ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С НАДДУВОМ
SUPERCHARGED INTERNAL COMBUSTION ENGINE

Изобретение относится к отрасли машиностроения, точнее к поршневым двигателям внутреннего сгорания, и предназначено для тепловозов, путевых машин, автомобилей, тракторов, электростанций и других энергетических установок карбюраторных, эжекторных, дизельных.
Известен традиционный двигатель внутреннего сгорания, содержащий головку блока с размещенным в ней механизмом газораспределения; поршневой цилиндр с поршнем, который кинематически связан одним шатуном с шатунной шейкой одного коленчатого вала [1, С.14, рис.1.1]. Достоинством двигателя является наибольшая простота его конструкции и приемлемая эффективность при его изготовлении и эксплуатации. Традиционный двигатель имеет следующие недостатки.
1. При работе двигателя формируется боковое давление поршня на зеркало цилиндра, вызывающее его неравномерный износ и потери механической энергии на преодоление сил трения, что снижает ресурс двигателя, его механический КПД, исключает форсирование двигателя по скорости вращения коленчатого вала [2].
2. Двигатель подвержен вибрации, периодически возникающей вследствие воздействия вертикальных и горизонтальных сил от вращения кривошипов коленчатого вала [3].
Известен поршневой двигатель без бокового давления поршня на зеркало цилиндра, который имеет лучшую уравновешенность кривошипно-шатунного механизма [4]. Двигатель содержит однорядный блок цилиндров; пару параллельно установленных в картере коленчатых валов, синхронизированных соответствующей парой шестерен и пару шатунов на каждый поршень. Двигатель снабжен турбонаддувом, турбина которого может иметь несколько ступеней и быть связана передачей с одним из коленчатых валов для передачи избыточной нагрузки на маховик. При турбонаддуве энергия отработавших газов используется для вращения турбины, которая вращает центробежный компрессор, обеспечивающий подачу воздуха в двигатель. Увеличенная масса воздуха, поступающая под избыточным давлением в двигатель из компрессора, повышает удельную мощность двигателя, снижает расход топлива и позволяет получить высокий индикаторный КПД двигателя. Преимущества турбонаддува столь велики, что в настоящее время турбокомпрессор является основным, наиболее распространенным агрегатом наддува в двигателях внутреннего сгорания [5, С.71, 104]. Турбонаддув имеет следующие недостатки.
1. При изменении работы двигателя наблюдается значительное отставание разгона турбокомпрессора вследствие его инерции от разгона коленчатого вала, что приводит к возрастанию дымности выхлопа и резкой потери приемистости двигателя [2, C.106].
2. Применение турбокомпрессора в двигателе с малым рабочим объемом имеет ряд трудностей, связанных с необходимостью получения таких же давлений, как и в двигателе большой мощности, но при малом расходе воздуха. Поэтому используются колеса малого диаметра, при высокой частоте вращения, доходящей до 240000 об/мин. Для изготовления и балансировки такой конструкции требуются специальные материалы, подшипники, высокоточное оборудование [6, C.173], что значительно усложняет и удорожает массовое производство транспортных двигателей.
Известен двигатель внутреннего сгорания с наддувом, который снабжен центробежным компрессором с приводом от коленчатого вала двигателя с применением повышающей шестеренчатой передачи [7, С.260, 8]. Центробежный компрессор работает при высокой окружной скорости, чтобы обеспечить требуемый уровень повышения давления. Ротор такого компрессора вращается с частотой (15000 … 200000) об/мин. К преимуществам центробежного компрессора относятся: низкая масса и малые габариты, отсутствие отставания в снабжении двигателя воздухом при его частичных нагрузках, предельная компактность вследствие его высокой быстроходности. Однако ненадежность привода и повышенная шумность агрегата при работе снижают его достоинства [1, С.407]. Приводные центробежные компрессоры используются для наддува четырехтактных двигателей. В двухтактных двигателях наибольшее распространение имеют объемные нагнетатели типа Рут. Центробежные газодувки имеют худшие показатели в транспортных установках, работающих при сильно меняющейся скорости вращения коленчатого вала по сравнению с объемными роторно-шестеренчатыми нагнетателями. Такие газодувки небольших размеров имеют низкие экономические показатели, а для повышения скорости вращения требуется громоздкий повышающий редуктор [9, С.67]. Необходимо отметить, что при удачной конструкции центробежного нагнетателя он обеспечивает хорошее протекание рабочего процесса транспортного двигателя, но преимущество все же остается за объемным роторно-шестеренчатым нагнетателем [10, С.536].
