СПОСОБ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С ВОСПЛАМЕНЕНИЕМ ОТ СЖАТИЯ
METHOD OF OPERATING INTERNAL COMBUSTION ENGINE WITH COMPRESSION IGNITION

Изобретение относится к машиностроению, к производству автотракторных и транспортных двигателей внутреннего сгорания, к судостроению, к области энергетики.
Известны два типа двигателей внутреннего сгорания, которые термодинамика разделяет на двигатели, работающие на легких сортах топлива - их называют двигателями с подводом теплоты при постоянном объеме и двигатели, работающие на тяжелых сортах топлива с воспламенением от сжатия - их называют двигателями с подводом теплоты при постоянном давлении. («Техническая термодинамика», под редакцией доктора технических наук профессора В.И. Крутова, издательство «Высшая школа», 1971 г. стр. 199-202).
На фиг. 1 изображен обобщенный термодинамический цикл теплосиловых машин. Здесь соотношение объемов:
1
2
от точки 1 до точки 2 именуется ε=V/V - степень сжатия;
1
2
соотношение давлений λ=Р/Р - степень повышения давления;
4
2
соотношение ρ=V/V - степень предварительного расширения;
р
5
6
λ=Р/Р - степень падения давления,
v
6
1
ε=V/V - степень сокращения объема.
На основании цикла Карно КПД тепловой машины
1
2
где q - подведенная теплота от высшего источника теплоты, q - теплота, отведенная к низшему источнику теплоты.
После математических преобразований величин, характеризующих тепловые процессы при тактах сжатия и рабочего хода и подстановки их в КПД по циклу Карно (1),
получим развернутую формулу термодинамического КПД цикла
В двигателях с подводом теплоты при постоянном объеме величина ρ=1, поэтому формула (2) получает вид
В циклах с подводом теплоты при постоянном давлении величина λ=1, поэтому формула (2) в конечном итоге приобретает вид
Из (3) и (4) формул становится понятным, что главными направлениями повышения экономичности первого варианта двигателей является повышение устойчивости к детонации бензина и повышение степени сжатия двигателей, а во втором варианте - повышение степени сжатия и сокращение величины - ρ, как фактора степени предварительного расширения и обеспечения этим адиабатического расширения продуктов сгорания не от 25-30 градусов поворота коленчатого вала после прохождения поршнем части пути на такте рабочего хода, а от верхней мертвой точки.
1
Вместе с тем термодинамика позволяет конкретизировать пути повышения экономичности двигателя иным путем. Задачей изобретения является найти через уравнения адиабаты этот самый экономичный способ осуществления рабочего цикла двигателя, для этого, прежде всего, определим минимальный объем камеры сгорания, в котором должен сгорать топливный заряд, чтобы при максимальном расширении продуктов сгорания давление в цилиндре стало бы равным атмосферному. В качестве начального давления в камере сгорания возьмем весьма заниженное для современных двигателей давление горения топлива в 80 атмосфер, объем цилиндра возьмем равным единице и будем искать тот объем камеры сгорания - v, как части полного объема цилиндра.
1
где р=80 атм
2
р=1 атм
2
v=1
1
v=?
k=1,3
Логарифмируем уравнение:
Решим уравнение адиабаты по температурам:
1
Где: T=2300 К
1
v=0,034
2
v=1
γ=1,4
2
Т=?
