов, обеспечивает плавный переход от давления конца сжатия к давлению рабочего тела в камере сгорания и максимальное использование заряда смеси (воздуха).

Процесс сгорания смеси. Вынесение процесса сгорания смеси за пределы рабочего пространства предлагаемого двигателя обеспечивает ему ряд преимуществ. Кроме упоминавшихся преимуществ следует добавить, что вследствие подачи свежего заряда в атмосферу уже сгоревших или продолжающих гореть высокотемпературных газов проблемы воспламенения смеси свежего заряда и полноты его сгорания не возникает. В отличие от эталонного ДВС это относится к смесям широкого диапазона как по составу (коэффициенту избытка воздуха α), так и по видам и сортам топлива.

Процесс расширения. Основные различия в характеристиках этого процесса для сравниваемых вариантов обусловлены тем, что в случае предлагаемого двигателя он происходит в отдельном рабочем цилиндре, а в случае эталонного ДВС - в цилиндре общем для всего цикла. Преимущество предлагаемого двигателя состоит в том, что в первом случае расширение начинается с перепуска при нулевой величине объема цилиндра (точка P_Z с абсциссой, соответствующей ВМТ) и продолжается при постоянном давлении до точки P_Z^I (участок P_Z-P_Z^I общей кривой расширения). Постоянство давления на этом участке обеспечивается балансом подачи смеси или воздуха и топлива (при раздельном смесеобразовании) в камеру сгорания 10 (фиг. 1) и расхода рабочего тела при перепуске. Абсолютная величина P_Z = P_Z^I для каждого конкретного режима нагрузка регулируется подачей подобно дизельному процессу. В отличие от эталонного ДВС, здесь на начальной стадии процесса дополнительно используется объем цилиндра, определяемый абсциссой точки P_Z^I. В данном примере он составляет порядка 15% объема цилиндра.

В случае эталонного ДВС расширение начинается в точке P_Zo с абсциссой, соответствующей объему камеры сгорания, т. е. примерно 11% полного объема цилиндра. Следовательно, до 11% объема цилиндра в процессе расширения не участвуют.

В случае предлагаемого двигателя в процессе расширения участвует уже готовое рабочее тело, являющееся продуктом полного или близкого к нему сгорания смеси, поэтому после перепуска (в точке P_Z^I) начинается расширение в чистом виде. Это позволяет посредством соответствующего подбора величины перепуска (длина отрезка P_Z-P_Z^I) устанавливать (при проектировании) глубину расширения, т. е. степень утилизации энергии рабочего тела и таким образом определять соотношение мощность - КПД. При увеличении длины отрезка P_Z-P_Z^I возрастает мощность, при уменьшении - КПД.

Теоретически можно таким образом довести процесс расширения до холодного выпуска, т. е. максимально использовать энергию рабочего тела, поступаясь выходной мощностью, либо довести мощность до максимума, ограничиваемого только величиной противодавления выпуска. На фиг. 2 дополнительно представлен вариант с увеличенной длиной отрезка P_Z-P_Z^I до P_Z-P_Z^II, дающий соответствующий прирост площади фигуры, описывающий работу и, как следствие, увеличение мощности двигателя.

В случае эталонного двигателя внутреннего сгорания подобное дозирование расхода рабочего тела исключено, кроме того, процесс расширения в нем практически представлен тремя сложными процессами-воспламенение-предварительное горение смеси (участок P_co-P_Zo), сгорание смеси (участок P_Zo-P_Zo^I) и расширение-догорание. При этом образование рабочего тела происходит на всех перечисленных этапах и полностью не заканчивается или заканчивается за пределами собственно двигателя в дожигателе, т. е. бесполезно. Процесс расширения обоих сравниваемых вариантов заканчивается в общей для них точке с ординатой P_a = P_ao и абсциссой, соответствующей НМТ.

Процесс выпуска. Описывается на PV диаграмме кривыми, имеющими общее начало с абсциссой НМТ и ординатой P_a = = P_ao и заканчивается в ВМТ и ВМТ_о, соответственно. Однако это справедливо лишь для идеального цикла. В реальном цикле выпуск начинается раньше ВМТ (ВМТ_о) для снижения противодавления продуктов сгорания и, соответственно, более полной очистки цилиндра от продуктов сгорания. Началом выпуска применительно к эталонному ДВС является начало открытия выпускного клапана (точка P_вo), т. е. при давлении порядка 4-8 кгс/см², что влечет за собой значительную потерю энергии и шум, для глушения которого используются глушители шума выпуска, создающие дополнительное сопротивление и дополнительную потерю энергии. Более того, в современных ДВС для снижения токсичности продуктов сгорания используются устройства типа дожигателей, каталитических и термических реакторов, которые, создавая еще большее сопротивление выпуску, требуют для нормальной работы обогащения продуктов сгорания и подачи в выпускной тракт вторичного воздуха. Все это приводит к большим потерям энергии и снижению топливной экономичности, а также потере мощности вследствие значительной величины коэффициента остаточных газов.