Известен двигатель внутреннего сгорания, который снабжен роторно-шестеренчатым нагнетателем [11, С.51]. Двигатель с таким нагнетателем обеспечивает вращение ротора нагнетателя воздуха строго пропорционально скорости вращения коленчатого вала, что практически исключает отставание в снабжении воздухом двигателя при интенсивных разгонах и возрастании нагрузки. Благодаря механическому приводу нагнетателя от коленчатого вала исключается контакт деталей нагнетателя с выпускными газами с высокой температурой, что имеет место при турбонаддуве. Детали нагнетателя не нагреваются, поэтому проблемы смазки и охлаждения отсутствуют. Такие нагнетатели отличаются высокой надежностью, долговечностью и несложностью в изготовлении при массовом производстве. Объемные роторно-шестеренчатые с механическим приводом от коленчатого вала предпочтительны для наддува бензиновых автомобильных двигателей, благодаря высоким показателям ускорения, которое они обеспечивают двигателю и автомобилю [5, С.94]. Известный двигатель с объемным нагнетателем имеет следующие недостатки.
1. Геометрические размеры нагнетателя с механическим приводом назначаются без учета геометрических размеров конструкции двигателя, что исключает размещение нагнетателя в габаритах двигателя без наддува. Такой нагнетатель выполняется в виде отдельного двигателя самостоятельного конструктивного узла и присоединяется к двигателю с применением индивидуального крепежа, что увеличивает массогабаритные характеристики силовой установки.
2. Размещение на двигателе объемного нагнетателя с учетом его габаритов и необходимости механического крепления к двигателю, является так же сложной проблемой и, соответственно, недостатком такого двигателя [5, С.95].
За основной прототип принимается двигатель внутреннего сгорания с объемным компрессором, который приводится от коленчатого вала двигателя с применением двух зубчатых шкивов или двух конических шестерен, зубчатой цепи или вала с парой конических шестерен и пары синхронизирующих шестерен для сопряженных роторов [12]. Принцип действия такого компрессора не отличается от принципа действия шестеренчатого насоса [9, С.69, Рис.51]. По сравнению с компрессором, имеющим пеэвольвентный профиль ротора, шестеренчатый эвольвентный ротор изготовляется более простым и точным способом обкатки. При вращении роторов газообразное рабочее тело поступает в полости, образованные впадинами между зубьями, и переносится без сжатия в сторону нагнетательной полости. Внешнее сжатие газообразного тела происходит при сообщении впадин с объемом нагнетательной полости. Основной прототип имеет следующие недостатки.
1. Геометрические размеры шестеренчатых роторов выполнены без учета геометрических размеров поршневого двигателя, что исключает компактное размещение нагнетателя на поршневом двигателе и снижает его габаритно-массовые показатели.
2. Компрессор по прототипу включает длинную цепь последовательно связанных деталей-посредников: шкивы или конические шестерни коленчатого вала, зубчатая цепь или соединительный шестеренный вал, пара синхронизирующих шестерен. Такой компрессор снижает механический КПД двигателя, ухудшает качество передаваемого движения на выходе в виде проскальзывания и наличия дополнительных неустранимых пульсаций нагнетаемого воздуха, придает сложность и громоздкость конструкции двигателя.