Логарифмируем уравнение (7)
1
п
1
p
Следовательно, при объеме камеры сгорания v=0,034 и рабочем объеме цилиндра, равном 1, имеем v= v+v=0,034+1=1,034
п
где v - полный объем цилиндра,
p
v - рабочий объем цилиндра
следовательно, ε=1,034/0,034=30,41
При таком соотношении объема камеры сгорания к полному объему цилиндра продукты сгорания после совершения рабочего хода в начале такта выпуска будут иметь температуру в 320°С. Подставим значения начальной и конечной температур рабочего тела в формулу КПД цикла Карно по температурам
Таким образом, становится понятным, где искать резервы повышения КПД дизельного двигателя. Во всех известных двигателях, начиная с двигателя Отто, степень расширения продуктов сгорания примерно равна степени сжатия воздуха, или горючей смеси. Однако, известный закон газового состояния Клапейрона, выражаемый формулой PV=RT, говорит о взаимосвязи между тремя критериями состояния газа - абсолютной температурой, обозначаемой - Т, давлением и объемом газа, обозначаемым - PV. К концу рабочего хода внутренняя энергия продуктов сгорания лишь частично превращается в механическую работу. Взяв за основу соотношение температуры конца адиабатического сжатия воздуха и температуры в камере сгорания после сгорания топлива, легко увидеть во сколько раз увеличивается температура газов при сгорании топлива, отсюда - пропорционально степени нагрева должна обеспечиваться возможность адиабатического расширения продуктов сгорания. Зная, что клапаны в двигателе открываются не мгновенно, началом открытия клапанов перед нижней мертвой точкой может быть угол в 15-20 градусов, а соотношение между оставляемым для сжатия воздухом и объемом расширения до атмосферного давления продуктов сгорания должно быть примерно 1/2. При таком соотношении объемов сжимаемых и расширяющихся газов можно получить не только полное превращение в механическую работу энергии давления продуктов сгорания, но и максимально возможное снижение их температуры по формуле 8.
Анализ технических характеристик современных турбонаддувных двигателей говорит о том, что топливо в них сжигается под высоким давлением распыла и высоким давлением предварительного сжатия воздуха, с высокими начальными температурами в камере сгорания. Условия горения топлива достигают предельно допустимых границ образования токсичных продуктов горения. Однако даже в этих условиях дизельное топливо сгорает гораздо медленнее, чем это нужно для осуществления цикла с подводом теплоты при постоянном объеме, а именно только такое сгорание топлива может дать существенное увеличение кпд. двигателя, когда величина - ρ станет близкой к единице. Таким образом технический результат из изложенного выше заключается в повышении КПД двигателя по двум предлагаемым ниже вариантам.
1. Компрессорный двигатель внутреннего сгорания с воспламенением от сжатия и подводом теплоты при постоянном объеме.
Известны судовые компрессорные дизельные двигатели внутреннего сгорания (А.Л. Буров. Тепловые двигатели. Учебное пособие, 2-е изд. М., МГИУ, 2008, стр. 24 - Судовые компрессорные дизельные двигатели (http://books, google, com/books?id=6D) с разделением функций поршней, в которых в парных цилиндрах одновременно происходили лишь два такта: рабочий ход и всасывание, выпуск и сжатие. Компрессорные поршни были меньшего диаметра, а расширительные - большего. Воздух, сжимаемый компрессорным поршнем, пропускался через перепускной канал в расширительный цилиндр, который закрывался обратным клапаном, и уже в расширительный цилиндр впрыскивалось распыленное топливо. Эти двигатели были тихоходными и времени перехода поршнями верхней мертвой точки хватало и на закрытие клапанов, и на сгорание топлива.
Известен американский вариант компрессорного двигателя - патент США №3623463, Н. кл. 123/70, МКИ F02b 33/22, публикация 1971.11.30, работавшего на легких сортах топлива. В отличие от судового двигателя, у него были два варианта перепуска сжатого рабочего тела в расширительный цилиндр: с одним обратным клапаном, разделявшим цилиндры, и с двумя, с пропуском рабочего тела через камеру-теплообменник, для подогрева рабочего тела продуктами сгорания. В этом двигателе поршни двигались также синхронно. Известен еще один вариант двигателя - Вениамина Моисеевича Кушуля, профессора Ленинградского института авиационного машиностроения, 1962 г., у которого парные поршни двигались со смещением по фазе поворота коленчатого вала с отставанием второго поршня на 25-30 градусов по отношению к первому. Смесь зажигалась в первом цилиндре и полное сгорание происходило после поддувки свежим зарядом воздуха через продувочный канал из второго цилиндра. (http://www.autodela.ru/) Так же известны WO 2007088560 (A1), US 2006243229 (А1); US 2004194748 (А1), US 5233948 (A), EP 1754872 (A1), GB 2469939 (A). Изучены материалы изобретения SU 828780 A1 (Левченко Ф.Е.) RU 20239074 C2, SU 1149043 A1.