В случае предлагаемого двигателя имеется возможность избежать эти недостатки: благодаря полноте сгорания смеси на выпуск поступают экологически чистые продукты сгорания; возможность дозирования подачи рабочего тела в рабочий цилиндр позволяет довести величину P_a до минимума (теоретически ниже атмосферного давления), т. е. исключить необходимость в устройствах гашения шума выпуска; чистый выпуск исключается необходимость в устройствах для нейтрализации токсичных компонент в нем. Все это одновременно повышает экологичность и топливную экономичность двигателя и доводит их до приемлемого оптимума.

Значительная часть этих преимуществ наглядно просматривается при сопоставлении площадей фигур, соответствующих работе сравниваемых вариантов за один цикл одинаковых рабочих объемах цилиндров, если принять объем рабочего цилиндра предлагаемого двигателя за его рабочий объем.

Принцип работы двигателя по вариант II - усовершенствованному варианту 1 (фиг. 3). Основное отличие варианта II от варианта I состоит в разделении общего коленчатого вала 4 (фиг. 1) на два коленчатых вала - 21 (вал компрессора 1) и 28 (вал рабочего цилиндра 5) и выходной вал 23 в сочетании с введением планетарного механизма (дифференциала) 19 (фиг. 3). Введение этих усовершенствований создает принципиально новый эффект.

Пуск холодного двигателя в принципе происходит так же, как в варианте 1, однако имеет ряд отличий, обусловленных его схемой.

Пуск двигателя от внешнего привода (стартера) осуществляется посредством вращения водила (коробки дифференциала) 24. При этом крутящий момент на водиле 24 распределяется между шестернями 20 и 22 вала 21 компрессора 1 и выходного вала 23 в соответствии с внутренним передаточным отношением i_о, представляющим собой отношение диаметра d_кшестерни вала 21 компрессора 1 к диаметру d_b шестерни 22 выходного вала 23 (фиг. 3), т. е. i₀= , и составляющим в данном случае (при d_к = d_в) i_о = 1. Это означает, что при некоторых условиях (например, пуск двигателя стоящего автомобиля с включенной трансмиссией), когда крутящий момент на выходном валу 23 недостаточен для проворачивания последнего, вал 23 можно считать заблокированным (неподвижным). В этом случае вал 21 компрессора 1 будет вращаться с удвоенной частотой по отношению к частоте вращения водила 24 и вала 28 рабочего цилиндра 5, если принять передаточное число для зацепления пары шестерня 27 - зубчатый венец 26 равным 1. Распределение момента соответствует i_о. При этом подача смеси компрессором 1 в камеру сгорания 10 будет осуществляться с удвоенной частотой, что значительно сокращает время пуска и облегчает сам пуск. После воспламенения смеси в камере сгорания 10 резко возрастает давление, что приводит к увеличению реактивного крутящего момента (-М) на валу 21 компрессора 1 и, соответственно, активного момента (М_р) на водиле 24. Одновременно возрастает и момент М (М = -М) на выходном валу 23.

После пуска двигателя, при включении прогрева, горение смеси в камере сгорания 10, как и в случае варианта 1, стабилизируется, т. е. приобретает непрерывный характер. При этом распределение моментов -М и М, как составных частей на водиле 24, остается таким же, как и при пуске. Однако, если при пуске момент на водиле 24 создается внешним устройством (стартером), то при работе двигателя - рабочим цилиндром 5 в результате использования энергии продуктов сгорания смеси. Это меняет характер не только происхождения, но и распределения крутящего момента. Прежде всего, если при пуске момент, подводимый извне расходуется только на преодоление сопротивления вращению валов 21 и 23, то при работе двигателя соответствующая часть момента, создаваемого рабочим цилиндром 5, т. е. момента М_р, расходуется и на создание последнего (привод компрессора 1, обеспечивающего подачу смеси в камеру сгорания). При аналогии с вариантом 1 здесь имеют место и существенные различия. Первое из них состоит в увеличении частоты вращения n_к вала 21 компрессора 1 при пуске. Второе - в саморегулировании соотношения частот вращения n_рводила и n_к - вала компрессора. Третье - в возможности работы двигателя "на себя", т. е. при вращении только вала 21 компрессора 1 и вала 28 рабочего цилиндра 5 при неподвижном выходном вале 23.

По достижении на выходном валу величины момента М, достаточной для привода его во вращение, частота его вращения n становится отличной от нуля, причем по мере ее возрастания снижается величина n_к, а следовательно и момент M_р, развиваемый рабочим цилиндром 5. При снижении величины n_в относительно возрастает величина n_к, что приводит к возрастанию абсолютной величины M_р, а следовательно, и к возрастанию абсолютной величины выходного момента M в соответствии со значением i_о. В конечном итоге величина выходного момента M двигателя в пределах диапазона его изменений, определяемых величиной i_о, становится функцией n. Отсюда, можем записать: M = f (kn^-1i_о), где k - коэффициент соответствия момента M частоте n, зависящий, в частности, от ряда факторов, определяемых экспериментально.