За вспомогательный прототип принимается двухвальный дезаксиальный поршневой двигатель, содержащий корпус с картером; размещенные в цилиндрах поршни, которые соединены серповидными шатунами с парой параллельных коленчатых валов с соблюдением принципа "правый с правым, а левый с левым" [13, 14]. В известном двигателе синхронизация скорости вращения пары коленчатых валов обеспечивается парой шестерен, установленных на их хвостовиках. Недостатком такого двигателя является то, что его компоновка выполнена без учета геометрических размеров объемного шестеренного компрессора, что исключает эффективное размещения компрессора в габаритах двигателя, например, без наддува.
Задача новой разработки предусматривает создание наддува для поршневого двигателя с парой синхронизированных коленчатых валов при упрощении конструкции двигателя и улучшения его компактности.
Поставленная задача решается тем, что для синхронизации скорости вращения пары шестеренчатых роторов компрессора используются пара синхронизированных коленчатых валов поршневого двигателя, что исключает применение дополнительных синхронизирующих шестерен для роторов компрессора.
Техническим результатом изобретения является упрощение конструкции двигателя, улучшения его компактности и повышения механического КПД за счет сокращения количества деталей в конструкции шестеренчатого компрессора и определения его геометрических размеров с учетом параметров и размеров поршневого двигателя.
C
C
Указанный технический результат достигается тем, что двигатель внутреннего сгорания, содержащий корпусной блок с одним, как минимум, поршневым цилиндром и с одним поршнем в нем, связанным парой шатунов с парой параллельных коленчатых валов, синхронизированных парой шестерен; компрессор выполнен в виде пары соосно посаженных на пару синхронизированных коленчатых валов, например, на их хвостовики, зубчатых компрессорных дисков с диаметром 2r начальной окружности их зубьев, равным диаметру D начальной окружности синхронизирующих шестерен, и с длиной b зуба таких дисков, установленной в зависимости от рабочего объема двигателя, степени е наддува и диаметра D в следующем соотношении
<mrow><mi>b</mi><mo>=</mo><msup><mi>e</mi><mrow><mn>1</mn><mo>/</mo><mi>n</mi></mrow></msup><mo>*</mo><msubsup><mi>R</mi><mi>X</mi><mn>2</mn></msubsup><mo>*</mo><mi>X</mi><mo>/</mo><mrow><mo>(</mo><mrow><mi>m</mi><mo>*</mo><msub><mi>η</mi><mi>V</mi></msub><mo>*</mo><msub><mi>D</mi><mi>C</mi></msub></mrow><mo>)</mo></mrow><mo>,</mo><mtext>                             </mtext><mrow><mo>(</mo><mtext>1</mtext><mo>)</mo></mrow></mrow>
где n - показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре,
X
R - радиус наружной окружности поршня,
X - ход поршня,
m - модуль зуба компрессорных дисков,
V
η - объемный КПД компрессора.
Для снижения дисбаланса масс зубчатых дисков зубья их выполнены полыми.
C
C
При 2r<D нарушается требуемое сопряжение компрессорных дисков, возрастают зазоры между их сопрягаемыми поверхностями, что приводит к недопустимому снижению объемного КПД компрессора. При 2r>D разместить компрессорные диски на синхронизированных коленчатых валах при сохранении габаритов двигателя не представляется возможным.
Отличительные признаки предлагаемого двигателя позволяют выполнить компрессорную часть в виде четырех конструктивных элементов: пары хвостовиков коленчатых валов и пары зубчатых компрессорных дисков. Компрессорная часть по прототипу [12, Fig.1a] выполняется в виде 12 конструктивных элементов: хвостовика и шкива 11 коленчатого вала, шкива 10а ведущего ротора 10, пары синхронизирующих шестерен компрессора, пары компрессорных дисков 6, ведомого вала и трех, как минимум, подшипников и одной сборки 12.
Компрессор предлагаемого двигателя в отличие от компрессора прототипа [12] работает без повышающей передачи, что повышает надежность привода, его механический КПД и снижает шумность наддува.
Признаки, указанные выше, являются необходимыми и достаточными для достижения указанного результата, то есть являются существенными. Наличие отличительных признаков по отношению к выбранному прототипу свидетельствует о соответствии заявленного технического решения критерию "новизна" по действующему законодательству.