Автором проанализирован учебник «Автомобильные и тракторные двигатели», часть первая, «Теория двигателей и системы их топливоподачи» под ред. профессора И.М. Ленина. Из чего следует, что условия горения топлива в двигателях с воспламенением от сжатия существенно отличаются от условий горения в бензиновых двигателях Это, прежде всего, обусловлено тем, что в дизелях: (параграф 44, стр. 118-121) топливо вводится не мгновенно, а на протяжении 40-50 градусов поворота коленчатого вала. При этом отмечаются три периода горения топлива: 1 - задержка воспламенения, 2 - быстрое нарастание давления, 3 - горение при постоянном давлении. Из учебника следует, что лучшими условиями для горения топлива могут быть условия закрытой камеры, с высоким давлением и малыми межмолекулярными расстояниями между кислородом и углеводородами. Еще лучше горит топливо, если в процессе горения компоненты перемешиваются. Из этого следует, что идеальные условия для горения топлива могут быть созданы в закрытой камере сгорания, причем, не только для горения обычного дизельного топлива, но и для нетрадиционных видов топлива, таких, как нефть, мертвая нефть (нефтяные остатки в выработанных скважинах, в которых содержится до 60% нефтяного сырья).
Анализируя таблицу - 16 температур самовоспламенения различных типов топлива по учебнику Ленина, мы видим, что температура самовоспламенения уменьшается, а не увеличивается с ростом плотности углеводородов и ухудшением их испаряемости. Известно такое явление в двигателях, как «разнос», когда в двигателе загорается масло, поступающее в цилиндры через неплотности в кольцах, и оно горит в капельном, а не в распыленном состоянии. Для недопущения «разноса» на моделях двухтактных двигателей советского производства - ЯАЗ 204-206 устанавливались заслонки для блокировки подачи воздуха. Это бесспорно подтверждает возможность сжигания тяжелых видов топлива.
Взяв за основу перечисленные варианты известных технических решений и, исходя из условий промышленной применимости изобретения, проанализируем условия горения топлива в компрессорном двигателе и языком термодинамики ответим на вопрос: каким должно быть соотношение между размерами компрессорных и расширительных цилиндров для условий максимального КПД? В качестве избранной степени сжатия, как величины соотношения объема компрессорного цилиндра к объему камеры сгорания, возьмем величину 24, широко распространенную в современных двигателях. Объем компрессорного цилиндра примем равным 1, тогда объем камеры сгорания определится как , т.е 1/23=0,0434. Через уравнение адиабаты
1
1
2
2
2
найдем давление сжатия в камере сгорания при условии, что: Р - атмосферное давление, V=0,0434, V=0,9 (с учетом коэффициента наполнения). После логарифмирования и потенцирования найдем Р=59 атм. Решив второе уравнение адиабаты по объемам и температурам, найдем температуру сжатия Т=1258 градусов Кельвина. Температуру продуктов сгорания возьмем удвоенной и определим численные величины, входящие в формулу термического КПД процесса.
ν
Для этого определим величину ε. Решим еще раз уравнение адиабаты по объемам и давлениям, учитывая, что давление в камере сгорания при удвоении температуры удвоится и будет равным 59·2≈120, тогда
2
ν
P
t
2
ν
ν
Логарифмируем и потенцируем выражение и найдем величину ν=1,72; отсюда ε=1,72/1=1,72; λ≈1; λ=2, как 59·2; ρ=1;  ε=24. Подставим численные значения величин в формулу термического КПД, после математических действий, логарифмирования и потенцирования правой части получим η=1-0,36=0,64=64%. Произведем аналогичные математические действия относительно цикла со степенью сжатия ε=20. Величина ν, как объема, потребного для расширения до атмосферного давления продуктов сгорания с температуры в камере сгорания 1151·2=2302 K и давлении 46,6·2=93,2, определится равной 1,69, отсюда ε=1,69/1=1,69. Произведя аналогичные вычисления относительно степени сжатия 17 и степени повышения давления λ=2,5, определим величину ε. Она будет равна 1,8. Из этого следует, что соотношение между объемами компрессорных и расширительных цилиндров в интервале степеней сжатия от 24 до 20 должно быть от 1,72/1 до 1,69/1 и при степени сжатия 17, соответственно, 1,8. Цифры соотношения объемов компрессорных и расширительных цилиндров нельзя считать однозначными.
