RU2638257C2 - Method of operation of piston engine of internal combustion with separated cycle - Google Patents
Method of operation of piston engine of internal combustion with separated cycle Download PDFInfo
- Publication number
- RU2638257C2 RU2638257C2 RU2017102157A RU2017102157A RU2638257C2 RU 2638257 C2 RU2638257 C2 RU 2638257C2 RU 2017102157 A RU2017102157 A RU 2017102157A RU 2017102157 A RU2017102157 A RU 2017102157A RU 2638257 C2 RU2638257 C2 RU 2638257C2
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- expansion
- piston
- cylinder
- engine
- crankshaft
- Prior art date
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
- F02B33/02—Engines with reciprocating-piston pumps; Engines with crankcase pumps
- F02B33/06—Engines with reciprocating-piston pumps; Engines with crankcase pumps with reciprocating-piston pumps other than simple crankcase pumps
- F02B33/22—Engines with reciprocating-piston pumps; Engines with crankcase pumps with reciprocating-piston pumps other than simple crankcase pumps with pumping cylinder situated at side of working cylinder, e.g. the cylinders being parallel
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/28—Engines with two or more pistons reciprocating within same cylinder or within essentially coaxial cylinders
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02G—HOT GAS OR COMBUSTION-PRODUCT POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINE PLANTS; USE OF WASTE HEAT OF COMBUSTION ENGINES; NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F02G3/00—Combustion-product positive-displacement engine plants
- F02G3/02—Combustion-product positive-displacement engine plants with reciprocating-piston engines
Landscapes
- Valve-Gear Or Valve Arrangements (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
Abstract
Description
Изобретение относится к двигателестроению, а именно к поршневым двигателям внутреннего сгорания с разделенным циклом и их эксплуатации, и может найти применение в качестве привода электрогенераторов и энергетических установок на дорожных транспортных средствах, речных и морских судах, летательных аппаратах.The invention relates to engine building, namely to piston internal combustion engines with a divided cycle and their operation, and can find application as a drive for electric generators and power plants on road vehicles, river and sea vessels, aircraft.
Поршневые двигатели внутреннего сгорания, широко используемые в настоящее время, имеют ряд недостатков, снижающих их коэффициент полезного действия (КПД). Один из них заключается в том, что сжатие свежего заряда и расширение продуктов сгорания топлива происходит в одном и том же цилиндре двигателя. При этом степень сжатия равна степени расширения и в конце такта расширения продукты сгорания имеют высокие давление (8-10 атм) и температуру (800-1000°C). Поэтому в полезную работу переходит меньше 45% энергии сгорания топлива. Другой недостаток заключается в том, что доля полностью сгоревшего топлива (топливная эффективность) не превышает 75%. Неполное сгорание топлива происходит из-за охлаждения горящей смеси при ее быстром расширении в цилиндре двигателя, а также из-за того, что детонационная волна, возникающая при воспламенении паров топлива, проходит не через весь занимаемый смесью объем по причине отражения волны от стенок цилиндра и поршня. Еще один недостаток состоит в том, что в момент воспламенения паров топлива поршень цилиндра находится вблизи своей верхней мертвой точки и плечо силы давления газов на поршень, создающей крутящий момент, мало. Поэтому энергия продуктов сгорания топлива в течение промежутка времени, за который коленчатый вал поворачивается от верхней мертвой точки поршня на угол не менее 15 градусов, расходуется в основном не на совершение полезной работы, а на нагрев стенок цилиндра и поршня, что приводит к большим тепловым потерям и снижает коэффициент полезного действия двигателя и его удельную мощность.Piston internal combustion engines, widely used at present, have a number of disadvantages that reduce their efficiency (Efficiency). One of them is that the compression of the fresh charge and the expansion of the combustion products of the fuel occurs in the same engine cylinder. The compression ratio is equal to the expansion ratio and at the end of the expansion stroke, the combustion products have high pressure (8-10 atm) and temperature (800-1000 ° C). Therefore, less than 45% of the combustion energy of the fuel goes into useful work. Another disadvantage is that the proportion of completely burned fuel (fuel efficiency) does not exceed 75%. Incomplete combustion occurs due to the cooling of the burning mixture during its rapid expansion in the engine cylinder, and also because the detonation wave arising from the ignition of fuel vapor does not pass through the entire volume occupied by the mixture due to reflection of the wave from the cylinder walls and piston. Another disadvantage is that at the moment of ignition of the fuel vapor, the piston of the cylinder is near its top dead center and the shoulder of the pressure force of the gases on the piston that creates the torque is small. Therefore, the energy of the fuel combustion products during the period of time during which the crankshaft rotates from the top dead center of the piston by an angle of at least 15 degrees is spent mainly not on performing useful work, but on heating the walls of the cylinder and piston, which leads to large heat losses and reduces the efficiency of the engine and its specific power.
Указанные выше недостатки частично устраняются в поршневом двигателе внутреннего сгорания с разделенным циклом. Термин «двигатель с разделенным циклом» означает, что в этом двигателе впуск свежего заряда и его сжатие происходят в цилиндре сжатия, а расширение продуктов сгорания и их вытеснение осуществляется в цилиндре расширения. Сгорание топлива в таком двигателе происходит либо в камере сгорания, либо в цилиндре сжатия, либо в канале, соединяющем цилиндры сжатия и расширения.The above disadvantages are partially eliminated in a split-cycle reciprocating internal combustion engine. The term “split-cycle engine” means that in this engine the fresh charge is introduced and compressed in the compression cylinder, and the combustion products are expanded and displaced in the expansion cylinder. The combustion of fuel in such an engine occurs either in the combustion chamber, or in the compression cylinder, or in the channel connecting the compression and expansion cylinders.
Используемые ниже термины и определения обозначают следующее. «Эффективный крутящий момент» означает выходной крутящий момент на валу двигателя. Термин «термический КПД двигателя» обозначает долю энергии, полученную от сгорания топлива, которая превращается в механическую работу. Термин «механический КПД двигателя» обозначает долю совершенной двигателем механической работы, которая превращается в крутящий момент на главном валу двигателя. Термин «общий КПД двигателя» обозначает произведение термического КПД двигателя на его механический КПД. Термин «удельная мощность двигателя» обозначает отношение мощности двигателя к его массе.The terms and definitions used below indicate the following. "Effective torque" means the output torque on the motor shaft. The term "thermal efficiency of the engine" refers to the fraction of energy received from the combustion of fuel, which is converted into mechanical work. The term "mechanical efficiency of the engine" refers to the share of perfect mechanical work of the engine, which turns into torque on the main shaft of the engine. The term "overall engine efficiency" means the product of the thermal efficiency of the engine to its mechanical efficiency. The term "engine power density" refers to the ratio of engine power to its mass.
Известен способ эксплуатации поршневого двигателя внутреннего сгорания с разделенным циклом (см. пат. 2435046 РФ, МПК F02B 41/00, 33/44, 33/22 (2006.1), 2011), содержащего цилиндр сжатия, в котором осуществляется сжатие свежего заряда и в котором размещены клапан впуска заряда и поршень сжатия, соединенный первым шатуном с первым кривошипом коленчатого вала, и цилиндр расширения, в котором осуществляется сгорание топлива и расширение продуктов сгорания. В цилиндре расширения размещены клапан выпуска отработанных газов, поршень расширения, соединенный вторым шатуном со вторым кривошипом коленчатого вала, и перепускной канал, который соединяет цилиндры сжатия и расширения и содержит перепускной клапан сжатия и перепускной клапан расширения с полостью высокого давления, сформированной между ними. Такты впуска и сжатия и такты расширения и вытеснения осуществляются за один оборот коленчатого вала, причем поршень сжатия достигает своей верхней мертвой точки раньше, чем поршень расширения.A known method of operating a reciprocating internal combustion engine with a divided cycle (see US Pat. 2435046 RF, IPC F02B 41/00, 33/44, 33/22 (2006.1), 2011), comprising a compression cylinder in which fresh charge is compressed and which contains a charge inlet valve and a compression piston connected by a first connecting rod to the first crank of the crankshaft, and an expansion cylinder, in which the fuel is burned and the products of combustion are expanded. An exhaust valve, an expansion piston connected by a second connecting rod to a second crank of the crankshaft, and a bypass channel that connects the compression and expansion cylinders and includes a bypass compression valve and an expansion bypass valve with a high pressure cavity formed between them are located in the expansion cylinder. The intake and compression strokes and the expansion and displacement strokes are carried out in one revolution of the crankshaft, and the compression piston reaches its top dead center earlier than the expansion piston.