Возможность осуществления предлагаемого изобретения с получением вышеуказанного технического результата поясняются чертежами.
На Фиг.1 изображен вертикальный вид спереди в сечении по поршню и коленчатому валу; на Фиг.2 - сечение А-А на Фиг.1; на Фиг.3, 4, 5 - сечение Б-Б на Фиг.1 при различных углах поворота компрессорных дисков; на Фиг.6 - изометрия общего вида предлагаемого двигателя внутреннего сгорания.
C
C
Двигатель содержит корпусной блок 1 с одной, как минимум, гильзой 2 и с одним поршнем 3 в ней, связанным парой шатунов 4,5 с парой коленчатых валов 6 и 7, синхронизированных парой шестерен 8, 9 с диаметром начальной окружности D и известную головку 10 блока 1, например, по патенту [15]. Пара зубчатых компрессорных дисков 11, 12 с диаметром начальной окружности 2r=D соосно посажена на пару синхронизированных коленчатых валов 6 и 7, например, на их хвостовики, с применением, например, шлицевого соединения. Конструкция дополняется полостью всасывания 13 с всасывающим трубопроводом 14 и полостью нагнетания 15 с нагнетательным трубопроводом 16 и с впускным коллектором 17 головки 10. При такой конструкции отпадает необходимость в применении синхронизирующих шестерен, с их валами, шкивами и подшипниками.
o
e
V1
V1
V1
V2
V
Двигатель работает в соответствии с традиционными двухтактными или четырехтактными циклами. При сгорании топлива над поршнем 3 продукты сгорания, воздействуя на него, приводят в движение шатуны 4 и 5, которые, воздействуя на кривошипы коленчатых валов 6 и 7, обеспечивают их вращение, синхронность вращения которых поддерживается парой шестерен 8, 9. Вместе с вращением синхронизированных коленчатых валов 6,7 вращаются синхронизировано зубчатые компрессорные диски 11, 12 в противоположных направлениях. При выходе зуба из впадины в полости 13 создается пониженное давление и в нее поступает атмосферный воздух из всасывающего трубопровода 14. Для примера на Фиг.3, 4, 5 показывается положение компрессорных дисков 11 и 12 с модулем m=16 мм, с радиусами основной окружности r=50 мм, начальной окружности r=66 мм и окружности головки зуба r=82 мм при различных углах поворота коленчатого вала двигателя. На Фиг.3 показывается положение компрессорных дисков, при котором угол al поворота коленчатого вала условно принимается равным нулю. При угле al=0 полость всасывания 13 отделяется от полости 15 нагнетания боковыми поверхностями сопряженных зубьев компрессорных дисков 11, 12. С увеличением угла al впадина S заполняется атмосферным воздухом с одновременным перемещением к полости нагнетания 15. При al~111° (Фиг.4) фиксируется полный рабочий объем одного компрессорного диска. При таком угле зона всасывания 13 отделяется от зоны нагнетания 15 поверхностью основной окружности диск 12 и поверхностью окружности головки диска 11. При al>111° зуб диска 12 входит во впадину S диска 11, вытесняя из нее атмосферный воздух, который поступает в нагнетательный трубопровод 16 и во впускной коллектор 17. При al>291° (Фиг.5) заканчивается вытеснение воздуха из впадины S диска 11 и начинается вытеснение воздуха из впадины S диска 12. Процессы всасывания и нагнетания происходят непрерывно в течение вращения зубчатых дисков 11, 12. Находящиеся во впадинах зубья представляют собой подвижное уплотнение, разделяющее всасывающую и нагнетательную полости компрессора. Зазоры между боковыми поверхностями зубьев и между ними и корпусом незначительные и транспортируемый воздух перетекает из нагнетательной полости 15 во всасывающую 13 в малых объемах, величина которого определяется объемным КПД компрессора η.