2
2
Ведь величина ν во всех этих случаях предполагается такой при условии протекания адиабатных процессов. Однако мы знаем, что всегда в этих циклах присутствует теплообмен с системой охлаждения и смазки, который будет снижать среднецикловое давление, поэтому в реальных расчетах параметров соотношения объемов необходимо учитывать этот фактор и принимать величину ν, как минимум на 10% меньшей, поэтому на эту часть необходимо уменьшить величину расчетных соотношений объемов. Эти величины, соответственно, примут вид: вместо 1,72 будет 1,55, вместо 1,69 станет 1,52, вместо 1,8 будет 1,62, а точные параметры этих соотношений могут быть получены только в процессе разработки конфетных изделий на опытных образцах.
Р
ν
Р
ν
t
Анализ второй части формулы термического КПД говорит о том, что величина КПД в очень большой степени зависит от входящих в нее параметров. При λ=2 и ρ=1, величина знаменателя равна единице. При λ≈1 величина ε·(λ-1)=0, отсюда в уравнении термического КПД важную роль играет величина ε. При величине этого показателя 1,55 вместо 1,72 будем иметьη≈72%, что очень близко к предполагаемому КПД, за минусом теплопотерь в систему охлаждения и смазки. Реальный КПД, с учетом всего сказанного, будет составлять 70-75%.
Если задаваться целью сжигать в двигателе названные выше тяжелые типы топлива, необходимо предусмотреть дополнительное время горения тяжелого топлива. Для этого угол опережения движения компрессорных поршней, по отношению к расширительным, смещают вперед по ходу вращения еще на большую величину, чем в двигателе (Левченко Ф.Е.), т.е. вместо 72-х градусов этот угол увеличивают до 90 градусов, что обеспечит дополнительное время для горения топлива, кроме того, для реально создаваемой машины, необходимо учитывать условия динамической балансировки деталей кривошипно-шатунного механизма, и угол 90 градусов, это уже хорошо отработанный и проверенный на коленчатых валах двигателей. Можно предполагать, что такие типы двигателей будут строиться под большие мощности, исчисляемые не десятками, а десятками тысяч лошадиных сил, будут относительно тихоходными и времени, в паузе отставания расширительного поршня, будет достаточно для сгорания любого топлива. Кроме того, для улучшения условий горения, необходимо предусмотреть фактор перемешивания топливного заряда. В двигателях фирмы MAN применялся вариант спирального вращения воздушного заряда, всасываемого в цилиндры, который по инерции продолжал вращение на такте сжатия и в фазе горения топлива.
В двигателях большой мощности нет проблем выполнить камеры сгорания в варианте не только какого-то элемента головки блока цилиндров. Они могут быть выполнены отдельными узлами, хорошо охлаждаемыми, разъемными, для удаления нагара от сгорания компонентов мазута, при этом для вращения воздушного заряда входной канал в камеру сгорания после клапана выполняют со спиральными ребрами, тогда впрыскиваемое топливо будет интенсивно перемешиваться вращающимся воздушным зарядом. Условия сжигания тяжелого топлива должны учитывать фактор загустения топлива при низких температурах, поэтому поступающее на сжигание топливо должно подогреваться до хорошей текучести, в данном случае такой подогрев обеспечивают теплообменником, вмонтированным в контур подачи топлива, за счет тепла продуктов сгорания. Кроме того, любой двигатель в нерабочем состоянии остывает и должен легко запускаться. Для решения этой задачи топливную систему, в таком двигателе, выполняют двухконтурной, в которой параллельно с подачей в топливный насос тяжелого топлива должен быть вариант переключения двигателя перед остановкой на питание обычным дизтопливом до заполнения им системы впрыска, что обеспечит легкий пуск и прогрев двигателя с последующим переключением на рабочий режим.
Горение топлива с большим содержанием смолистых отложений будет образовывать нагар на днищах поршней, это неизбежно даже при работе на традиционном топливе. Однако в предлагаемом способе работы создается возможность изменить коэффициент избытка воздуха и приблизить его до оптимального соотношения 1/15 в весовом соотношении. В этом варианте времени для сгорания топлива будет в избытке. Смесь будет перемешиваться, а для выгорания и превращения в золу смолистых компонентов решающее значение имеет степень сжатия и температура горения. Поскольку камера сгорания будет автономной, хорошо охлаждаемой, можно не опасаться за перегрев клапанов. Отсутствие избытка кислорода, при любой температуре горения, не даст образования окиси азота. Таким образом изобретение в полной мере может соответствовать критерию промышленной применимости.