Недостаток данного способа эксплуатации двигателя с разделенным циклом заключается в том, что сгорание топлива в двигателе происходит в цилиндре расширения, что приводит к неполному сгоранию топлива и снижает топливную эффективность. Другой недостаток состоит в том, что в момент воспламенения топлива поршень расширения находится вблизи своей верхней мертвой точки и плечо силы давления газов на поршень мало. Поэтому в течение промежутка времени, за который коленчатый вал поворачивается от верхней мертвой точки поршня на некоторый угол, энергия продуктов сгорания топлива расходуется не на совершение полезной работы, а на нагрев стенок цилиндра и поршня, что приводит к большим тепловым потерям. Вследствие этого снижается коэффициент полезного действия и уменьшается удельная мощность двигателя и его эффективный крутящий момент.The disadvantage of this method of operating an engine with a divided cycle is that the combustion of fuel in the engine occurs in the expansion cylinder, which leads to incomplete combustion of the fuel and reduces fuel efficiency. Another drawback is that at the time of fuel ignition, the expansion piston is close to its top dead center and the shoulder has little gas pressure on the piston. Therefore, during the period of time during which the crankshaft rotates from the top dead center of the piston by a certain angle, the energy of the combustion products of the fuel is not spent on useful work, but on heating the walls of the cylinder and piston, which leads to large heat losses. As a result, the efficiency is reduced and the specific power of the engine and its effective torque are reduced.
Известен также принятый в качестве прототипа способ эксплуатации поршневого двигателя внутреннего сгорания с разделенным циклом (см. пат.2178090 РФ, МПК7 F02B 41/02, F02G 3/02, 2002), содержащего цилиндр сжатия, цилиндр расширения и сферическую камеру сгорания. В цилиндре сжатия осуществляется сжатие свежего заряда, и в нем размещены клапан впуска заряда и поршень сжатия, соединенный первым шатуном с кривошипом первого коленчатого вала. В цилиндре расширения осуществляется расширение продуктов сгорания топлива и в нем размещены клапан выпуска отработанных газов и поршень расширения, соединенный вторым шатуном с кривошипом второго коленчатого вала, который жестко связан с первым коленчатым валом с обеспечением возможности вращения с одинаковой скоростью. В камере сгорания осуществляется сгорание топлива, и она соединена первым каналом с цилиндром сжатия и вторым каналом с цилиндром расширения. Каждый из каналов снабжен поворотной заслонкой, расположенной в центральной части соответствующего канала. В этом двигателе поршень сжатия и поршень расширения установлены так, что поршень сжатия достигает своей верхней мертвой точки раньше, чем поршень расширения, на время, достаточное для сгорания топлива.There is also a known method of operating a reciprocating internal combustion piston engine with a divided cycle (see Pat. No. 2178090 of the Russian Federation, IPC 7 F02B 41/02, F02G 3/02, 2002), comprising a compression cylinder, an expansion cylinder and a spherical combustion chamber. In the compression cylinder, fresh charge is compressed, and a charge inlet valve and a compression piston are connected in it, connected by the first connecting rod to the crank of the first crankshaft. In the expansion cylinder, the combustion products are expanded and the exhaust gas valve and the expansion piston are placed in it, connected by a second connecting rod to the crank of the second crankshaft, which is rigidly connected to the first crankshaft to allow rotation at the same speed. In the combustion chamber, fuel is burned, and it is connected by the first channel to the compression cylinder and the second channel to the expansion cylinder. Each of the channels is equipped with a rotary damper located in the central part of the corresponding channel. In this engine, the compression piston and the expansion piston are mounted so that the compression piston reaches its top dead center earlier than the expansion piston for a time sufficient to burn the fuel.
Недостаток известного способа эксплуатации двигателя состоит в том, что в момент подачи продуктов сгорания топлива из камеры сгорания в цилиндр расширения поршень в этом цилиндре находится вблизи верхней мертвой точки и плечо силы давления газов на поршень расширения, создающей крутящий момент, мало. Поэтому в течение промежутка времени, пока плечо этой силы не увеличится, что соответствует повороту коленчатых валов на угол не менее 15 градусов, энергия продуктов сгорания топлива идет в основном не на совершение полезной работы, а на нагрев стенок и поршня цилиндра расширения. Вследствие этого снижается коэффициент полезного действия, уменьшается удельная мощность двигателя и его крутящий момент. В камере сгорания первый и второй соединительные каналы имеют произвольную форму и выполнены литыми. При этом сгорание топлива происходит в объеме, образованном камерой сгорания и частями примыкающих к ней каналов, которые расположены между камерой сгорания и заслонками. Этот объем не является строго сферическим, что приводит к неполному сгоранию топлива из-за наличия мертвых зон при прохождении детонационной волны. В результате снижается топливная эффективность двигателя.A disadvantage of the known method of operating the engine is that at the time the fuel combustion products are supplied from the combustion chamber to the expansion cylinder, the piston in this cylinder is close to the top dead center and the shoulder of the gas pressure force on the expansion piston, which generates torque, is small. Therefore, during the period of time until the shoulder of this force increases, which corresponds to a rotation of the crankshafts by an angle of at least 15 degrees, the energy of the combustion products of the fuel goes mainly not to perform useful work, but to heat the walls and piston of the expansion cylinder. As a result, the efficiency is reduced, the specific power of the engine and its torque are reduced. In the combustion chamber, the first and second connecting channels are arbitrary in shape and cast. In this case, the combustion of fuel occurs in the volume formed by the combustion chamber and parts of the adjacent channels, which are located between the combustion chamber and the shutters. This volume is not strictly spherical, which leads to incomplete combustion of the fuel due to the presence of dead zones during the passage of the detonation wave. As a result, the fuel efficiency of the engine is reduced.
Настоящее изобретение направлено на достижение технического результата, заключающегося в повышении коэффициента полезного действия и удельной мощности двигателя с разделенным циклом за счет создания более высокого крутящего момента при подаче продуктов сгорания в цилиндр расширения, а также в повышении топливной эффективности двигателя за счет обеспечения более полного сгорания топлива.The present invention is aimed at achieving a technical result, which consists in increasing the efficiency and power density of a split-cycle engine by creating a higher torque when supplying combustion products to the expansion cylinder, as well as in improving the fuel efficiency of the engine by providing more complete combustion of fuel .