Поскольку процесс изменения величины M в зависимости от n носит непрерывный характер, это приводит к саморегулированию его в соответствующем диапазоне в зависимости от конкретных условий (например, сопротивления движению, в случае автомобиля), и к оптимизации режима работы двигателя. Это означает, что в отличие от эталонного ДВС, этот двигатель автоматически выходит на оптимальный режим (режим максимального момента для любой нагрузки), т. е. режим максимальной утилизации энергии рабочего тела. Более того, при любой величине подачи, т. е. независимо от нее, двигатель развивает момент M, необходимый для преодоления сопротивления движению (в случае автомобиля), вплоть до максимально возможной величины при соответствующей частоте вращения n выходного вала. Он может развить максимально возможный момент даже в режиме холостого хода при соответствующей (минимальной) частоте n.

Можно задать любое значение i_о, n. Если предпочтение отдается мощности, принимается i_o > 1, если экономичности, принимается i_o < 1.

На фиг. 4 семейством кривых представлена зависимость M = f(i_o). По оси абсцисс отложены значения n, а по оси ординат - значения M в процентах к величине его, принятой за 100% при i_o = 0,5.

Все пять представленных кривых имеют аналогичный характер и типичные точки перегиба n₁, n₂, n₃, n₄, n₅, соответствующие началу резкого снижения величины M и n, обусловленного исчерпанием запаса M на преодоление внутреннего сопротивления в двигателе.

Функция M = f(i_o), представленная на графике, показывает прямую зависимость M и, соответственно, мощности от i_о. Так, увеличение i_о в 2 раза (от i_o = 0,5 до i_о = 1) дает соответствующее (до 200% ) увеличение M. При увеличении M вследствие увеличения i_о возрастает и общий расход топлива.

При анализе графика возникает, на первый взгляд, представление о его несоответствии обратной зависимости M от n. Так, кривая i_о = 1,2, соответствующая максимальному (для данного примера) значению M = 240% , имеет абсциссу конечной точки порядка n = 11600 мин^-1. Однако эта зависимость справедлива лишь для каждой конкретной величины i_о. В пределах той же кривой увеличение n от 0 до 11600 мин^-1 дает снижение M от 340 до 0% . Кривая i_о = = 0,3 дает снижение M от 60 до 0% .

Что касается прямой зависимости n от M, представленной на графике, то она объясняется тем, что больший начальный момент (при нулевом значении n) обеспечивает и больший конечный момент, что приводит к продлению соответствующей кривой. Однако в пределах каждой отдельно взятой кривой эта обратная зависимость сохраняется. Величина i_оопределяет коэффициент преобразования крутящего момента.

Технически значение i_о ≠ 1 достигается применением устройства типа планетарных механизмов, позволяющих разделять частоту вращения на входе на две различные частоты на выходе. В данном случае предлагается использовать для этой цели дифференциал, как частный случай планетарного механизма.

Как видно на принципиальной схеме этого устройства, приведенной на фиг. 5, оно представляет собой дифференциал с коническими шестернями 20 коленчатого вала 21 компрессора и 22 выходного вала 23. Шестерни различны по диаметру, что дает i_о ≠ 1. В данном случае d₂₀ > d₂₃, поэтому i_о > 1. Замена шестерни 20 и 22 местами позволяет получить обратную величины i_о, т. е. i_о < 1. Шестерни находятся в зацеплении с сателлитами 25' и 25, соответственно. При вращении водила 24 вокруг собственной оси сателлиты 25^I и 25, жестко посаженные на один общий вал, установленный в подшипниках водила 24, будут распределять момент на водиле 24 между шестернями 20 и 22 в прямой зависимости от их диаметров.

Вариант III - РПД с планетарным механизмом (фиг. 6) представляет собой роторно-поршневой эквивалент вариантов II и 1, как более простого технического решения, отличающегося от варианта II отсутствием планетарного механизма. Как показано на фиг. 6, вариант III включает в себя все основные элементы варианта II, а также несколько дополнительных механизмов и устройств.