На фиг. 1 изображена индикаторная диаграмма обобщенного цикла, на фиг. 2 - диаграмма рабочего цикла предлагаемого двигателя. На фиг. 3 - в виде синусоид 1 и 2 изображены этапы перемещения компрессорного и расширительного поршней, где угол Δφ - предполагается равным 90 градусов, 3 - точка впрыска топлива, 4 - продолжительность горения топлива, 5 - такт всасывания воздуха, 6 - такт рабочего хода, 7 - такт сжатия воздуха, 8 - такт выпуска продуктов сгорания.
На фиг. 4 изображен разъемный фрагмент головки блока цилиндров двигателя, где под 9 изображена цилиндрической формы камера сгорания, 10 - перепускной клапан впуска сжатого воздуха в камеру сгорания, 11 - спиральная отливка оребрения впускного канала, 12 - перепускной клапан выпуска на расширение продуктов сгорания из камеры сгорания, 13 - форсунка, 14 - система охлаждения.
Сущность изобретения заключается в том, что в компрессорном двигателе парные цилиндры выполнены с разделенными функциями, где в цилиндрах меньшего диаметра происходит сжатие воздуха, в цилиндрах большего диаметра происходит расширение продуктов сгорания. Сжатый воздух пропускается через промежуточные камеры сгорания с перепускными клапанами, отличающийся тем, что для сжигания в двигателях большой мощности тяжелых видов топлива типа нефти или нефтяных остатков выработанных скважин, с большим содержанием компонентов мазута, выполнен так, что в камерах сгорания после перепускного клапана впуска, который, как вариант, может выполняться без механизма привода, входной канал выполняют со спиральными направляющими ребрами для придания вращательного движения входящему сжимаемому воздуху, в камеру сгорания впрыскивают предварительно разогретое до необходимой текучести тяжелое топливо с углом опережения впрыска, соответствующим углу задержки воспламенения. Шейки коленчатого вала с приводом компрессорных поршней, которые, при степени сжатия воздуха в интервале от 24 до 17, имеют соотношение размеров объема цилиндров к расширительным от 1/1,55 до 1/1,6, смещают вперед на 90 градусов для обеспечения необходимого времени сгорания топлива и динамической балансировки многоцилиндрового двигателя. При этом выхлопные газы направляют в теплообменник в контуре подачи топлива для подогрева загустевшего топлива, а топливную систему выполняют двухконтурной, с возможностью переключения без нагрузки, на дизельное топливо перед длительной остановкой двигателя с последующим его охлаждением, до заполнения системы питания дизтопливом, что обеспечит легкий пуск холодного двигателя и прогрев на холостых оборотах, а систему охлаждения выполняют так, что компрессорные цилиндры охлаждаются на глубину хода поршней, а расширительные - в объеме головки цилиндров и до половины хода поршня, кроме того, для очистки камер сгорания от вероятного нагара смолистых остатков топлива, их выполняют разъемными.
На фиг. 2 изображена индикаторная диаграмма такого рабочего цикла. Здесь на участке 3-4 изображен не пикообразный скачек давлений, а предполагается, что момент нарастания давления над расширительным поршнем будет происходить относительно мягко, ведь даже очень жесткое сгорание топлива в изолированной камере сгорания не скажется на нагрузках на поршень и такой двигатель должен работать мягко.
Понятно, что перепускные клапаны в камерах сгорания будут в этом случае работать в условиях жестких температурных нагрузок, однако камеры сгорания будут размещены в охлаждаемых системой охлаждения полостях головки блока цилиндров, а сами перепускные клапаны могут быть заполнены натриевым наполнителем и этим же наполнителем можно окружить посадочные гнезда клапанов, что в целом может существенно повысить устойчивость к температурным нагрузкам. Такие же защитные мероприятия можно провести и по отношению к распылителям форсунок. Их можно разместить в хорошо охлаждаемых углублениях, ведь цель, в данном случае, оправдывает средства, а предлагаемые технические решения позволяют гарантированно осуществить рабочий цикл с коэффициентом полезного действия в 70-75%, а с учетом коэффициента эффективности по показателю полноты сгорания топлива, с еще большей эффективностью, когда величину КПД будет определять только соотношение объема камеры сгорания к объему расширительного цилиндра, и объема расширительного цилиндра к компрессорному. Термодинамические процессы в таком двигателе будут в большей степени политропными, чем адиабатическими, и эти факторы должны будут учитываться в конкретных конструктивных расчетах.