Технический результат достигается тем, что в способе эксплуатации поршневого двигателя внутреннего сгорания с разделенным циклом, содержащим цилиндр сжатия, в котором осуществляется сжатие свежего заряда и в котором размещены клапан впуска заряда и поршень сжатия, соединенный первым шатуном с кривошипом первого коленчатого вала, цилиндр расширения, в котором осуществляется расширение продуктов сгорания и в котором размещены клапан выпуска отработанных газов и первый поршень расширения, соединенный вторым шатуном с кривошипом второго коленчатого вала, который жестко связан с первым коленчатым валом с обеспечением возможности вращения с одинаковой скоростью, и сферическую камеру сгорания, в которой осуществляется сгорание топлива и которая соединена первым каналом с цилиндром сжатия и вторым каналом с цилиндром расширения, причем каждый из каналов снабжен запорным элементом, а поршень сжатия и первый поршень расширения установлены так, что поршень сжатия достигает своей верхней мертвой точки раньше, чем первый поршень расширения, согласно изобретению, двигатель снабжен вторым поршнем расширения и третьим коленчатым валом с кривошипом и шатуном, при этом второй поршень установлен в цилиндре расширения напротив первого поршня и соединен третьим шатуном с кривошипом третьего коленчатого вала, который жестко связан с первым и вторым коленчатыми валами, запорные элементы первого и второго каналов камеры сгорания размещены в местах соединения этих каналов с камерой сгорания, поршни расширения имеют свои верхние мертвые точки вблизи геометрического центра цилиндра расширения, при этом в момент открытия запорного элемента второго канала камеры сгорания первый поршень расширения находится в своей верхней мертвой точке, а второй поршень отстоит от своей верхней мертвой точки на расстоянии, соответствующем повороту коленчатых валов на угол 20-40 градусов, и движется от геометрического центра цилиндра.The technical result is achieved in that in a method of operating a reciprocating internal combustion engine with a divided cycle comprising a compression cylinder, in which a fresh charge is compressed and in which a charge inlet valve and a compression piston are connected, connected by a first connecting rod to the crank of the first crankshaft, an expansion cylinder, in which the expansion of the combustion products is carried out and in which the exhaust valve and the first expansion piston are connected, connected by a second connecting rod with a crank of the second about a crankshaft, which is rigidly connected with the first crankshaft to be able to rotate at the same speed, and a spherical combustion chamber in which the fuel is burned and which is connected by the first channel to the compression cylinder and the second channel to the expansion cylinder, each channel having a shut-off element, and the compression piston and the first expansion piston are installed so that the compression piston reaches its top dead center earlier than the first expansion piston, according to the invention, an engine with abzhen the second expansion piston and the third crankshaft with a crank and connecting rod, while the second piston is installed in the expansion cylinder opposite the first piston and is connected by a third connecting rod with the crank of the third crankshaft, which is rigidly connected to the first and second crankshafts, locking elements of the first and second channels the combustion chambers are located at the junction of these channels with the combustion chamber, the expansion pistons have their top dead center near the geometric center of the expansion cylinder, while at the moment With the locking element of the second channel of the combustion chamber, the first expansion piston is at its top dead center, and the second piston is at a distance corresponding to the rotation of the crankshafts by an angle of 20-40 degrees from its top dead center and moves from the geometric center of the cylinder.
Технический результат достигается также тем, что первый и второй каналы камеры сгорания выполнены трубчатой формы.The technical result is also achieved by the fact that the first and second channels of the combustion chamber are made tubular.
Технический результат достигается также и тем, что запорные элементы первого и второго каналов камеры сгорания выполнены в виде клапанов так, что при закрытых клапанах внутренняя поверхность камеры сгорания имеет вид замкнутой сферы.The technical result is also achieved by the fact that the locking elements of the first and second channels of the combustion chamber are made in the form of valves so that with the valves closed, the inner surface of the combustion chamber has the form of a closed sphere.
Существенные признаки заявленного изобретения, определяющие объем правовой охраны и достаточные для получения вышеуказанного технического результата, выполняют функции и соотносятся с результатом следующим образом.The essential features of the claimed invention, which determine the scope of legal protection and are sufficient to obtain the above technical result, perform functions and relate to the result as follows.
Снабжение двигателя вторым поршнем расширения, который установлен в цилиндре расширения напротив первого поршня, и третьим коленчатым валом с кривошипом и шатуном, соединенным со вторым поршнем расширения, необходимо для того, чтобы создать большее плечо силы, действующей на второй поршень расширения в момент подачи продуктов сгорания в цилиндр расширения из камеры сгорания. Это обеспечивает более высокий эффективный крутящий момент двигателя и снижает в нем тепловые потери, а также способствует увеличению удельной мощности и коэффициента полезного действия двигателя.The supply of the engine with a second expansion piston, which is installed in the expansion cylinder opposite the first piston, and a third crankshaft with a crank and connecting rod connected to the second expansion piston, is necessary in order to create a larger arm of the force acting on the second expansion piston at the moment of supply of combustion products into the expansion cylinder from the combustion chamber. This provides a higher effective engine torque and reduces heat loss in it, and also contributes to an increase in specific power and engine efficiency.
Жесткое соединение третьего коленчатого вала с первым и вторым коленчатыми валами необходимо для обеспечения вращения этих валов с одинаковой скоростью и обеспечения синхронной работы поршней и клапанов цилиндров расширения и сжатия, а также запорных элементов первого и второго соединительных каналов камеры сгорания.A rigid connection of the third crankshaft with the first and second crankshafts is necessary to ensure the rotation of these shafts at the same speed and to ensure synchronous operation of the pistons and valves of the expansion and compression cylinders, as well as the locking elements of the first and second connecting channels of the combustion chamber.
Размещение запорных элементов первого и второго каналов в местах соединения этих каналов с камерой сгорания позволяет уменьшить объем мертвых зон при прохождении детонационной волны в камере сгорания в момент воспламенения топлива. Это обеспечивает более полное сгорание топлива и повышает топливную эффективность двигателя.The placement of the locking elements of the first and second channels at the junction of these channels with the combustion chamber can reduce the volume of dead zones during the passage of the detonation wave in the combustion chamber at the time of ignition of the fuel. This provides a more complete combustion of fuel and increases the fuel efficiency of the engine.
Установка поршней расширения таким образом, что их верхние мертвые точки расположены вблизи геометрического центра цилиндра расширения, необходима для создания большего плеча силы, действующей на второй поршень расширения в момент подачи продуктов сгорания в цилиндр расширения из камеры сгорания и обеспечения более высокого эффективного крутящего момента двигателя за счет снижения тепловых потерь, что способствует увеличению его удельной мощности и коэффициента полезного действия.The installation of expansion pistons in such a way that their top dead center points are located near the geometric center of the expansion cylinder is necessary to create a larger shoulder of the force acting on the second expansion piston at the moment the combustion products are fed into the expansion cylinder from the combustion chamber and provide a higher effective engine torque beyond by reducing heat loss, which contributes to an increase in its specific power and efficiency.
Установка в цилиндре расширения первого и второго поршней расширения и соединенных с ними коленчатых валов так, что в момент открытия запорного элемента второго канала камеры сгорания первый поршень расширения находится в своей верхней мертвой точке, а второй поршень отстоит от своей верхней мертвой точки на расстоянии, соответствующем повороту коленчатых валов на угол 20-40 градусов, и движется от геометрического центра цилиндра, позволяет обеспечить максимально возможное плечо силы, действующей на второй из этих поршней в момент подачи продуктов сгорания в цилиндр расширения. Это увеличивает эффективный крутящий момент и удельную мощность двигателя за счет снижения тепловых потерь и соответственно повышает коэффициент полезного действия двигателя. При нахождении второго поршня на расстоянии от своей верхней мертвой точки, соответствующем повороту коленчатых валов на угол менее 20 градусов, не обеспечивается необходимое плечо силы, действующей на второй поршень расширения в момент подачи продуктов сгорания в цилиндр расширения. А при нахождении второго поршня на расстоянии от своей верхней мертвой точки, соответствующем повороту коленчатых валов на угол более 40 градусов, величина мертвого объема в цилиндре расширения становится значительной и снижается выигрыш от увеличения плеча силы, действующей на второй поршень расширения в момент подачи продуктов сгорания в цилиндр расширения.Installation in the expansion cylinder of the first and second expansion pistons and the crankshafts connected to them so that at the moment of opening the shut-off element of the second channel of the combustion chamber, the first expansion piston is at its top dead center and the second piston is at a distance corresponding to its top dead center the rotation of the crankshafts at an angle of 20-40 degrees, and moves from the geometric center of the cylinder, allows you to provide the maximum possible shoulder of the force acting on the second of these pistons at the time of supply expanding combustion products in the cylinder. This increases the effective torque and specific power of the engine by reducing heat loss and, accordingly, increases the efficiency of the engine. When the second piston is located at a distance from its top dead center corresponding to the rotation of the crankshafts by an angle of less than 20 degrees, the necessary shoulder of the force acting on the second expansion piston at the time of supply of the combustion products to the expansion cylinder is not provided. And when the second piston is located at a distance from its top dead center corresponding to the rotation of the crankshafts by an angle of more than 40 degrees, the dead volume in the expansion cylinder becomes significant and the gain from increasing the shoulder of the force acting on the second expansion piston at the moment of supply of combustion products to expansion cylinder.