K
Рабочий объем V (производительность) компрессора за один оборот коленчатого вала определяется выражением [16, С.73]
<mrow><msub><mi>V</mi><mi>K</mi></msub><mo>=</mo><mn>2</mn><msub><mi>η</mi><mi>V</mi></msub><mo>*</mo><mi>π</mi><mo>*</mo><msup><mi>m</mi><mn>2</mn></msup><mo>*</mo><mi>z</mi><mo>*</mo><mi>b</mi><mo>,</mo><mtext>                                   </mtext><mrow><mo>(</mo><mtext>1</mtext><mo>)</mo></mrow></mrow>
C
где z - число зубьев, равное 1. С учетом m*z=2r=D из (1) следует.
<mrow><msub><mi>V</mi><mi>K</mi></msub><mo>=</mo><mn>2</mn><msub><mi>η</mi><mi>V</mi></msub><mo>*</mo><mi>π</mi><mo>*</mo><mi>m</mi><mo>*</mo><msub><mi>D</mi><mi>C</mi></msub><mo>*</mo><mi>b</mi><mo>.</mo><mtext>                                   </mtext><mrow><mo>(</mo><mtext>2</mtext><mo>)</mo></mrow></mrow>
D
Рабочий объем V четырехтактного двигателя с четырьмя поршнями за один оборот коленчатого вала определяется выражением
<mrow><msub><mi>V</mi><mi>D</mi></msub><mo>=</mo><mn>2</mn><mi>π</mi><mo>*</mo><msubsup><mi>R</mi><mi>X</mi><mn>2</mn></msubsup><mo>*</mo><mi>X</mi><mo>.</mo><mtext>                                                </mtext><mrow><mo>(</mo><mtext>3</mtext><mo>)</mo></mrow></mrow>
Традиционно принимается, что сжатие газа в компрессоре происходит по политропе с постоянным ее показателем n [1, С.71]. В рассматриваемом варианте уравнение политропического сжатия воздуха принимает вид [17, С.139]
<mrow><msub><mi>P</mi><mi>K</mi></msub><mo>*</mo><msup><mrow><mrow><mo>(</mo><mrow><msub><mi>V</mi><mi>D</mi></msub></mrow><mo>)</mo></mrow></mrow><mi>n</mi></msup><mo>=</mo><msub><mi>P</mi><mi>O</mi></msub><mo>*</mo><msup><mrow><mrow><mo>(</mo><mrow><msub><mi>V</mi><mi>K</mi></msub></mrow><mo>)</mo></mrow></mrow><mi>n</mi></msup><msup><mrow><mtext> или e</mtext></mrow><mrow><mtext>1/n</mtext></mrow></msup><mo>*</mo><msub><mi>V</mi><mi>D</mi></msub><mo>=</mo><msub><mi>V</mi><mi>K</mi></msub><mo>,</mo><mtext>       </mtext><mrow><mo>(</mo><mtext>4</mtext><mo>)</mo></mrow></mrow>
K
O
K
O
где P - давление низкого наддува, P - атмосферное давление воздуха; e=P/P. Из совместного решения уравнений (2, 3, 4) следует выражение для определения длины b зуба компрессорных дисков
<mrow><mi>b</mi><mo>=</mo><msup><mi>e</mi><mrow><mn>1</mn><mo>/</mo><mi>n</mi></mrow></msup><mo>*</mo><msubsup><mi>R</mi><mi>X</mi><mn>2</mn></msubsup><mo>*</mo><mi>X</mi><mo>/</mo><msub><mi>η</mi><mi>V</mi></msub><mo>*</mo><mi>m</mi><mo>*</mo><msub><mi>D</mi><mi>C</mi></msub><mo>.</mo><mtext>                            </mtext><mrow><mo>(</mo><mtext>5</mtext><mo>)</mo></mrow></mrow>
X
V
C
Для примера в таблице приводятся значения b, вычисленные по формуле (5) для автомобильного двигателя при постоянных значениях политропы n=1.6 [1, С.65]; радиус R=45 мм; ход поршня X=70 мм; объемного КПД η=0,85 [18, С.63] компрессора; диаметра D=132 мм.