Кроме существенного повышения КПД такая конструкция двигателя даст и другие преимущества, ведь в таком двигателе объем продуктов сгорания и их температура существенно сократятся, отпадет необходимость в традиционных глушителях, а теплоотдача в систему охлаждения будет минимальной и сама система охлаждения может быть выполнена так, что полное охлаждение будет обеспечиваться лишь вокруг компрессорных цилиндров, а охлаждение расширительных цилиндров производиться лишь в объеме головок цилиндров и на половину хода поршня. Существенно увеличится полнота сгорания топлива, ведь в двигателях массового производства, в их характеристиках, в целях повышения торгового спроса, умалчивается фактор неполноты сгорания топлива, либо об этом говорят очень мало, как о явлении несущественном, когда фактически коэффициент неполноты сгорания в любых типах двигателей из-за нехватки времени для сгорания топлива достигает 25%. Именно поэтому зарубежные фирмы на своих автомобилях в обязательном порядке устанавливают катализаторы, целью которых является не какая-то виртуальная очистка продуктов сгорания от вредных примесей, а каталитическое дожигание не сгоревших в цилиндрах остатков топлива.
2. Концепция способа работы двигателя может быть решена несколько иначе, чем в первом варианте. На фиг. 5 изображен оппозитный двигатель, в котором расширительные - 15 и компрессорные - 16 поршни располагают в блоках цилиндров - 17 и 18 навстречу друг другу. Коленчатые валы - 19 и 20 стыкуют в единый механизм через моторную цепь на передних концах валов. В первом варианте коленчатый вал один и там, для длительной работы на разных типах топлива, управлять фазами сгорания топлива можно только, корректируя момент начала впрыска. В этом способе работы на переднем конце компрессорного коленчатого вала выполняют подвижную муфту опережения, с помощью которой можно изменять момент опережения прихода компрессорных поршней в верхнюю мертвую точку и этим, в зависимости от физических свойств топлива, обеспечить оптимальный режим горения. (Цепной механизм и муфта опережения на фиг. 5 не показаны). Маховики 21 и 22, балансировочные грузы 23-24 подбирают по массам в соответствии с законами кинематики, при этом для уравновешивания передних концов коленчатых валов в соответствии с этими законами выполняют по необходимости под звездочками цепного механизма дополнительные грузы.
Между блоками цилиндров 17 и 18 выполняют разъемную проставку - 25 (фиг. 6, в увеличенном масштабе) с расположенными в ней камерами сгорания - 9, выполненными в форме в цилиндра, омываемыми рубашкой охлаждения - 14, разъемными по горизонтальной плоскости для удаления из них вероятного нагара, со спиральными впускными каналами - 11 камеры сгорания и двумя перепускными клапанами - 10 и 12, корпуса которых охлаждаются системой охлаждения и также разделяются при разъеме проставок, форсункой 13, впускными - 26 и выпускными - 27 клапанами, отводящими - 28 и подводящими - 29 каналами проставки. В этой же проставке выполняют механизм привода клапанов, который может быть выполнен с одним или двумя распределительными валами, (для простоты изображения они не показаны), которые также приводятся в действие через муфты опережения под звездочками. Такая регулировка фаз вращения распределительных валов будет необходима при корректировке фаз опережения хода компрессорных поршней по отношению к расширительным. Систему смазки двигателя выполняют с двумя поддонами картера - 30 и - 31, крепящимися к картерам коленчатых валов - 32 и 33.
Сущность изобретения «Способа работы двигателя внутреннего сгорания с воспламенением от сжатия » по пункту первому заключается в том, что для оптимизации продолжительности горения и углов опережения прихода в верхнюю мертвую точку компрессорных поршней по отношению к фазам движения расширительных поршней в зависимости от физических свойств топлива, блоки расширительных и компрессорных поршней выполняют оппозитно так, что каждый из блоков имеет свой коленчатый вал с маховиком и системой уравновешивающих противовесов, на передних концах валов устанавливают звездочки моторных цепей, соединяющих в единый механизм два коленчатых вала, а под звездочкой привода компрессорного коленчатого вала выполняют муфту опережения, настраиваемую на необходимый угол опережения компрессорных поршней по отношению к расширительным, при этом между блоками расширительных и компрессорных цилиндров выполняют разъемные, охлаждаемые системой охлаждения проставки, в которых выполняют цилиндрической формы камеры сгорания с отводящими и подводящими каналами, соединяющими расширительные и компрессорные цилиндры, кроме того, в этих каналах выполняют перепускные клапаны, управляемые распределительными валами, и во впускном канале за клапаном выполняют спиральное оребрение для придания входящему потоку сжатого воздуха вращательного движения, в этих же проставках выполняют впускные и выпускные каналы с клапанами, а распределительные валы приводятся в действие от моторной цепи с частотой вращения коленчатых валов через звездочки со своими муфтами опережения привода.