Вращение при пуске стартером (на фиг. 6 не показан) водила 26 планетарного механизма (или дифференциала) 8 передается через сателлиты солнечной шестерне 17 и связанному жестко с ней валу 9, который передает его на вход расположенного в отсеке 1 регулирующего механизма 7 компрессора 2, где оно преобразуется из равномерного вращения вала 9 во вращение коаксиальных валов 18 и 19 с синусоидальным изменением угловых скоростей в противофазе. Это приводит к изменению объемов, заключенных между лопастями 21 и 20, жестко закрепленными на валах 18 и 19, соответственно. Поскольку лопасти 20 и 21 делят внутреннее пространство компрессора 2 на две части, образуя два взаимно изменяющихся угла, уменьшение одного из них влечет за собой соответствующее увеличение другого, и наоборот. В компрессоре 2 одновременно происходят 2 процесса. В той части камеры, где угол, а следовательно и объем между лопастями 18 и 19 увеличивается, происходит всасывание (впуск) воздуха (или топливовоздушной смеси) через впускной трубопровод 13 с дроссельной или воздушной заслонкой. В части компрессора 2 с уменьшающимся объемом происходит сжатие, начинающееся с момента перекрытия впускного окна телом одной из лопастей (20 или 21), вращающейся с меньшей скоростью, и завершающееся к началу перепуска, т. е. в точке P_c - на PV диаграмме (фиг. 2). При перепуске воздух (или топливовоздушная смесь) нагнетается в камеру сгорания 3 через перепускное окно в торцевой стенке между компрессором 2 и камерой сгорания 3. В камере сгорания 3 воздух перемешивается с топливом, подаваемым через форсунку 15 (в случае раздельного смесеобразования), и полученная (или готовая) смесь поджигается свечой 16.

Параллельно вращение водила 26 через жестко связанный с ним полый вал 11 и систему шестерни передается на вход регулирующего механизма 5 рабочей камеры 4, где из равномерного вращения вала 11 преобразуется на выходе во вращение коаксиальных полых валов 24 и 25 с закрепленными на них лопастями 22 и 23 с синусоидальным изменением угловых скоростей в противофазе. Как и в случае компрессора 2, это приводит к изменению углов, а следовательно и объемов рабочей камеры 4, заключенных между лопастями 22 и 23, что создает необходимые условия для процессов расширения и выпуска, которые совершаются одновременно с процессами впуска и сжатия в компрессоре 2. Наличие планетарного механизма 8 создает необходимые условия для вращения валов 9 и 11 с различными частотами n_к и n_р в соответствии с распределением моментов, однако это проявляется лишь в продолжительности процессов и не исключает одновременности их протекания. Подача воздуха (смеси) компрессором 2 в камеру сгорания 3 сопровождается одновременным выходом из нее этого воздуха (смеси) в рабочую камеру 4 через перепускное окно в стенке между камерой сгорания 3 и рабочей камерой 4, а затем при такте выпуска в рабочей камере 4 - через выпускной трубопровод 14 в атмосферу. Как и в случае вариантов I и II, давление смеси в камере сгорания 3 возрастает вследствие разности в подаче и выпуске ее.

После воспламенения смеси в камере сгорания 3 от свечи 16 и прогрева камеры сгорания 3 начинается процесс непрерывного горения при самовоспламенении смеси, а стартер и подача энергии на свечу зажигания 16 отключаются.

При пуске основания функция камеры сгорания 3 сводится к накоплению смеси или образованию и накоплению ее, т. е. носит подготовительный характер, то после воспламенения смеси и начала работы двигателя камера сгорания 3 дополнительно приобретает функции сжигания смеси и образования рабочего тела, т. е. функции топки и котла. Сочетание ее с компрессором 2, выступающим в роли своеобразного инжектора, образует своеобразный генератор рабочего тела, создающего рабочее давление.

До начала работы двигателя рабочая камера 4 выступает в роли откачивающего насоса, перекачивающего смесь из камеры сгорания в атмосферу. После воспламенения смеси и начала ее устойчивого горения рабочая камера 4 превращается в собственно двигатель, работающий под давлением рабочего тела и создающий соответствующий крутящий момент.

Пуск двигателя рассматривался применительно к неподвижному выходному валу 12, связанному с третьим элементом планетарного механизма 8, т. е. короной. После пуска и начала работы двигателя вал 12 остается неподвижным до достижения крутящим моментом M величины, необходимой для привода его во вращение, после чего относительная частота вращения n вала 12 (относительно вала 9 компрессора 2) начинает возрастать, а частота вала 9 - снижается, что приводит к соответствующему снижению величины M. Необходимо отметить, что речь идет лишь об относительном, а не абсолютном снижении и увеличении соответствующих частот вращения и момента M. Абсолютно они могут возрастать.

На фиг. 7 представлены техническое решение компрессорной камеры 2 и принципиальные схемы компрессорной 2 и рабочей 4 камер двигателя (фиг. 6). Поскольку обе камеры имеют в целом аналогичную конструкцию и различаются в основном лишь направлением потоков и характером газов, циркулирующих в них, достаточно ограничиться описанием технического решения одной из них, например компрессорной (компрессора) 2, а различия показать на принципиальных схемах. Техническое решение камеры представлено в простейшем, двухлопастном (с одной парой лопастей) варианте (фиг. 7а).