Совокупность вышеуказанных признаков необходима и достаточна для достижения технического результата изобретения, заключающегося в повышении коэффициента полезного действия и удельной мощности двигателя с разделенным циклом за счет создания более высокого крутящего момента при подаче продуктов сгорания в цилиндр расширения, а также в повышении топливной эффективности двигателя за счет обеспечения более полного сгорания топлива.The combination of the above features is necessary and sufficient to achieve the technical result of the invention, which consists in increasing the efficiency and specific power of the engine with a divided cycle due to the creation of a higher torque when feeding combustion products to the expansion cylinder, as well as to increase the fuel efficiency of the engine by providing more complete combustion of fuel.
В частных случаях осуществления изобретения предпочтительны следующие варианты выполнения.In particular cases of carrying out the invention, the following embodiments are preferred.
Выполнение в камере сгорания первого и второго соединительных каналов трубчатой формы позволяет снизить массу двигателя по сравнению с каналами в литых деталях, изготовить каналы из термостойких материалов и покрыть их снаружи теплоизолирующим материалом для снижения тепловых потерь.The implementation in the combustion chamber of the first and second connecting channels of a tubular shape allows to reduce the mass of the engine compared to the channels in cast parts, to make the channels of heat-resistant materials and cover them externally with insulating material to reduce heat loss.
Выполнение запорных элементов первого и второго соединительных каналов камеры сгорания в виде клапанов так, что при закрытых клапанах внутренняя поверхность камеры сгорания имеет вид замкнутой сферы, позволяет повысить надежность работы указанных запорных элементов и полностью исключить образование мертвых зон при прохождении детонационной волны в сферической камере сгорания в момент воспламенения топлива. Это обеспечивает наиболее полное сгорание топлива и максимально повышает топливную эффективность.The implementation of the locking elements of the first and second connecting channels of the combustion chamber in the form of valves so that with the valves closed, the inner surface of the combustion chamber has the form of a closed sphere, which improves the reliability of these locking elements and completely eliminates the formation of dead zones when a detonation wave propagates in a spherical combustion chamber in fuel ignition moment. This ensures the most complete combustion of fuel and maximizes fuel efficiency.
Вышеуказанные частные признаки изобретения позволяют осуществить способ эксплуатации двигателя в оптимальном режиме с точки зрения повышения коэффициента полезного действия двигателя, увеличения его удельной мощности, а также повышения топливной эффективности двигателя.The above particular features of the invention make it possible to carry out a method of operating the engine in an optimal manner in terms of increasing the efficiency of the engine, increasing its specific power, and also increasing the fuel efficiency of the engine.
Изобретение поясняется с помощью чертежей, на которых представлена общая схема двигателя с указанием положения кривошипов и шатунов коленчатых валов для начальных и конечных моментов различных рабочих тактов.The invention is illustrated with the help of drawings, in which a general diagram of the engine is shown indicating the position of the cranks and crankshaft connecting rods for the initial and final moments of various working cycles.
Фиг. 1 - взаимное расположение элементов двигателя в момент начала подачи продуктов сгорания топлива в цилиндр расширения.FIG. 1 - the relative position of the engine elements at the time of the beginning of the supply of fuel combustion products to the expansion cylinder.
Фиг.2 - взаимное расположение элементов двигателя в момент завершения подачи свежего заряда в цилиндр сжатия.Figure 2 - the relative position of the engine elements at the time of completion of the supply of fresh charge to the compression cylinder.
Фиг. 3 - взаимное расположение элементов двигателя перед воспламенением топлива в камере сгорания.FIG. 3 - the relative position of the engine elements before igniting the fuel in the combustion chamber.
Фиг. 4 - график зависимости суммарного крутящего момента (безразмерного) на втором и третьем коленчатых валах двигателя во время такта расширения от угла поворота второго коленчатого вала согласно изобретению (кривая 1) и график зависимости крутящего момента (безразмерного) на втором коленчатом валу от угла поворота второго коленчатого вала двигателя по прототипу (кривая 2) при одинаковых начальном давлении, температуре, рабочем объеме и теплопередаче в цилиндре расширения.FIG. 4 is a graph of the total torque (dimensionless) on the second and third crankshafts of the engine during the expansion stroke on the rotation angle of the second crankshaft according to the invention (curve 1) and a graph of the torque (dimensionless) on the second crankshaft on the rotation angle of the second crankshaft the engine shaft according to the prototype (curve 2) at the same initial pressure, temperature, displacement and heat transfer in the expansion cylinder.
Фиг. 5 - график зависимости совершенной полезной работы (безразмерной) на втором и третьем коленчатых валах во время такта расширения от угла поворота второго коленчатого вала двигателя согласно изобретению (кривая 1) и график зависимости совершенной полезной работы (безразмерной) на втором коленчатом валу от угла поворота второго коленчатого вала двигателя по прототипу (кривая 2) при одинаковых начальном давлении, температуре, рабочем объеме и теплопередаче в цилиндре расширения.FIG. 5 is a graph of the dependence of perfect useful work (dimensionless) on the second and third crankshafts during the expansion stroke on the rotation angle of the second crankshaft of the engine according to the invention (curve 1) and a graph of the dependence of perfect useful work (dimensionless) on the second crankshaft on the rotation angle of the second the engine crankshaft according to the prototype (curve 2) at the same initial pressure, temperature, displacement and heat transfer in the expansion cylinder.
Заявляемый поршневой двигатель внутреннего сгорания с расщепленным циклом содержит (см. Фиг. 1-3) цилиндр сжатия 1, камеру сгорания 2 сферической формы и цилиндр расширения 3. В камере сгорания 2 установлен узел 4, который в зависимости от типа двигателя может быть выполнен либо в виде форсунки, либо свечи зажигания. Камера сгорания 2 соединена с цилиндром 1 трубчатым каналом 5, а с цилиндром 3 - трубчатым каналом 6. Каналы 5 и 6 снабжены запорными элементами в виде клапанов соответственно 7, 8. Клапаны 7 и 8 размещены в местах соединения трубчатых каналов 5 и 6 с камерой сгорания 2. В цилиндре сжатия 1 установлен клапан 9 для впуска свежего заряда и поршень сжатия 10, соединенный шатуном 11 с кривошипом 12 первого коленчатого вала 13. В цилиндре расширения 3 установлен клапан выпуска отработанных газов 14, первый 15 и второй 16 поршни расширения, расположенные напротив друг друга по оси 17 (см. Фиг. 2) цилиндра 3. Первый поршень расширения 15 связан шатуном 18 с кривошипом 19 второго коленчатого вала 20. Второй поршень расширения 16 связан шатуном 21 с кривошипом 22 третьего коленчатого вала 23. Коленчатые валы 13, 20 и 23 жестко соединены между собой и могут вращаться в одном направлении с одинаковой скоростью. Поршни расширения 15 и 16 при вращении коленчатых валов 20 и 23 сходятся и расходятся в направлении геометрического центра цилиндра 3, совершая возвратно-поступательные движения. Геометрический центр цилиндра 3 находится посредине его оси 17. Все клапаны 7, 8, 9 и 14 соединены с распределительным валом (на Фиг. 1-3 не показан), который связан с коленчатыми валами 13, 20 и 23.The inventive split-cycle reciprocating internal combustion engine contains (see Fig. 1-3) a