Таблице
№ п/п
S<sub>V</sub> мм<sup>2</sup>
r<sub>o</sub> мм
2r мм
re мм
z
m мм
Длина зуба, мм
e=1,3
e=1,5
e=1,7
1
4586
55
132
77
1
11
135
148
160
2
6760
50
132
82
1
16
93
102
110
3
9475
44
132
88
1
22
68
74
80
4
10920
41
132
91
1
25
59
65
70
V
В таблице площадь S впадины компрессорных дисков определена с применением системы автоматизированного проектирования "КОМПАС - 3D".
Из таблице видно, что пара компрессорных дисков, например №3, может эффективно заменить габаритные и громоздкие известные компрессоры для низкого наддува.
Таким образом, предложен поршневой двигатель с наддувом с улучшенной конструкцией при лучшем механическим КПД компрессора, при повышенной надежности его привода и меньшей шумности наддува, что особенно важно для современного автомобильного транспорта, в том числе легкового.
Из изложенного следует, что заявленное изобретение направлено на решение поставленной задачи с достижением качественно нового технического результата и соответствует требованиям патентоспособности по действующему Законодательству.
Источники информации
1. Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учебное пособие для вузов. - М.: Высшая ш., 2003 - 496 с.
2. Стародетко Е.А., Стародетко Г.Е., Стародетко К.Е. и др. Поршневая машина (Ее варианты). Патент RU №2096638 C1, F02B 75/32. Оп.: 20.11.97. Бюл. №32.
3. Дуглас Т., Карсон. Двигатель внутреннего сгорания. Патент US №4543919. Оп.: 01.10.1985.
4. Черногоров А.Д. Двигатель внутреннего сгорания с самовоспламенением (с впрыском топлива) со сверх высокими (более 19) регулируемыми степенями сжатия. Патент RU №2089739 C1, F02B 75/32. Оп.: 10.09.97. Бюл. №25.
5. Патрахальцев Н.Н. Наддув двигателя внутреннего сгорания. М.: Изд-во РУДН, 2003, 319 с.
6. Мацкерле Ю. Современный экономичный автомобиль. - М.: Машиностроение, 1987. - 320 с.
7. Ховах М.С.и др. Автомобильные двигатели. М.: Машиностроение, 1971, 456 с.
8. Енов М.И. Поршневой двигатель внутреннего сгорания "Русь". Патент RU №2132472. Оп.: 27.06.99. Бюл. №18.
9. Хлумский В. Ротационные компрессоры и вакуум-насосы. М.: Машиностроение, 1971, 128 с.
10. Орлин А.С. и др. Двухтактные двигатели внутреннего сгорания. М.: Машгиз, 1960, 556 с.
11. Дмитриевский А.В. Автомобильные бензиновые двигатели. М.: ООО "Издательство ACT", 2005. - 127 с.
12. Lindbrandt Benny, Saletti Haakan Combustion engine with supercharge. WO 00/68552. F02B 38/34. Оп. 16.11.2000.
13. Федоренко А.П. Двухвальный поршневой двигатель. А.с. SU, №1548471, F02B 75/32. Оп.: 07.03.90. Бюл. №9.
14. Грабовский А.А., Грабовский А.А. Кривошипно-шатунный механизм со сдвоенными кинематическими связями. Патент RU №2382891 C1, F02B 75/32. Оп.: 27.02.2010. Бюл. №6.
15. Маришкин А.К. Камера сгорания поршневого двигателя. Патент RU №2299337 C1, F02B 23/08. Оп.: 20.05.2007. Бюл. №14.
16. Скобельцин Ю.А. Громадский А.В. Объемные насосы: Учебное пособие. Краснодар. - 1987. 122 с.
17. Андрющенко А.И. Основы технической термодинамики реальных процессов. Учеб. пособие для втузов. М.: Высшая школа, 1975, 264 с.
18. Кац A.M. Расчет, конструкция и испытание воздуходувки типа Руте. М.: Машгиз, 1946, 159 с.