ДВУХПОРШНЕВОЙ ДВИГАТЕЛЬ
TWO-PISTON ENGINE

Относится к машиностроению, а именно к двигателям внутреннего сгорания.
На сегодняшний день предложено огромное разнообразие конструкций двигателей внутреннего сгорания с различным исполнением образующих расширительную камеру рабочих органов. Из них можно вычленить небольшую группу, отличающуюся встречным расположением двух поршней в одном цилиндре. Основное преимущество таких моторов состоит в увеличении удельной мощности и снижении вибраций за счет противофазного движения поршней [1]. Однако неизбежное усложнение конструкции не компенсируется получаемыми выгодами.
Есть примеры неординарного подхода в данном направлении, где с целью упрощения газораспределения движение поршней осуществляется по сложному закону, задаваемому их сопряжением с коленчатым валом через промежуточные элементы [2]. Существенным недостатком такого технического решения являются повышенные требования к прочности упомянутых промежуточных элементов, испытывающих ударные нагрузки от поршня.
Задачей предлагаемого изобретения была разработка предельно простого двигателя внутреннего сгорания с парным размещением поршней в цилиндрах без принудительной системы газораспределения.
В качестве прототипа был взят простейший бесклапанный двигатель с расположением двух поршней в одном цилиндре [3].
Суть изобретения проиллюстрирована на фиг.1, где показаны разные стадии работы двигателя, а снизу обозначены основные элементы. Свеча зажигания 1 пропущена сквозь стенку корпуса 2 до цилиндрической полости, с торцов которой вставлены поршни 3 и 4, шарнирно соединенные с шатунами 5 и 6, у которых через отверстия на концах проходят коленчатые валы 7 и 8, связанные между собой механической передачей (не показано), позволяющей поршням 3 и 4 двигаться только в одинаковом направлении: оба вправо или оба влево. В корпусе имеются впускные и выпускные окна, соответственно соединяющие указанную полость через обратный клапан 9 с каналом подачи горючей смеси 10 и через обратный клапан 11 с выхлопным каналом 12.
Устройство работает следующим образом. При условно исходном угле синхронного поворота коленчатых валов φ=0° поршни 3 и 4 находятся в крайних левых положениях, и между ними остается незначительный промежуток. При повороте коленчатых валов 7 и 8 по часовой стрелке поршни движутся вправо, а углы наклона шатунов 5 и 6 возрастают. Это ведет к укорочению их горизонтальных проекций и, как следствие, относительному расхождению поршней. Возникающее разрежение открывает клапан 9 для поступления горючей смеси из канала 10. Происходит такт «Впуск», заканчивающийся при φ=90°, когда ширина промежутка достигает максимального значения.
При последующем повороте коленчатых валов поршни продолжают движение вправо, но уже приближаясь друг к другу и сжимая горючую смесь. Происходит такт «Сжатие», заканчивающийся при φ=180°, что соответствует крайним правым положениям поршней. Полость между поршнями оказывается напротив свечи 1, которая воспламеняет горючую смесь, приводя к резкому росту давления образовавшихся продуктов сгорания. Очевидно, что в простейшем случае искровое напряжение может подаваться непрерывно.
Из общих принципов механики следует, что хотя газы и давят на оба поршня, они обязаны изменять состояние системы в направлении увеличения объема, т.е. расширения промежутка между поршнями, которое как раз и начинается после прохождения крайних правых положений. Данное утверждение легко доказать, подробно рассматривая разницу действующих на коленчатые валы вращательных моментов. Происходит такт «Рабочий ход», заканчивающийся при φ=270°, когда достигается второй максимум относительного расхождения поршней.
Затем при повороте до φ=360° (что эквивалентно φ=0°) происходит «Выпуск». Сжимаемые между поршнями газы открывают клапан 11 и уходят в выхлопной канал 12.
Таким образом, один возвратно-поступательный цикл движения поршней охватывает четыре стандартных такта традиционного двигателя внутреннего сгорания. Для большей наглядности на фиг.2 изображены изменения горизонтальных координат x внутренних краев левого (Л) и правого (П) поршней во всем диапазоне углов φ.
Если радиус кривошипа у правого коленчатого вала сделать больше, чем у левого, то легко задать очень близкое схождение поршней в крайних левых положениях независимо от размера промежутка между ними в крайних правых положениях (фиг.3). Это позволяет обеспечить предельно возможную полноту всасывания и выпуска.
Введением небольшого отставания по углу правого коленчатого вала от левого можно сделать так, что степень расширения при рабочем ходе будет больше, чем степень сжатия горючей смеси. Это видно на фиг.4, где отставание составляет 10°, а угол φ относится к левому валу. Данное обстоятельство дает возможность увеличить КПД двигателя.
Горючая смесь образуется в карбюраторе или смесителе для газообразного топлива. Выхлопной канал соединен с выхлопной трубой. В корпусе двигателя можно расположить ряд цилиндрических полостей, окруженных единой рубашкой жидкостного охлаждения. Для них будут общими канал подачи горючей смеси, выхлопной канал и коленчатые валы. Вращение коленчатых валов может быть не только одинаковым (как показано на фиг.1), но и противоположным при условии совпадения моментов горизонтального расположения каждой пары шатунов (за вычетом возможного отставания).
Отсутствие принудительной системы газораспределения приводит к значительному снижению уровня шума, повышению надежности и упрощению эксплуатации двигателя.
Технический результат изобретения заключается в простоте, экономичности, высокой надежности и низком уровень шума.
Источники информации
1. Патент США №1308400 от 01.07.1919 г.
2. Патент РФ №2009347 от 16.07.1990 г.
3. Патент США №898913 от 15.09.1908 г.