Положение кривошипа 12 коленчатого вала 13 в плоскости вращения схематически обозначено позицией 24, где угол α является углом поворота коленчатых валов, на который поршень сжатия 10 опережает первый поршень расширения 15, т.е. углом опережения такта сжатия по отношению к такту расширения. Угол α составляет 30-70 градусов. Положение кривошипа 19 второго коленчатого вала 20 в плоскости вращения схематически обозначено позицией 25. Положение кривошипа 22 третьего коленчатого вала 23 в плоскости вращения схематически обозначено позицией 26, где угол β является углом поворота коленчатых валов, на который второй поршень расширения 16 опережает первый поршень расширения 15, и составляет 20-40 градусов. При этом в процессе работы угол β<α, что обеспечивает полное сгорания топлива. Ось 17 цилиндра расширения 3 и ось 27 (см. Фиг. 2) цилиндра сжатия 1 расположены, в общем и целом, перпендикулярно коленчатым валам 13, 20 и 23.The position of the
Наибольшее сближение поршней расширения 15 и 16 происходит в момент, когда поршень 15 еще не достиг своей верхней мертвой точки на расстояние, соответствующее повороту коленчатого вала 20 на угол β/2, а поршень 16 уже прошел свою верхнюю мертвую точку и находится от нее на расстоянии, соответствующем повороту коленчатого вала 23 на угол β/2. В этот момент расстояние между поршнями 15 и 16 является минимально возможным.The closest approach of the
Заявляемый двигатель работает следующим образом (см. Фиг. 1-3). В цилиндре сжатия 1 за один оборот коленчатых валов 13, 20 и 23 осуществляются такты впуска и сжатия, а в цилиндре расширения 3 осуществляются такты расширения и вытеснения. Во время такта впуска поршень сжатия 10 движется вниз, и свежий заряд воздуха или его смесь с топливом поступает в цилиндр сжатия 1 через клапан 9 (см. Фиг. 1, 2). Подача свежего заряда в цилиндр сжатия 1 (см. Фиг. 2) завершается, когда поршень сжатия 10 находится в своей нижней мертвой точке, и его кривошип 12 направлен вниз вдоль оси 27 цилиндра 1 (позиция 24). В этот момент в цилиндре расширения 3 продолжается такт расширения. При этом первый поршень расширения 15 еще не дошел до своей нижней мертвой точки на угол поворота коленчатых валов α, равный 30-70 градусов (позиция 25), а второй поршень расширения 16 не дошел до своей нижней мертвой точки, наиболее удаленной от геометрического центра цилиндра, на угол поворота коленчатых валов α-β, составляющий 10-40 градусов (позиция 26). В этот момент в камере сгорания 2 закрыт клапан 7, в цилиндре расширения 3 закрывается клапан 14 выпуска отработанных газов, а в цилиндре сжатия 1 после поступления свежего заряда закрывается клапан 9.The inventive engine operates as follows (see Fig. 1-3). In the
Далее, во время такта сжатия в цилиндре сжатия 1 поршень сжатия движется вверх, и происходит сжатие свежего заряда. В цилиндре расширения 3 при этом заканчивается такт расширения и начинается такт вытеснения, во время которого происходит вытеснение отработанных газов через открытый клапан выпуска 14 при движении поршней расширения 15 и 16 навстречу друг другу. При этом в камере сгорания 2 клапан 8 закрыт, клапан 7 открыт, а в цилиндре сжатия 1 клапан 9 закрыт.Further, during the compression stroke in the
В конце такта сжатия в цилиндре сжатия 1 (см. Фиг. 3) поршень сжатия 10 находится в своей верхней мертвой точке. В этот момент в камере сгорания 2 закрывается клапан 7, а в цилиндре расширения 3 продолжается такт вытеснения: поршни расширения 15 и 16 движутся навстречу друг другу, клапан выпуска отработанных газов 14 открыт, а клапан 8 закрыт. После закрытия клапана 7 открывается клапан впуска 9 в цилиндре сжатия 1, и начинается такт впуска свежего заряда. При этом в камере сгорания 2 с помощью узла 4 происходит либо впрыск топлива и его самовоспламенение, либо воспламенение топливной смеси от свечи зажигания. Через промежуток времени, за который коленчатые валы 13, 20 и 23 поворачиваются на угол α, происходит открытие клапана 8, и продукты сгорания поступают в цилиндр расширения 3. С этого момента в цилиндре расширения 3 начинается такт расширения, во время которого продукты сгорания совершают полезную работу. В момент начала такта расширения (см. Фиг. 1) в цилиндре расширения 3 первый поршень расширения 15 находится в своей верхней мертвой точке, а второй поршень расширения 16 уже прошел свою верхнюю мертвую точку, ближайшую к центральной части цилиндра 3, и движется от нее в сторону нижней мертвой точки. При этом кривошип 22 коленчатого вала 23 повернут относительно своего положения в верхней мертвой точке на угол β, равный 20-40 градусов (позиция 26). Такое положение поршней расширения 15 и 16 обеспечивает достаточно большое плечо силы давления газов на второй поршень расширения 16. Поэтому двигатель в начале такта расширения создает наибольший крутящий момент. В это время в цилиндре сжатия 1 поршень 10 движется вниз. При продолжении такта расширения в цилиндре 3 поршни 15 и 16 движутся друг от друга, и совершается полезная работа. В конце такта расширения в цилиндре 3 открывается клапан выпуска отработанных газов 14.At the end of the compression stroke in compression cylinder 1 (see FIG. 3),
Достижение более высокого коэффициента полезного действия двигателя согласно изобретению и увеличение его удельной мощности по сравнению с прототипом подтверждается следующими теоретическими рассуждениями и математическими расчетами. При этом в математических формулах подстрочный индекс 1 относится к двигателю, выполненному согласно изобретению, а индекс 2 - к двигателю, выполненному согласно прототипу. Во всех формулах размерность физических параметров указана в системе СИ. Итоговые формулы отражают безразмерные величины суммарного крутящего момента и совершенной полезной работы во время такта расширения.The achievement of a higher efficiency of the engine according to the invention and an increase in its specific power compared to the prototype is confirmed by the following theoretical considerations and mathematical calculations. Moreover, in mathematical formulas,
Рассмотрим такт расширения в цилиндрах расширения двигателей по изобретению и по прототипу. Если предположить, что мощность тепловых потерь равна произведению разности между температурой продуктов сгорания в цилиндре расширения 3 и эффективной температурой его стенок на коэффициент теплопередачи, то можно теоретически рассчитать зависимость крутящего момента, создаваемого при движении поршней 15,16 в цилиндре 3, от угла поворота второго коленчатого вала 20, и зависимость от этого угла совершенной полезной работы.Consider the expansion stroke in the expansion cylinders of the engines according to the invention and the prototype. If we assume that the heat loss power is equal to the product of the difference between the temperature of the combustion products in the
Расстояние h1 между первым 15 и вторым 16 поршнями расширения двигателя согласно изобретению зависит от текущего угла поворота φ второго коленчатого вала 20, который выражен в радианах и отсчитывается от положения второго коленчатого вала 20, когда первый поршень расширения 15 находится в своей верхней мертвой точке. Зависимость h1 (φ) (в метрах) выражена формулой, которая вытекает из геометрического расположения поршней расширения 15, 16 и коленчатых валов 20 и 23:The distance h 1 between the first 15 and second 16 expansion pistons of the engine according to the invention depends on the current angle of rotation φ of the
где r1 -радиус кривошипов второго и третьего коленчатых валов двигателя, м,where r 1 is the radius of the cranks of the second and third crankshafts of the engine, m,
x1 - отношение длины 
Формула (1) и последующие формулы основаны на известных физико-математических закономерностях. Их обоснование достаточно объемно и, чтобы не перегружать материалы заявки, не приводится.Formula (1) and the following formulas are based on well-known physical and mathematical laws. Their justification is voluminous enough and, in order not to overload the application materials, is not given.