Вращение вала 9 (см. также фиг. 6), преобразуемое регулирующим механизмом (фиг. 8) во вращение валов 18 и 19, а следовательно и лопастей 21 и 20, соответственно, с взаимно (в противофазе) изменяющимися угловыми скоростями приводит к изменению углов, а следовательно и двух частей объема камеры 2, заключенных между лопастями. Сумма углов, на которые поворачиваются валы 18 и 19 (α₁₈ и α₁₉), а следовательно и лопасти 21 и 20 составляет α₁₈+α₁₉= α₉ = const, где α₉ - угол поворота вала 9. Поскольку в данном случае диапазон изменений α₉ находится в пределах 0^о < α₉ < 360^о, а α₁₉ -0^о< α₁₉ < (360^о - -α₁₈). На протяжении следующего цикла диапазоны изменений α₁₈ и α₁₉ взаимно меняются, а лопасти 20 и 21 взаимно меняются местами. Лопасти 20 и 21 имеют форму секторов, т. е. занимают своим телом какую-то часть внутреннего объема камеры 2, поэтому α₁₈ и α₁₉ представляют собой углы поворота биссектрис этих секторов. Теоретически лопасти 20 и 21 могут иметь любую толщину (угол образующих их секторов), но при условиях равенства этих углов, а также, что их суммарный угол не должен превышать 180^о. Уменьшение углов секторов лопастей соответственно увеличивает свободное пространство камеры, т. е. ее рабочий объем. Однако здесь возникают два ограничивающих фактора. Первый из них обусловлен прочностными ограничениями, поскольку уменьшение угла сектора лопасти влечет за собой уменьшение толщины, а следовательно и прочности ее у основания. Второй связан с фазами газораспределения, поскольку тело лопастей используется для перекрытия впускного 35 и перепускного 36 окон, а следовательно размеры его должны согласовываться с размерами и формой окон. В рассматриваемом случае принята максимально возможная толщина лопастей, т. е. 90^о, что в случае составляет 180^о. Отсюда, за цикл углы поворота валов составляют α₉ = 360^о, α₁₉ = 270^о, α₁₈ = 90^о. При каждом последующем цикле значения α₁₉ и α₁₈ взаимно меняются.

На схеме (фиг. 7) представлено 3 положения цикла, соответствующие различным его стадиям (значениям α₉). Положение I соответствует ВМТ, т. е. α₉= α₁₈= α₁₉ = 0^о. При этом мгновенные угловые скорости ω валов 18 и 19 равны (ω₁₈= ω₁₉), лопасти 20 и 21 сведены до предела, положение лопасти 20 соответствует моменту начала открытия впускного окна 35, а лопасть 18 полностью закрывает перепускное окно 36.

При повороте вала 9 по часовой стрелке на некоторый угол валы 18 и 19 поворачиваются в том же направлении, однако вал 19 с ускорением, а вал 18 с замедлением. Это влечет за собой увеличение разрыва (угла) между лопастями и, как следствие, увеличение объема внутреннего пространства камеры, заключенного между ними. Одновременно лопасть 20 начинает открывать впускное окно 35, а лопасть 18 - закрывать его, но медленнее, а также продолжает закрывать перепускное окно 36. В результате образующегося разрежения в пространстве между лопастями 18 и 19, через окно 35 происходит впуск воздуха (смеси). В положении II (α₉= 180^о, α₁₉ = 135^о, α₁₈ = 45^о), соответствующем половине цикла, впускное окно 35 полностью открыто лопастью 20, но закрыто наполовину лопастью 21, которая продолжает закрывать и перепускное окно 36. Это положение соответствует также максимуму ω₁₉ и минимуму ω₁₈. При дальнейшем увеличении α₉ разность между угловыми скоростями ω₁₉ и ω₁₈возрастает, что приводит к еще большему увеличению угла, а следовательно и объема пространства между лопастями, т. е. к увеличению поступления массы воздуха (смеси) в камеру. При этом перепускное окно 36 продолжает оставляться закрытым лопастью 21. В положении III (α₉ = 351^о, α₁₉ = 265^о, α₁₈ = 86^о) процесс впуска в чистом виде заканчивается. Доворот вала 9 до полного оборота (α = = 360^о) сопровождается увеличением α₁₉ и α₁₈ до максимума, т. е. до α₁₉ = 270^о и α₁₈ = 90^о, что соответствует максимуму разрыва между лопастями 21 и 20, эквивалентному рабочему (он же полный) объему камеры. При этом вся система приходит в исходное положение с той лишь разницей, что места и поведение валов 18 и 19 лопастей 21 и 20 взаимно меняются и начинается следующий цикл.

Одновременно во второй части, объем которой на протяжении цикла адекватно уменьшается от максимума при α₉ = 0^о до нуля при α₉ = 360^о, происходит процесс сжатия, завершающийся перепуском. Начало перепуска соответствует началу открытия лопастью 20 впускного окна. Почти на всем протяжении сжатие происходит при закрытых впускном 35 и перепускном 36 окнах и только в конце, за несколько градусов до ВМТ (положение III), лопасть 21 своей задней кромкой начинает открывать перепускное окно 36, что соответствует началу перепуска, заканчивающегося в ВМТ (положение 1). По завершении цикла (α₉ = 360^о) плоскости поверхностей лопастей полностью (или практически полностью) смыкаются, что приводит к полному вытеснению в камеру сгорания воздуха (смеси), заключенного между лопастями, и, как следствие, дает максимальное использование рабочего объема компрессора и снимает проблему остаточных газов.