Предлагаемая концепция способа работы двигателя приведет к некоторому увеличению удельной массы двигателя на единицу мощности, вместе с тем ни один из известных способов работы не позволяет корректировать условия и время сгорания топлива. Во всех известных двигателях топливо сгорает в условиях увеличивающегося объема зоны горения и увеличивающегося межмолекулярного расстояния между компонентами горения, которые и приводят к увеличению коэффициента предварительного расширения ρ и снижению КПД Здесь же топливо будет сгорать в закрытом объеме и время, оптимально необходимое для этого горения, будет легко регулировать по заранее нанесенным меткам на элементах подвижных муфт опережения, в зависимости от вида и качества сжигаемого топлива. Следовательно, такие двигатели реально будут многотопливными для набора трех типов топлива: дизтопливо, нефть и мертвая нефть.
3. Четырехтактный двигатель внутреннего сгорания с воспламенением от сжатия. В рабочих циклах современных двигателей внутреннего сгорания с воспламенением от сжатия вот уже много лет, как наметилась устойчивая тенденция к увеличению наполнения цилиндров воздухом с целью сжигания в меньшем объеме двигателя большего объема топлива. Для этого продукты сгорания, несущие в себе до сорока процентов энергии сгоревшего в цилиндрах топлива, пропускаются через турбокомпрессор, который, расходуя лишь часть этой энергии, наддувает воздух в цилиндры и этим увеличивает наполнение цилиндров воздухом. (Основы теории и конструкции автомобиля. М.Д. Артамонов и др., Машиностроение, Москва, 1973 г. стр. 76). Однако при сохранении тех же размеров цилиндров и тех же фаз газораспределения мы получаем более высокое сжатие в камере сгорания, сжигаем там больший объем топлива, для сгорания которого требуется большая энергия теплоты сжатого воздуха на выпаривание дополнительного по объему топлива, что в целом не сокращает показатель - ρ, (коэффициент предварительного расширения). Рабочий ход совершается с той же затяжкой изобарной составляющей на индикаторной диаграмме и приводит к еще большему выбросу энергии продуктов сгорания. Из приведенного в первой части заявки термодинамического анализа - формулы (5), (6), (7) и (8) понятно, что положительный эффект может быть достигнут при глубоком расширении продуктов сгорания, которое никак не может быть обеспечено в турбонаддувных двигателях, а лишь при некотором сокращении объема воздушного заряда, со сжатием его до больших величин давления в меньшем объеме камеры сгорания, который давал бы возможность глубокого расширения продуктов сгорания в конце рабочего хода.
В предлагаемом варианте соотношение полного объема цилиндра к объему воздуха, оставляемому в цилиндре для сжатия в камере сгорания, выглядит несколько иначе, чем в компрессорном двигателе. Здесь нужно конкретизировать эти соотношения. Взяв за единицу объем воздуха, оставляемый для сжатия, при степенях сжатия в интервале от 24 до 17, объем расширения от верхней мертвой точки до прихода поршня в нижнюю мертвую точку от 1,55/1 до 1,6/1, и, исходя из этих соотношений, необходимо определить моменты закрытия и открытия клапанов на такте сжатия и выпуска. Возьмем опять же за единицу ход поршня, который поршень должен пройти от начала сжатия до верхней мертвой точки, тогда 0,55 - это часть хода поршня при открытых впускных клапанах, что составляет 0,55/1,55=0,35 полного хода поршня, а это соответствует 72 градусам поворота коленчатого вала от нижней мертвой точки на такте сжатия. Момент открытия выпускных клапанов около нижней мертвой точки может быть взят в интервале 15-10 градусов. Хотя клапаны открываются не мгновенно, давление в цилиндре уже будет минимальным и такое открытие клапана существенно не скажется на потерях с выхлопом продуктов сгорания, а соотношение между полным объемом цилиндра к объему камер сгорания составит от 35 до 32 единиц.
