Двигун внутрішнього згоряння

Двигун внутрішнього згоряння, що містить непарну чи парну кількість циліндрів з 3 опору тиску робочого тіла зростає, причому вектор цієї сили максимально віддалений від центра радіуса обертання колінчатого вала. Ставиться під сумнів працездатність одноциліндрового двигуна, що працює за чотиритактною схемою, тому що енергії, накопиченої маховиком при здійсненні робочого ходу, може виявитися не досить для подолання опору стиску в останньому такті. Крім того, неправильно підібраний радіус кривизни і кут нахилу паза може привести до заклинювання двигуна. В основу винаходу поставлена задача забезпечення надійності роботи механізму перетворення зворотно-поступального руху поршня в обертальний рух колінчатого вала й одержання оптимального профілю кулісного паза, що дозволяє забезпечити працездатність двигуна з великим крутним моментом при збереженні коефіцієнта корисної дії, а також оптимізація робочих процесів двигуна. Поставлена технічна задача вирішується тим, що в запропонованому двигуні внутрішнього згоряння, що має непарну або парну кількість циліндрів з розміщеними в них поршнями, кулісний механізм перетворення зворотно-поступального руху поршнів в обертальний рух колінчатого вала і колінчатий вал з ексцентриковими шийками, у штоках поршнів наскрізні кулісні пази виконані Sподібними, з розніманням уздовж осі паза, при цьому відношення радіусів кривизни паза до радіуса обертання ексцентрикової шийки колінчатого вала має значення в межах від 0,84 до 1,0. Запропоноване технічне рішення дозволяє одержати максимальний крутний момент, у циклі згоряння і розширення пальної суміші і забезпечити гарантоване переміщення поршня в циклі стиску. Запропонована конструкція кулісного механізму перетворення руху ДВС дозволяє одержати максимальний крутний момент при куті повороту ексцентрикової шийки колінчатого вала на 10°-15° від ВМТ. S-подібна геометрія кулісного паза дозволяє оптимізувати роботу циклів двигуна, тому що в силу заданої пазом траєкторії при розширенні газів поршень рухається з прискоренням, а при стиску з уповільненням. Це дозволяє забезпечити м'якість, безударність роботи кулісного механізму й двигуна в цілому. Крім того, дане технічне рішення дозволяє використовувати запропонований кулісний механізм у двигунах як із рядним так і з опозитним розташуванням циліндрів. Суть винаходу, що заявляється, не випливає явно для фахівців із відомого рівня техніки. Сукупність ознак, що характеризують відоме технічне рішення не забезпечує досягнення нових властивостей і тільки наявність перерахованих відмітних ознак дозволяє одержати новий технічний результат. Винахід пояснюється кресленням, де на Фіг.1 представлений запропонований двигун внутрішнього згоряння з рядним розташуванням циліндрів; на Фіг.2 кулісний механізм 62418 4 перетворення руху в положенні максимального крутного моменту, при куті повороту ексцентрикової шийки колінчатого вала на 15° від ВМТ; на Фіг.3 - варіант багатоциліндрового опозитного двигуна; на Фіг.4 - вид по стрілці А на Фіг.3. Двигун внутрішнього згоряння містить робочі циліндри 1 (Фіг.1, 3, 4), розташовані в них поршні 2, що забезпечують стиск, робочий хід і механізм перетворення зворотно-поступального руху поршня 2 в обертальний рух вихідного вала. Механізм перетворення (Фіг.2) забезпечує кінематичний зв'язок поршня 2 через шток 3 з ексцентриковою шийкою 4 колінчатого валу 5 і виконаний кулісним. Кулісний механізм перетворення утворений наскрізним S-подібнимним пазом 6, зробленим у штоку 3, і ексцентриковою шийкою 4 колінчатого валу 5, що розміщений у наскрізному S-подібному пазу 6 штока 3 із можливістю переміщення при зворотно-поступальному русі поршня із штоком 3. Шток 3 жорстко закріплений на поршні 2 і з метою забезпечення технологічності зборки виконаний рознімним в районі кулісного паза 6. Виконаний у штоку 3 наскрізний S-подібний паз 6, складається з двох дуг, причому відношення радіуса кривизни