Для двигателя по прототипу расстояние h2 между крышкой цилиндра расширения и поршнем расширения зависит от текущего угла поворота второго коленчатого вала φ, который выражен в радианах и отсчитывается от положения второго коленчатого вала, когда поршень расширения находится в своей верхней мертвой точке. Зависимость h2 (φ) (в метрах) выражена формулой, которая вытекает из геометрического расположения поршня расширения и второго коленчатого вала:For the prototype engine, the distance h 2 between the expansion cylinder cover and the expansion piston depends on the current angle of rotation of the second crankshaft φ, which is expressed in radians and is counted from the position of the second crankshaft when the expansion piston is at its top dead center. The dependence of h 2 (φ) (in meters) is expressed by the formula, which follows from the geometric arrangement of the expansion piston and the second crankshaft:
где r2 - радиус кривошипа второго коленчатого вала двигателя, м,where r 2 is the radius of the crank of the second crankshaft of the engine, m,
x2 - отношение длины 
Объем продуктов сгорания топлива (в м3) для двигателя согласно изобретению V1 (φ) при текущем угле поворота φ второго коленчатого вала задан формулой:The volume of fuel combustion products (in m 3 ) for the engine according to the invention V 1 (φ) at the current angle of rotation φ of the second crankshaft is given by the formula:
где W1 - сумма объемов камеры сгорания и второго трубчатого канала, соединяющего камеру сгорания и цилиндр расширения двигателя, м3,where W 1 is the sum of the volumes of the combustion chamber and the second tubular channel connecting the combustion chamber and the engine expansion cylinder, m 3 ,
S1 - площадь поперечного сечения цилиндра расширения двигателя, м2,S 1 - the cross-sectional area of the engine expansion cylinder, m 2 ,
h1 - расстояние между первым и вторым поршнями расширения, м.h 1 - the distance between the first and second expansion pistons, m
Максимальное значение V1 (φ) достигается при φ=π-β/2.The maximum value of V 1 (φ) is achieved at φ = π-β / 2.
Объем продуктов сгорания топлива (в м3) для двигателя по прототипу V2 (φ) при текущем угле поворота φ второго коленчатого вала задан формулой:The volume of fuel combustion products (in m 3 ) for the engine according to the prototype V 2 (φ) at the current angle of rotation φ of the second crankshaft is given by the formula:
где W2 - сумма объемов камеры сгорания и второго трубчатого канала, соединяющего камеру сгорания и цилиндр расширения двигателя, м3,where W 2 is the sum of the volumes of the combustion chamber and the second tubular channel connecting the combustion chamber and the engine expansion cylinder, m 3 ,
S2 - площадь поперечного сечения цилиндра расширения двигателя, м2,S 2 - the cross-sectional area of the engine expansion cylinder, m 2 ,
h2 - расстояние между крышкой цилиндра расширения и поршнем расширения, м.h 2 - the distance between the cover of the expansion cylinder and the expansion piston, m
Максимальное значение V2 (φ) достигается при φ=π.The maximum value of V 2 (φ) is achieved at φ = π.
Оценка эффективности предложенного двигателя по сравнению с прототипом может быть произведена с учетом следующих предположений.Evaluation of the effectiveness of the proposed engine in comparison with the prototype can be made taking into account the following assumptions.
1. Для продуктов сгорания топлива в обоих двигателях выполняется уравнение Менделеева-Клапейрона:1. For the products of fuel combustion in both engines, the Mendeleev-Clapeyron equation is satisfied:
где P(φ) - давление продуктов сгорания топлива при текущем угле φ поворота второго коленчатого вала, Па,where P (φ) is the pressure of the combustion products of the fuel at the current angle φ of rotation of the second crankshaft, Pa,
V (φ) - объем продуктов сгорания топлива, м3,V (φ) is the volume of fuel combustion products, m 3 ,
m - масса продуктов сгорания топлива, кг,m is the mass of fuel combustion products, kg,
M - молекулярный вес продуктов сгорания топлива, кг/моль,M is the molecular weight of the fuel combustion products, kg / mol,
R - универсальная газовая постоянная, R=8,311446 Дж/(моль⋅K)R is the universal gas constant, R = 8.311446 J / (mol⋅K)
T (φ) - температура (по Кельвину) продуктов сгорания топлива при текущем угле φ поворота второго коленчатого вала.T (φ) is the temperature (Kelvin) of the fuel combustion products at the current angle φ of rotation of the second crankshaft.
Массу продуктов сгорания m и молекулярный вес продуктов сгорания M будем считать одинаковыми для двигателя по изобретению и для двигателя по прототипу.The mass of the combustion products m and the molecular weight of the combustion products M will be considered the same for the engine according to the invention and for the engine of the prototype.
2. Внутренная энергия (в Дж) продуктов сгорания топлива E (φ) определяется формулой:2. The internal energy (in J) of the fuel combustion products E (φ) is determined by the formula:
где P (φ) - давление продуктов сгорания топлива при текущем угле φ поворота второго коленчатого вала, Па,where P (φ) is the pressure of the combustion products of the fuel at the current angle φ of rotation of the second crankshaft, Pa,
V (φ) - объем продуктов сгорания топлива, м3,V (φ) is the volume of fuel combustion products, m 3 ,
γ - показатель адиабаты.γ is the adiabatic exponent.
3. Тепловые потери (в Вт) Q через стенки цилиндра расширения и поршни расширения в единицу времени могут быть выражены формулой:3. Heat loss (in W) Q through the walls of the expansion cylinder and expansion pistons per unit time can be expressed by the formula:
где b - коэффициент теплопередачи (в Вт/K), который всегда имеет положительное значение,where b is the heat transfer coefficient (in W / K), which always has a positive value,
T (φ) - температура (по Кельвину) продуктов сгорания топлива при текущем угле φ поворота второго коленчатого вала,T (φ) is the temperature (Kelvin) of the combustion products of the fuel at the current angle φ of rotation of the second crankshaft,
Tc - эффективная температура (по Кельвину) стенок цилиндра расширения.T c is the effective temperature (Kelvin) of the walls of the expansion cylinder.
4. Угловая скорость ω вращения коленчатых валов является постоянной. В этом случае производную по времени можно заменить на производную по углу поворота второго коленчатого вала.4. The angular velocity ω of rotation of the crankshafts is constant. In this case, the time derivative can be replaced by the derivative with respect to the rotation angle of the second crankshaft.
Используя вышеуказанные предположения и закон сохранения энергии? можно показать, что зависимость давления P (φ) (в Па) продуктов сгорания топлива от угла φ (в рад) поворота второго коленчатого вала для двигателя по изобретению и для двигателя по прототипу может быть выражена формулой:Using the above assumptions and the law of conservation of energy? it can be shown that the dependence of the pressure P (φ) (in Pa) of the fuel combustion products on the angle φ (in rad) of rotation of the second crankshaft for the engine according to the invention and for the engine of the prototype can be expressed by the formula:
где P (φ) - давление продуктов сгорания топлива при текущем угле φ поворота второго коленчатого вала, Па?where P (φ) is the pressure of the fuel combustion products at the current angle φ of rotation of the second crankshaft, Pa?
V (φ) - объем продуктов сгорания топлива при текущем угле φ поворота второго коленчатого вала, м3,V (φ) is the volume of fuel combustion products at the current angle φ of rotation of the second crankshaft, m 3 ,
P(0) - давление продуктов сгорания топлива в момент их подачи в цилиндр расширения (при φ=0), Па,P (0) is the pressure of the fuel combustion products at the time of their supply to the expansion cylinder (at φ = 0), Pa,
T(0) - температура (по Кельвину) продуктов сгорания топлива в момент их подачи в цилиндр расширения (при φ=0),T (0) is the temperature (according to Kelvin) of the fuel combustion products at the time of their supply to the expansion cylinder (at φ = 0),
Tc - эффективная температура (по Кельвину) стенок цилиндра расширения,T c is the effective temperature (Kelvin) of the walls of the expansion cylinder,
γ - показатель адиабаты,γ is the adiabatic exponent,
Λ - безразмерный коэффициент теплопередачи, Λ=(γ-1)bM/(ωmR).Λ is the dimensionless heat transfer coefficient, Λ = (γ-1) bM / (ωmR).
Зависимость адиабатического давления 
где P1 (φ) - давление продуктов сгорания топлива при текущем угле φ поворота второго коленчатого вала для двигателя по изобретению, Па,where P 1 (φ) is the pressure of the combustion products of the fuel at the current angle φ of rotation of the second crankshaft for the engine of the invention, Pa,
V1 (φ) - объем (в м3) продуктов сгорания топлива при текущем угле поворота φ второго коленчатого вала для двигателя по изобретению (задан формулой (3)),V 1 (φ) is the volume (in m 3 ) of fuel combustion products at the current angle of rotation φ of the second crankshaft for the engine according to the invention (defined by formula (3)),
γ - показатель адиабаты.γ is the adiabatic exponent.