Опираясь на техническое решение компрессора 2, можно для описания рабочей камеры 4 (фиг. 6) ограничится рассмотрением ее принципиальной схемы применительно, как и в случае компрессора 2, к тем основным положениям, приведенным на фиг. 7 в. Рабочая камера 4 предназначена для тактов расширения и выпуска, совершающихся одновременно.

Положение 1 (ВМТ) - момент начала перепуска в распирающейся части и выпуска в сужающейся части камеры 4 (фиг. 6). Лопасть 22 начинает открывать перепускное окно 37 в перегородке между камерой сгорания 3 и рабочей камерой 4, а лопасть 23 - выпускное окно 38 в цилиндрической стенке корпуса камеры 4. Угловые скорости ω валов 24 и 25, а следовательно и лопастей 22 и 23 равны, т. е. ω₂₄= ω₂₅, однако с этого момента вал 24 с лопастью 22 начинает поворачиваться с ускорением, а вал 25 с лопастью 23 - с замедлением, что приводит к появлению и увеличению разрыва (угла) между поверхностями этих лопастей.

При повороте системы рабочее тело через открывающееся окно 37 поcтупает под давлением из камеры cгорания 3 в увеличивающееcя пространство между лопастями 22 и 23 и, воздействуя на них, приводит во вращение валы 24 и 25, которое преобразуется регулирующим механизмом 5 во вращение общего вала 9, распределяемое планетарным механизмом 8 между компрессором 2 и выходным валом 12. Давление рабочего тела действует на лопасти в противоположных направлениях, как бы раздвигая их. Однако в связи с соответствующим распределением регулирующим механизмом 5 момента между валами активный момент на валу 24 превышает реактивный момент на валу 25, что приводит к вращению обоих валов в одном направлении. Одновременно через открывающуюся лопастью 23 часть выпускного окна 38 из сужающейся части камеры 4 происходит выпуск отработавшего за предыдущий цикл рабочего тела.

Положение II соответствует моменту полного перекрытия перепускного окна 37 лопастью 23, т. е. завершению перепуска и началу расширения в чистом виде при продолжающемся выпуске отработавшего рабочего тела через открытую часть выпускного окна 38. Перепуск заканчивается при угле разрыва между смежными поверхностями лопастей 22 и 23, равном 22,5^о, что соответствует абсциссе точки P_Z^I на PV диаграмме (фиг. 2) или 12,5% объема камеры 4 (фиг. 6).

Изменение (при проектировании) размера перепускного окна 37 (угла сектора окна) позволяет менять дозу рабочего тела, поступающего в камеру 4, следовательно, увеличивать или уменьшать работу, совершаемую двигателем и мощность, развиваемую им. Увеличение работы (повышение мощности) приводит к повышенному расходу рабочего тела, для компенсации которого требуется увеличение подачи смеси (или топлива и воздуха) в камеру сгорания 3, что достигается, в частности, увеличением количества циклов компрессора 2 на один цикл рабочей камеры 4. При дальнейшем повороте вала 9, а следовательно и валов 24 и 25 процесс чистого расширения, сопровождающийся выпуском, продолжается.

В положении III (α₉ 350^о, α₂₂ 262^о, α₂₃ 87^о) наступает завершающая стадия расширения и выпуска, после чего система приходит в положение (α₉ = 360^o, α₂₂ = 270^о, α₂₃ = 90^о), соответствующее концу цикла и началу следующего цикла. Оно аналогично положению 1, за исключением взаимозамененных мест лопастей 22 и 23.

Поскольку принцип действия компрессора 2 и рабочей камеры 4 аналогичны, достаточно остановиться на более детальном рассмотрении технического решения камеры, базируясь на частично рассмотренном компрессорном варианте (фиг. 7а). Обозначения деталей варианта рабочей камеры также даны в соответствии с фиг. 6, но в скобках. Техническое решение камеры наглядно просматривается на фиг. 7а. Это техническое решение дано применительно к простейшему, двухлопастному варианту (с одной парой лопастей).

Принцип действия механизма основан на изменении размера (длины) подвижного радиуса r₁ (переменной длины), сопряженного с радиусом r (постоянной длины) при вращении обоих радиусов вокруг своих О₁ и О центров, разнесенных на величину а (фиг. 8б). Отношение длины радиусов r и r₁ дает обратную зависимость их угловых скоростей. Принимая r = const, можем получить угловую скорость ω₁ (радиуса r₁) относительно угловой скорости радиуса r, т. е. величину 1/r₁. В развернутом виде эта зависимость может быть представлена, как ω₁= или в упорядоченном виде ω₁= .