Как и в первом варианте, предложенные здесь соотношения полного объема цилиндра к объему воздуха, оставляемому для сжатия, не могут быть однозначными, и только в процессе разработки конфетной модели двигателя могут быть приняты наиболее оптимальные соотношения, учитывающие факторы реального коэффициента наполнения цилиндров воздухом при всасывании, теплопотери в систему охлаждения и смазки. Фактическая разбежка в этих соотношениях может иметь варианты, приближенные от 1,55/1 до 1,6/1.
На фиг. 2 изображена индикаторная диаграмма процесса, который близко будет соответствовать такому способу работы двигателя. Реальный КПД такого процесса будет близок к цифре, указанной для компрессорного цикла, но будет несколько ниже, так как условия горения топлива будут отличаться.
Для осуществления такого рабочего цикла в реальном двигателе мало уменьшить величину воздушного заряда и уменьшить объем камеры сгорания, нужно еще обеспечить возможность быстрого и полного сгорания топлива именно в объеме камеры сгорания, а для этой цели необходимо изменить форму и принцип действия камеры сгорания.
Наиболее близким аналогом, который можно взять за основу конструкции камеры сгорания, может быть изобретение по A.C. SU №891984, F02B 23/04 от 23.12.81 г.
Сущность изобретения - это четырехтактный двигатель внутреннего сгорания с воспламенением от сжатия, отличающийся тем, что с целью увеличения КПД через увеличение степени сжатия, глубокое расширение продуктов сгорания и сокращение коэффициента предварительного расширения, выполнен так, что моменты закрытия впускных клапанов на такте сжатия сдвигают до 72 градусов от н.м.т., а моменты открытия выпускных клапанов на такте рабочего хода сдвигают ближе к нижней мертвой точке до 15-10 градусов, при этом изменяют размеры и форму камер сгорания и при уменьшенных объемах воздушного заряда, соответствующих соотношению от 1/1,55 до 1/1,6 к рабочему объему цилиндра, их геометрическая степень сжатия составляет от 24 до 20 единиц, обеспечивая этим соотношение между полным объемом цилиндра к объему камер сгорания от 35 до 32, в зависимости от назначения двигателя и частоты вращения, на плоскости головки блока цилиндров под распылителями форсунок выполняют сменные профильные бобышки, копирующие участки вписанных в них клапанов, при этом форма верхних кромок камер сгорания в днищах поршней точно копирует профиль бобышек, входящих внутрь объема камер сгорания. За счет этого сжимаемый в камерах сгорания топливно-воздушный заряд формируют из уже распыленного топлива и воздуха с углом опережения впрыска на величину угла задержки воспламенения, который будет вдавливаться в объем камер сгорания, в результате чего фронт пламени в камерах сгорания приобретет вихревую форму тора, что обеспечит быстрое перемешивание с воздухом и сгорание топлива в замкнутых объемах камер сгорания за время перехода поршнями в.м.т., а задержка открытия выпускных клапанов обеспечит глубокое адиабатное расширение продуктов сгорания до атмосферного давления на рабочем ходе.
Такая форма камеры сгорания и входящей в нее бобышки изображена на фиг. 7 и 8, где на поз. 9 изображена камера сгорания, 34 - бобышка, (как вариант может изготовляться сменной), 35 - жаропрочная вставка в поршень, 13 - форсунка с распылителем, 36 - участок головки блока цилиндров.
Для повышения термической устойчивости поршня полость камеры сгорания выполняют из жаростойких материалов, а сменная бобышка, возможно, также изготовленная из жаростойких материалов, будет охлаждаться системой охлаждения. Вполне вероятно использование двухфазного впрыска топлива, когда малую порцию топлива впрыскивают с опережением, для создания малого фронта горения и уже в этот горящий факел впрыскивают основную порцию топлива. В любом случае для преодоления барьеров термостойкости цель, опять же, будет оправдывать средства. Для осуществления такой модернизации, при этом, не потребуется значительных изменений конструкции двигателя. Незначительным изменениям будут подвергнуты лишь распределительный вал и камеры сгорания в поршнях, а установка сменных бобышек потребует минимальной доработки головки блока цилиндров.