Формула (9) выведена из формулы (8).Formula (9) is derived from formula (8).
Зависимость адиабатического давления 
где P2 (φ) - давление продуктов сгорания топлива при текущем угле φ поворота (в рад) второго коленчатого вала для двигателя по прототипу, Па,where P 2 (φ) is the pressure of the combustion products of the fuel at the current angle φ of rotation (in rad) of the second crankshaft for the engine of the prototype, Pa,
V2 (φ) - объем (в м3) продуктов сгорания топлива при текущем угле φ поворота (в рад) второго коленчатого вала для двигателя по прототипу (задан формулой (4)),V 2 (φ) is the volume (in m 3 ) of fuel combustion products at the current angle of rotation φ (in rad) of the second crankshaft for the engine according to the prototype (given by formula (4)),
γ - показатель адиабаты.γ is the adiabatic exponent.
Формула (10) выведена из формулы (8).Formula (10) is derived from formula (8).
Безразмерный суммарный крутящий момент M1 на втором и третьем коленчатых валах при текущем угле φ поворота второго коленчатого вала для двигателя по изобретению может быть выражен формулой:The dimensionless total torque M 1 on the second and third crankshafts at the current angle φ of rotation of the second crankshaft for the engine according to the invention can be expressed by the formula:
где обозначения P1 (φ) и V1 (φ) такие же, как в формуле (9),where the notation P 1 (φ) and V 1 (φ) are the same as in formula (9),
S1 - площадь поперечного сечения цилиндра расширения двигателя, м2,S 1 - the cross-sectional area of the engine expansion cylinder, m 2 ,
β - угол поворота коленчатых валов, на который второй поршень расширения опережает первый поршень расширения, рад,β is the angle of rotation of the crankshafts, by which the second expansion piston is ahead of the first expansion piston, glad
Pa - нормальное атмосферное давление, Pa=101325 Па.P a - normal atmospheric pressure, P a = 101325 Pa.
Этот же крутящий момент 
где все обозначения такие же, как в формулах (9) и (11).where all the notation is the same as in formulas (9) and (11).
Безразмерный крутящий момент M2 на втором коленчатом валу при текущем угле φ (в рад) поворота второго коленчатого вала для двигателя по прототипу может быть выражен формулой:The dimensionless torque M 2 on the second crankshaft at the current angle φ (in rad) of rotation of the second crankshaft for the engine according to the prototype can be expressed by the formula:
где обозначения P2(φ) и V2(φ) такие же, как в формуле (10),where the notation P 2 (φ) and V 2 (φ) are the same as in formula (10),
S2 - площадь поперечного сечения цилиндра расширения двигателя, м2,S 2 - the cross-sectional area of the engine expansion cylinder, m 2 ,
Pa - нормальное атмосферное давление, Pa=101325 Па.P a - normal atmospheric pressure, P a = 101325 Pa.
Этот же крутящий момент 
где все обозначения такие же, как в формулах (10) и (13).where all the notation is the same as in formulas (10) and (13).
Приведенные на Фиг. 4 зависимости безразмерного суммарного крутящего момента M1(φ) на втором и третьем коленчатых валах для изобретения (кривая 1) и безразмерного крутящего момента M2(φ) для прототипа (кривая 2), рассчитаны с помощью формул (1-4), (8), (11) и (13) при одинаковых: начальных давлениях P1(0)=P2(0)=200Pa, начальных температурах T1(0)=T2(0)=2073,15 K=1800°C, начальных объемах V1(0)=V2 (0), конечных объемах V1(n-β/2)=V2(π)=22 V1 (0), а также при значении безразмерного коэффициента теплопередачи Λ=0,81645, эффективной температуре стенок Tc=453,15 K=180°C и угле опережения β=30°=π/6 рад. Из графиков на Фиг. 4 видно, что для двигателя согласно изобретению максимальное значение крутящего момента достигается в начале такта расширения при малых углах φ. Это значение примерно в 2,2 раза больше, чем максимальное значение крутящего момента для двигателя по прототипу, которое достигается при φ≈12°.Referring to FIG. 4 dependences of the dimensionless total torque M 1 (φ) on the second and third crankshafts for the invention (curve 1) and the dimensionless torque M 2 (φ) for the prototype (curve 2), are calculated using formulas (1-4), ( 8), (11) and (13) for the same: initial pressures P 1 (0) = P 2 (0) = 200P a , initial temperatures T 1 (0) = T 2 (0) = 2073.15 K = 1800 ° C, initial volumes V 1 (0) = V 2 (0), final volumes V 1 (n-β / 2) = V 2 (π) = 22 V 1 (0), and also when the dimensionless heat transfer coefficient Λ = 0.81645, effective wall temperature T c = 453.15 K = 180 ° C and lead angle β = 30 ° = π / 6 rad. From the graphs in FIG. Figure 4 shows that for the engine according to the invention, the maximum value of the torque is reached at the beginning of the expansion stroke at small angles φ. This value is approximately 2.2 times greater than the maximum value of the torque for the engine of the prototype, which is achieved at φ≈12 °.
Безразмерная полезная работа, графически отраженная на Фиг. 5, равна отношению совершенной двигателем полезной работы к работе, которую этот двигатель совершил бы за такт расширения при отсутствии тепловых потерь. Безразмерная полезная работа A1, совершенная двигателем согласно изобретению на втором и третьем коленчатых валах при повороте второго коленчатого вала на угол φ (в рад) от положения этого вала, когда первый поршень расширения находится в своей верхней мертвой точке, выражается формулами:The dimensionless useful work graphically reflected in FIG. 5 is equal to the ratio of useful work performed by the engine to the work that this engine would have performed during the expansion cycle in the absence of heat loss. The dimensionless useful work A 1 performed by the engine according to the invention on the second and third crankshafts when the second crankshaft rotates an angle φ (in rad) from the position of this shaft when the first expansion piston is at its top dead center is expressed by the formulas:
где обозначения M1 (φ) и 
Безразмерная полезная работа A2, совершенная двигателем согласно прототипу на втором коленчатом валу при повороте второго коленчатого вала на угол φ (в рад) от положения этого вала, когда поршень расширения находится в своей верхней мертвой точке, выражается формулами:The dimensionless useful work A 2 performed by the engine according to the prototype on the second crankshaft when the second crankshaft is rotated through an angle φ (in rad) from the position of this shaft when the expansion piston is at its top dead center is expressed by the formulas:
где обозначения M2 (φ) и 
Совершенная за такт расширения безразмерная полезная работа для двигателя согласно изобретению равна A1 (π-β/2), а для двигателя по прототипу - A2(π).The dimensionless useful work perfect for the expansion stroke for the engine according to the invention is equal to A 1 (π-β / 2), and for the prototype engine it is equal to A 2 (π).
Приведенные на Фиг. 5 зависимости A1(φ) (кривая 1) и A2(φ) (кривая 2) рассчитаны для изобретения и для прототипа с помощью формул (1-4), (8), (11-16) при одинаковых: начальном давлении P1(0)=P2(0)=200Pa, начальных температурах T1(0)=T2(0)=2073,15 K=1800°C, начальных объемах V1(0)=V2(0), конечных объемах V1(π-β/2)=V2(π)22V1(0), а также при значении безразмерного коэффициента теплопередачи Λ=0,81645, эффективной температуре стенок Tc=453,15 K=180°C и угле опережения β=30° = π/6 рад.Referring to FIG. 5 dependences A 1 (φ) (curve 1) and A 2 (φ) (curve 2) are calculated for the invention and for the prototype using the formulas (1-4), (8), (11-16) at the same: initial pressure P 1 (0) = P 2 (0) = 200P a , initial temperatures T 1 (0) = T 2 (0) = 2073.15 K = 1800 ° C, initial volumes V 1 (0) = V 2 (0 ), final volumes V 1 (π-β / 2) = V 2 (π) 22V 1 (0), and also when the dimensionless heat transfer coefficient Λ = 0.81645 and the effective wall temperature T c = 453.15 K = 180 ° C and lead angle β = 30 ° = π / 6 rad.