Таким образом, если вращать радиус r вокруг центра О, то это повлечет за собой вращение связанного с ним радиуса r₁ вокруг своего центра О₁. При этом каждому положению r по углу поворота α соответствует определенное положение r₁ с углом α₁ . Как видно на схеме, при возрастаниях α в диапазоне 0^о ≅α≅ 180^о радиус r₁ возрастает от r_1min = r - а до r_1max = r + a. В диапазоне 180^о ≅α≅ 360^о величина r₁ убывает в обратной зависимости. Это приводит к соответствующему уменьшению его угловой скорости ω₁ в диапазоне 0^о-180^о и возрастанию ее в диапазоне 180^о-360^о по α.

В данном случае приведено описание взаимодействия двух радиусов, r и r₁. Однако, если продлить радиус r до диаметра и связать его аналогичным образом с радиусом r₂, вращающимся вокруг того же центра О₁, угловая скорость ω₂ радиуса r₂ будет меняться в противофазе относительно ω₁. Этот принцип положен в основу технического решения, представленного на фиг. 8а.

При вращении вала 9, а следовательно и шестерни 28 и находящейся с ней в зацеплении шестерни 29, приводится во вращение вал 31 с шестерней 32, находящейся в зацеплении с шестерней 33 и сидящей на одном валу 37 с колесом 39. Шестерня 33 с пальцем 34 и колесо 39 с пальцем 40, выполняя роль кривошипов, работающих в противофазе и задающих сопряженным с ними шестернями 36 и 42 с радиальными пазами вращение с взаимно изменяющимися в противофазе по синусоиде угловыми скоростями. Это вращение передается валом 18 и 19 через шестерни 43 и 44 этих валов, находящиеся в зацеплении с шестернями 36 и 42, соответственно.

Таким образом, рассмотренный регулирующий механизм позволяет преобразовывать вращение вала 9 двигателя с постоянной угловой скоростью ω во вращение валов камеры с угловыми скоростями ω₁ и ω₂, изменяющимися в противофазе. Наличие в двигателе двух механизмов 5 и 7, т. е. для рабочей камеры 4 и компрессора 2, в сочетании с планетарным механизмом 8 (фиг. 6) позволяет получать также различные частоты вращения валов компрессора 2 и рабочей камеры 4, т. е. возможность саморегулирования крутящего момента и, соответственно, мощности двигателя.

Характер этих изменений показан графически на фиг. 9. Как показано на фиг. 9, в простейшем варианте (m = 1), т. е. с одной парой лопастей, за один оборот вала 9, (α = = 360^о), совершается один цикл соответствующей продолжительности (360^о). При этом α= α₁+α₂ = const, ω = const, а ω₁ и ω₂ изменяются по величине от ω₁= ω₂ при α= α₁= α₂ = 0 до ω₁ = max, ω₂ = min при α = = 180^о, α₁ = 135^о, α₂ = 45^о и снова до ω₁= ω₂ при α = 360^o, α₁ = 270^о и α₂ = 90. Таким образом, за 360^осовершается один цикл. В случае m = 2, т. е. при двух парах лопастей создаются условия для двух циклов за 360^о или для одного цикла за каждые 180^o (α = = 180^o, 360^о; α₁ = 135^о, 180^о; α₂= 45^о, 180^о).

Аналогично при m = 3 за один оборот (360^о) вала 9 три цикла по 120^ои т. д.

В общем виде продолжительность одного цикла в углах поворота α вала 9 можно представить в виде зависимости α = , где m - количество пар лопаток. Однако, помимо количества (пар) лопаток необходимо обеспечить выбор соответствующих значений α₁, α₂ = f(α). Технически же это достигается выбором соответствующих передаточных отношений пар шестерен 36-43 и 42-44 (фиг. 8).

Работа регулирующего механизма показана применительно к компрессору, однако принципиально он применим и к рабочей камере.

Примером частичного аналога можно считать роторно-лопастной двигатель внутреннего сгорания, представленный на фиг. 10. Принцип действия этого двигателя рассматривается применительно к шести положениям, занимаемым им в ходе рабочего цикла. В исходном положении 1 пара лопастей А-А, поворачиваясь с минимальной угловой скоростью, разделяет впускное и выпускное окна 12 и 13. Пара лопастей В-В начинает движение (вращение) с ускорением в направлении, указанном стрелкой. При этом образуется камера 1, в которую засасывается рабочая смесь.

В положении 2 пара лопастей А-А перемещается на незначительный угол, а пара лопастей В-В занимает положение, где она достигает максимальной скорости.

В положении 3 лопасть пары А-А, двигаясь медленно, закрывает впускное отверстие 12 и с этого момента пара начинает движение (вращение) с ускорением, сжимая рабочую смесь в зоне 1.

В положении 4 пара лопастей А-А смыкается с лопастями В-В, сжимая рабочую смесь, которая подается под свечу зажигания 14. Происходит зажигание (воспламенение) рабочей смеси.

В положении 5 в зоне III происходит процесс сгорания рабочего тела, для чего требуется соответствующее время. Лопасти А-А и В-В перемещаются из положения 5 в положение 6.