дуг до радіуса обертання ексцентрикової шийки 4 колінчатого вала 5 вибирається рівним у межах від 0,84 до 1,0. Розглянута конструкція ДВЗ може бути рядною (Фіг.1) з непарною чи парною кількістю циліндрів, чи опозитною (Фіг.3, 4) з парною чи непарною кількістю пар циліндрів. Найбільш кращим є варіант опозитної конструкції двигуна з парною кількістю пар циліндрів (Фіг.4), тому що при розташуванні ексцентрикових шийок 4 симетрично щодо осі обертання колінчатого вала 5 реалізується максимальний крутний момент на вихідному валу і досягається найбільший коефіцієнт корисної дії робочого циклу. Робота двигуна внутрішнього згоряння здійснюється традиційним образом, при цьому в ДВЗ може використовуватися двотактна чи чотиритактна схема роботи поршневої групи. Під впливом тиску газів, що розширюються, поршень 2 зі штоком 3 переміщається уздовж осі циліндра 1 до нижньої мертвої точки (НМТ) і діє через бокові стінки наскрізного кулісного паза 6 штока 3 на ексцентрикову шийку 4 колінчатого вала 5, у результаті чого остання переміщається по пазу 6 і вся енергія газів перетвориться в крутний момент, що забезпечує поворот колінчатого вала 5. При русі поршня 2 від верхньої мертвої точки (ВМТ) до нижньої мертвої точки (НМТ) відповідно до запропонованої схеми перетворення руху, поршень 2 рухається з прискоренням на початку циклу і з уповільненням до кінця робочого ходу, при цьому швидкість обертання колінчатого вала 5 залишається постійною. У кожнім з варіантів виконання ДВЗ завдяки використанню кулісного механізму перетворення руху в кожнім його циліндрі 1 у момент розширення пальної суміші, вісь ексцентрикової шийки 4 колінчатого вала 5 розташована на заданій відстані від подовжньої осі штока 3 на дузі 5 з увігнутістю убік поршня, і утворює плече прикладення зусилля тиску поршня 2. Довжина плеча залежить від обраного радіуса кривизни кулісного паза r1 і дорівнює 0,5r1. Радіус кривизни кулісного паза r1 визначається по формулі r1=(0,84...1,0) r, де r - радіус обертання ексцентрикової шийки колінчатого вала. Таке співвідношення відповідає куту повороту колінчатого вала на 10°-15° від верхньої мертвої точки (ВМТ) і є оптимальним для ефективної роботи двигуна. Відомо, що максимальну потужність двигун розвиває при куті повороту колінчатого вала на 10°-15° від верхньої мертвої точки (ВМТ), коли згоряє 80% палива і досягається найбільший тиск циклу. У цьому випадку процес згоряння протікає при найменшому об’ємі, а корисна робота циклу і його ККД мають найбільшу величину. Для одного циліндра максимальний крутний момент досягається при куті повороту ексцентрикової шийки колінчатого вала на 15° від верхньої мертвої точки (ВМТ) і при співвідношенні радіусів кривизни паза до радіуса обертання Комп’ютерна верстка Л. Купенко 62418 6 ексцентрикової шийки колінчатого вала рівному 1. Він визначається по формулі Мкр=0.5Pr, де Р зусилля поршня, r радіус обертання ексцентрикової шийки колінчатого вала. Зроблені розрахунки показують, що максимальний крутний момент у 1,5 рази більший, ніж у традиційних ДВЗ. У випадку використання парної кількості опозитно розташованих пар циліндрів (Фіг.3) і при збереженні співвідношення радіуса кривизни паза до радіуса обертання ексцентрикової шийки колінчатого вала рівному 1, максимальний крутний момент досягається при зустрічному русі поршнів і визначається по формулі Мкр=Рr, що в 3 рази більше, ніж у традиційних ДВЗ. Виготовлення профілю куліси по запропонованому співвідношенню дозволяють оптимізувати робочі процеси двигуна, забезпечити м'яку його роботу при досягненні максимального крутного моменту колінчатого вала і ККД двигуна. Винахід може бути багаторазово відтворений і використаний при проектуванні двигунів внутрішнього згоряння з парною і непарною кількістю циліндрів. Підписне Тираж 26 прим. Міністерство освіти і науки України Державний департамент інтелектуальної власності, вул. Урицького, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601