Из графиков на Фиг. 5 видно, что совершенная за такт расширения безразмерная полезная работа для двигателя согласно изобретению примерно на 7% больше, чем для двигателя по прототипу. В предлагаемом способе эксплуатации двигателя значительная часть полезной работы во время такта расширения совершается раньше, чем успевают произойти существенные тепловые потери продуктов сгорания. В двигателе по прототипу основная часть полезной работы совершается после значительных тепловых потерь, которые возникают в самом начале такта расширения.From the graphs in FIG. Figure 5 shows that the dimensionless useful work completed per expansion cycle for the engine according to the invention is about 7% more than for the prototype engine. In the proposed method of operating the engine, a significant part of the useful work during the expansion stroke is performed before significant heat losses of the combustion products have time to occur. In the engine of the prototype, the bulk of the useful work is done after significant heat losses that occur at the very beginning of the expansion stroke.
Выбором соответствующих значений диаметров цилиндров сжатия 1 и расширения 3, величины хода поршней 10, 15, 16 и объема камеры сгорания 2 можно обеспечить такую степень расширения в цилиндре 3, чтобы выхлопные газы имели температуру не более 220°C и давление не более 2 атмосфер. В этом случае при температуре газов после сгорания топливной смеси, равной 2230-2250°C, двигатель согласно изобретению без учета тепловых потерь будет иметь термический КПД не менее 80%. Если считать, что тепловые потери уменьшают термический КПД до 60% (то есть составляют 20% от исходной энегрии продуктов сгорания), а механический КПД составляет около 90%, то общий КПД предлагаемого двигателя будет составлять не менее 54%. При этом вследствие снижения давления и температуры выхлопных газов значительно уменьшится шум при работе двигателя.By choosing the appropriate diameters of the
Поскольку в способе эксплуатации двигателя согласно изобретению, в отличие от прототипа, обеспечивается создание наибольшего крутящего момента в самом начале такта расширения, то удельная мощность и средний крутящий момент за время такта расширения будут превосходить показатели прототипа не менее чем на 5% при одинаковых степени сжатия и степени расширения. За счет меньших тепловых потерь во время первой четверти такта расширения, двигатель согласно изобретению будет иметь КПД на 4-7% больше, чем двигатель по прототипу. За счет строгой сферичности объема, в котором происходит сгорание топлива, обеспечивается максимально возможная топливная эффективность. Предлагаемая конструкция двигателя относительно проста и может быть реализована с использованием стандартного оборудования и существующих технологий производства традиционных двигателей.Since in the method of operating the engine according to the invention, in contrast to the prototype, the greatest torque is provided at the very beginning of the expansion stroke, the specific power and average torque during the expansion stroke will exceed the prototype by at least 5% with the same compression ratio and degree of expansion. Due to lower heat losses during the first quarter of the expansion stroke, the engine according to the invention will have an efficiency of 4-7% more than the engine of the prototype. Due to the strict sphericity of the volume in which the combustion of fuel occurs, the maximum possible fuel efficiency is ensured. The proposed engine design is relatively simple and can be implemented using standard equipment and existing technologies for the production of traditional engines.
Claims (3)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2017102157A RU2638257C2 (en) | 2017-01-23 | 2017-01-23 | Method of operation of piston engine of internal combustion with separated cycle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2017102157A RU2638257C2 (en) | 2017-01-23 | 2017-01-23 | Method of operation of piston engine of internal combustion with separated cycle |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2017102157A RU2017102157A (en) | 2017-04-13 |
| RU2638257C2 true RU2638257C2 (en) | 2017-12-12 |
Family
ID=58641728
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2017102157A RU2638257C2 (en) | 2017-01-23 | 2017-01-23 | Method of operation of piston engine of internal combustion with separated cycle |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU2638257C2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2767866C1 (en) * | 2020-10-02 | 2022-03-22 | Виолен Макарович Любченко | Method of detonation engine operation |
Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE2145200A1 (en) * | 1971-09-09 | 1973-03-15 | Moca Systems Inc | ENGINE FOR COMBUSTION MIXTURE |
| AT410965B (en) * | 2000-07-11 | 2003-09-25 | Buchelt Benno | COMPOSITE MOTOR |
| US20030196424A1 (en) * | 2002-04-19 | 2003-10-23 | Warren Edward Lawrence | Warren cycle external combustion engine |
| RU2269017C2 (en) * | 2002-09-16 | 2006-01-27 | Китаев Алексей Митрофанович | Internal combustion engine with additional pistons |
| RU2362893C2 (en) * | 2007-10-05 | 2009-07-27 | Павел Игнатьевич Загуменнов | Single-chamber multicylinder internal combustion engine with movement of pistons in opposite direction to each other |
-
2017
- 2017-01-23 RU RU2017102157A patent/RU2638257C2/en active IP Right Revival
Patent Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE2145200A1 (en) * | 1971-09-09 | 1973-03-15 | Moca Systems Inc | ENGINE FOR COMBUSTION MIXTURE |
| AT410965B (en) * | 2000-07-11 | 2003-09-25 | Buchelt Benno | COMPOSITE MOTOR |
| US20030196424A1 (en) * | 2002-04-19 | 2003-10-23 | Warren Edward Lawrence | Warren cycle external combustion engine |
| RU2269017C2 (en) * | 2002-09-16 | 2006-01-27 | Китаев Алексей Митрофанович | Internal combustion engine with additional pistons |
| RU2362893C2 (en) * | 2007-10-05 | 2009-07-27 | Павел Игнатьевич Загуменнов | Single-chamber multicylinder internal combustion engine with movement of pistons in opposite direction to each other |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2767866C1 (en) * | 2020-10-02 | 2022-03-22 | Виолен Макарович Любченко | Method of detonation engine operation |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| RU2017102157A (en) | 2017-04-13 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| CA2433433C (en) | Eight-stroke internal combustion engine utilizing a slave cylinder | |
| US6722127B2 (en) | Split four stroke engine | |
| RU2178090C2 (en) | Method of operation of internal combustion engine | |
| US3623463A (en) | Internal combustion engine | |
| US20100147269A1 (en) | Internal Combustion Engine With Optimal Bore-To-Stroke Ratio | |
| EP3022411B1 (en) | Spool shuttle crossover valve in split-cycle engine | |
| PT2146073E (en) | Split-cycle four stroke engine | |
| EP2185799A1 (en) | Spark plug location for split-cycle engine | |
| US7273023B2 (en) | Steam enhanced double piston cycle engine | |
| CA2620602C (en) | Homogeneous charge compression ignition (hcci) vane-piston rotary engine | |
| US20120312273A1 (en) | Internal combustion engine with torsional element | |
| RU2638257C2 (en) | Method of operation of piston engine of internal combustion with separated cycle | |
| US8418672B2 (en) | High leverage rotary internal combustion engine | |
| JP4286419B2 (en) | Piston type internal combustion engine | |
| US20140190446A1 (en) | Fixed vane rotary abutment engine | |
| KR20180118166A (en) | Piston-compact engine having crankshafts rotating on a plane different from the plane of the cylinder axes | |
| CN108869019A (en) | Utilize the rotary internal combustion engine of Humphrey's thermodynamic cycle | |
| Jangalwa et al. | Scuderi Split Cycle Engine: A Review | |
| CN105927379A (en) | Seasonal differential adiabatic piston internal combustion engine technology and manufactured internal combustion engine thereby | |
| Adair et al. | Exhaust tuning of large-bore, multicylinder, two-stroke, natural gas engines | |
| Shukla et al. | Analysis and review of six stroke internal combustion engine | |
| EP1875055A2 (en) | Steam enhanced double piston cycle engine | |
| EP1528234B1 (en) | Eight-stroke internal combustion engine utilizing a slave cylinder | |
| RU2609272C2 (en) | Two-rotor engine “eight” | |
| Tang et al. | Modeling Analysis of Coupling Relationship between Combustion Exotherm of Cam Engine and Cam Profile |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| MM4A | The patent is invalid due to non-payment of fees |
Effective date: 20190124 |
|
| NF4A | Reinstatement of patent |
Effective date: 20200205 |