В положении 6 пара лопастей А-А занимает положение "мертвой точки" механизма преобразования движения. С этого положения под воздействием маховика и давления газа (зона III) в зоне III начинается такт расширения. Одновременно в зоне I происходит такт впуска, в зоне II - такт сжатия, а в зоне IV - выпуск отработавших газов.

Таким образом, в двигателе совершается полный цикл 4-тактного ДВС при одновременном протекании всех четырех тактов, что является безусловным достоинством этого изображения. Более того, двигатель совершает 4 рабочих хода за один оборот выходного вала.

Были рассмотрены варианты предлагаемого двигателя в исполнении ДПС, т. е. двигателя полувнешнего сгорания. Однако, как было отмечено, каждый из этих вариантов может иметь эквиваленты или подварианты в исполнении двигателя внешнего сгорания, принципиально аналогичные двигателю Стирлинга.

Использование ДПС в качестве базы для создания вариантов двигателя внешнего сгорания дает возможность для применения в качестве рабочего тела атмосферного воздуха (открытая система), и водорода или гелия (закрытая система). Кроме того, выбор варианта с поступательным движением поршней или варианта РПД оказывает прямое влияние на техническое решение нагревательной камеры. В этой связи рассматриваются две группы вариантов двигателя внешнего сгорания - группа с поступательным движением поршней (варианты V и VI) и группа РПД (варианты VII и VIII), причем как с открытой, так и закрытой системами.

Как показано на фиг. 11а (вариант V) в компрессор 1 из атмосферы поступает холодный воздух, нагнетаемый затем в нагревательную камеру 2. Одновременно из камеры сгорания 3 к нагревательной камере 2 поступают горячие продукты сгорания топливовоздушной смеси, омывающие камеру сгорания и отводимые в атмосферу. При нагреве воздуха в нагревательной камере по мере повышения его температуры возрастает и давление. Нагретый воздух под давлением поступает из нагревательной камеры 2 в рабочий цилиндр 4, где используется как рабочее тело. Из рабочего цилиндра 4 отработанный воздух поступает в камеру сгорания 3, где образует с топливом топливовоздушную смесь, сжигаемую для нагрева воздуха нагревательной камере 2.

В варианте VI, представленном на фиг. 11б, вместо воздуха в качестве рабочего тела используются гелий или водород, что предопределяет использование закрытой системы и, как следствие, охладителя 5 отработанного газа, причем забор воздуха извне производится только для образования топливовоздушной смеси в камере сгорания 3. При такой схеме в компрессор 1 поступает вместо воздуха охлажденный газ (гелий, водород), нагнетаемый затем в нагревательную камеру 2. Нагретый продуктами сгорания топливовоздушной смеси в камере сгорания 3 газ под давлением выходит из нагревательной камеры 2 в рабочий цилиндр 4, где производит работу. После отдачи значительной части тепловой энергии отработанный газ (рабочее тело) отводится из рабочего цилиндра 4 в охладитель 5, где охлаждается и вновь поступает в компрессор, после чего цикл повторяется. Подача воздуха в камеру сгорания 3 происходит независимо от системы циркуляции рабочего тела.

Варианты V (фиг. 11а) и VI (фиг. 11б) представляют собой версии с поступательным движением поршней с открытой и закрытой системами, соответственно.

Варианты VII (фиг. 11в) и VIII (фиг. 11г) представляют собой РПД эквиваленты соответственно вариантов V (фиг. а) и VI (фиг. б).

Формула изобретения

1. ДВИГАТЕЛЬ, содержащий компрессор с впускным элементом, внешнюю камеру сгорания, соединенную с компрессором через первый перепускной элемент и имеющую источник воспламенения, выполненный с возможностью отключения во время работы, расширитель с выпускным элементом, сообщенный с камерой сгорания через второй перепускной элемент, и рабочие органы, размещенные в компрессоре и расширителе и кинематически связанные с выходным валом, причем компрессор, камера сгорания и расширитель снабжены индивидуальными системами охлаждения, а камера сгорания выполнена объемом, превышающим объем компрессора, отличающийся тем, что кинематическая связь рабочих органов с выходным валом выполнена в виде планетарного механизма с двумя коническими шестернями, двумя сателлитами и водилом с зубчатым венцом, причем рабочий орган компрессора соединен с одной из конических шестерней, выходной вал - с другой конической шестерней, а рабочий орган расширителя - с зубчатым венцом водила.

2. Двигатель по п. 1, отличающийся тем, что каждый рабочий орган выполнен в виде по меньшей мере одной пары лопастей.

3. Двигатель по пп. 1 и 2, отличающийся тем, что каждая лопасть выполнена с пазами по ее периметру и снабжена Г-образными пластинчатыми уплотнениями, расположенными в пазах.

4. Двигатель по пп. 1 - 3, отличающийся тем, что каждая лопасть выполнена с внутренней полостью, заполненной циркулирующей жидкостью.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4, Рисунок 5, Рисунок 6, Рисунок 7, Рисунок 8, Рисунок 9, Рисунок 10, Рисунок 11