ПОРШНЕВОЙ ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С ПЕРЕМЕННОЙ СТЕПЕНЬЮ СЖАТИЯ И ЭФФЕКТИВНЫМ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИМ ЦИКЛОМ

Известен поршневой двигатель внутреннего сгорания (DBC) с переменной степенью сжатия (патент DE 4312954AL, 27.10.1994). Шатун 3 этого DBC (Фиг.1) одним концом свободно посажен на ось кривошипа 1 коленчатого вала. Другой конец шатуна 3 шарнирно, общей осью, соединен с двумя дополнительными звеньями 2, 4. Звено 2 посажено на поршневой палец. Звено 4 свободно посажено на эксцентрик, соответственно кривошип, расположенный на корпусе.
Поворот эксцентрика, соответственно кривошипа, изменяет степень сжатия.
Недостатки: Большие силы инерции второго порядка. Повышенная скорость движения поршня в области верхней мертвой точки (ВМТ) соответственно пониженная в области нижней мертвой точки (НМТ), что уменьшает долю V-const в термодинамическом цикле, тем самым уменьшая его эффективность.
Наличие силы давления поршня на стенки цилиндра в области ВМТ, при уменьшении степени сжатия, от сил давления газов на поршень, где эти силы достигают максимальных величин, что повышает износ поршня, стенок цилиндра, механические потери.
Задача данной полезной модели - разработка кинематики DBC, обеспечивающей: минимизацию сил инерции, отсутствие давления поршня на стенки цилиндра от действия сил давления газов на поршень при повороте коленчатого вала, возможность изменения степени сжатия, более эффективный термодинамический цикл.
Техническим результатом является уменьшение износа поршня, износа стенок цилиндра и уменьшение механических потерь.
Технический результат достигается за счет того, что поршневой двигатель внутреннего сгорания, согласно заявленной полезной модели, содержит поршень, размещенный в цилиндре, шарнирно соединенный посредством поршневого пальца с двумя звеньями, соединенными шарнирно с дополнительными звеньями и шатунами, при этом дополнительные звенья свободно посажены на оси эксцентриков, вторые оси которых расположены на корпусе, а шатуны, шарнирно соединенные с концами двуплечего рычага, свободно посаженного на кривошип коленчатого вала, расположены диагонально и пересекаются в различных плоскостях.
Кроме того, вторые оси эксцентриков, соответственно кривошипов, с целью управления ходом поршня, свободно посажены на дополнительные эксцентрики, соответственно кривошипы, вторые оси которых расположены на корпусе.
Сущность полезной модели: два механизма по Фиг.1 включены в кинематическую схему симметрично, шатуны расположены диагонально, пересекаются в разных плоскостях и шарнирно соединены с концами двуплечего рычага, который свободно посажен на кривошип коленчатого вала.
На Фиг.2 - устройство механизма
На Фиг.3 - работа механизма
На Фиг.4 - изменение степени сжатия
На Фиг.5 - основные варианты механизма
На Фиг.6 - графики движения поршня, соответствующие основным вариантам механизма.
В корпусе 1 (Фиг.2) находится цилиндр 2, в котором размещен поршень 3, который посредством поршневого пальца 4 шарнирно соединен с двумя звеньями 5, 6. Эти звенья шарнирно соединены с дополнительными звеньями 7, 8 и шатунами 9, 10. Дополнительные звенья 7, 8 свободно посажены на оси эксцентриков 11, 12 вторые оси которых 13, 14 расположены на корпусе 1.
Шатуны 9, 10 расположены диагонально, пересекаются в разных плоскостях, шарнирно соединены с концами двуплечего рычага 15, который свободно посажен на кривошип коленчатого вала 16.
Кинематический и динамический анализы этого механизма позволяют сделать следующие выводы:
1. Дополнительные шарнирные соединения в цепи кривошип - поршневой палец не вносят существенных механических потерь.
2. При правильно спроектированном механизме суммарное увеличение зазоров в шарнирах механизма от износа будет соответствовать принятым стандартам, так как максимальные значения сил действуют на шарниры попеременно и достаточно равномерно распределены на все шарниры.
3. Отсутствие сил давления поршня на стенки цилиндра от действия сил давления газов на поршень при повороте коленчатого вала (передача этих сил на шарниры звеньев 7, 8 Фиг.2) значительно уменьшает механические потери, износ поршня, стенок цилиндра.
4. Значительная часть сил давления газов на поршень в области ВМТ, где эти силы максимальны, воспринимается дополнительными звеньями 7, 8 Фиг.2, что значительно уменьшает нагрузку на ось кривошипа и коленчатый вал.
5. Силы инерции механизма, прижимающие поршень к стенкам цилиндра, основное действие оказывают в области ВМТ и НМТ (примерно ±10% от хода поршня, в зависимости от исполнения), где скорость движения поршня минимальна.
6. Фиг.5а, 6а: График движения поршня максимально приближен к синусоиде. Силы инерции второго порядка при этом минимальны.
7. Длина шатуна в обычном, распространенном кривошипно-шатунном механизме DBC имеет конечную величину, что вносит в работу этого механизма силы инерции второго порядка. При этом скорость движения поршня в области ВМТ выше, чем в области НМТ, что уменьшает долю V-const в термодинамическом цикле и соответственно его эффективность.
Силы инерции второго порядка предлагаемого механизма по Фиг.5b, 6b равны аналогичным силам в кривошипно-шатунном механизме с отношением радиуса кривошипа к длине шатуна λ=0,285 но скорость движения поршня предлагаемого механизма в области ВМТ ниже, чем в области НМТ, что увеличивает долю V-const в термодинамическом цикле, тем самым повышает его эффективность. При этом расстояние между осью кривошипа и осью поршневого пальца может быть
несколько меньше, чем в обычном, распространенном кривошипно-шатунном механизме DBC.
1
2
1
2
1
2
+
+
8. При большем увеличении расстояния между точками О , O  и длины звеньев n, n из и m, m по Фиг.5b скорость поршня в области ВМТ может быть понижена более существенно. Увеличение при этом сил инерции второго порядка может быть компенсировано незначительным понижением частоты вращения коленчатого вала. При этом доля V-const в термодинамическом цикле и соответственно его эффективность, возрастет более существенно, что может компенсировать потерю мощности от понижения частоты вращения коленчатого вала и даже увеличить ее при меньшем удельном расходе топлива и меньшей токсичности отработанных газов.
9. Фиг.5с, 6с - увеличение хода поршня.
Фиг.5d, 6d - уменьшение хода поршня.
10. Положительное влияние изменения степени сжатия на работу DBC общеизвестно и здесь не приводится, но при комбинации с остальными возможностями механизма может быть более существенным.
Пропорции рассмотренного механизма соответствуют пропорциям Фиг.5 а.
1
2
3
1
2
Величины R, R=R; l=l - постоянны во всех вариантах Фиг.5.
1
2
1
2
1
2
Величины n=n, m=m, O, O- переменны.