[go: up one dir, main page]

WO2009072994A1 - Machine à piston rotatif à dilatation volumique - Google Patents

Machine à piston rotatif à dilatation volumique Download PDF

Info

Publication number
WO2009072994A1
WO2009072994A1 PCT/UA2007/000080 UA2007000080W WO2009072994A1 WO 2009072994 A1 WO2009072994 A1 WO 2009072994A1 UA 2007000080 W UA2007000080 W UA 2007000080W WO 2009072994 A1 WO2009072994 A1 WO 2009072994A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
output shaft
working
housing
shafts
working cavity
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/UA2007/000080
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Yevgeniy Fedorovich Drachko
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Individual
Original Assignee
Individual
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Individual filed Critical Individual
Priority to US12/743,582 priority Critical patent/US8210151B2/en
Priority to EP07870648.8A priority patent/EP2233691B1/en
Publication of WO2009072994A1 publication Critical patent/WO2009072994A1/ru
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • 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
    • F02G1/00—Hot gas positive-displacement engine plants
    • F02G1/04—Hot gas positive-displacement engine plants of closed-cycle type
    • F02G1/043—Hot gas positive-displacement engine plants of closed-cycle type the engine being operated by expansion and contraction of a mass of working gas which is heated and cooled in one of a plurality of constantly communicating expansible chambers, e.g. Stirling cycle type engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C1/00—Rotary-piston machines or engines
    • F01C1/02—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
    • F01C1/063—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents with coaxially-mounted members having continuously-changing circumferential spacing between them
    • F01C1/07—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents with coaxially-mounted members having continuously-changing circumferential spacing between them having crankshaft-and-connecting-rod type drive
    • 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
    • F02B53/00—Internal-combustion aspects of rotary-piston or oscillating-piston engines
    • F02B53/02—Methods of operating
    • 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
    • F02G2270/00—Constructional features
    • F02G2270/10—Rotary pistons

Definitions

  • the proposed rotary piston volume expansion machine can be used as internal and external combustion engines, pumps and superchargers of various gases.
  • the invention relates to kinematic schemes and the design of rotary piston machines (hereinafter RPM) containing a planetary mechanism.
  • RPM rotary piston machines
  • Such a mechanism provides a mutually relative rotational-vibrational movement of the volumetric displacing elements of the RPM - vane pistons, plungers, cuffs located in one housing (section).
  • RPMs with such planetary mechanisms - depending on additional equipment - are able to operate as rotary piston internal combustion engines (hereinafter RPDVs) on arbitrary liquid and / or gaseous fuel in the mode of internal and / or external mixture formation.
  • RPDVs rotary piston internal combustion engines
  • RPMs with such kinematic mechanisms are able to operate as rotary piston external combustion engines according to the Stirling scheme [1].
  • rotary piston volume expansion machines with such kinematic mechanisms can operate as compressors, blowers, pumping devices for air and / or various gases: a) for filling various containers, for example, tires of automobiles and airplanes; b) supply of compressed air for various technological needs, for example, for various kinds of sprayers and blowers.
  • RDBC Applied only to the invention, hereinafter designated: the term "RPDBC” - an engine that has at least four vane pistons mounted on coaxial shafts in at least one circular casing (section).
  • the planetary mechanisms of these rotary machines provide a mutually relative rotational-vibrational movement of their compression elements - vane pistons.
  • the known planetary mechanisms are not capable of transmitting significant forces from the vane pistons, for example, several tons, to the output shaft during the engine’s stroke in the case of an RPM with the required service life of several thousand hours of operation.
  • the planetary mechanism of such engines has several disadvantages.
  • the first is the need to make the dimensions of planetary gears of external gearing large in order to ensure their operability under transmitted workloads.
  • Another drawback is that the speed of rotation of planetary gears and crankshaft coaxial with it should be several times greater than the speed of rotation of the output shaft, which worsens the working conditions of the bearings and reduces the resource of their work.
  • the third disadvantage is that the crank shafts and planetary gears coaxial with them are located on the carrier at a considerable radius from the axis of the output shaft. For this reason, they are subject to significant centrifugal forces that create additional loads on planetary gear bearings, which also reduces the life of the RPM.
  • This rotary engine has a casing with a pine output shaft with a circular working cavity, in which there are bladed pistons rigidly fixed on two concentric working shafts. These shafts are the connecting link between the volume-displacing gas-dynamic part of the RPM and its planetary mechanism.
  • the planetary mechanism of such an engine has a central centrally aligned with the output shaft fixed to the housing a gear wheel and two concentric working shafts.
  • the output shaft has a carrier on which crankshafts and planetary gears coaxial with it are engaged, which are meshed with the central stationary gear wheel.
  • the kinematic chain is closed by a pair of connecting rods pivotally connecting the crankshafts to the levers of both working shafts.
  • the first is the complexity of the planetary mechanism, due to the presence of several such similar parts as planetary gears and crankshafts aligned with it. This increases the cost of manufacture, as well as material consumption and weight of the device.
  • the second disadvantage is the large angular speeds of planetary gears and crankshafts rigidly connected with them, several times higher than the speed of rotation of the output shaft. This circumstance will determine the excessively high speed load of the bearing assemblies, which reduces the reliability and service life of the mechanism.
  • the third disadvantage is the limitations on the magnitude of the transmitted workloads by gears of planetary gears having external gearing with a central fixed wheel and a relatively small amount of tooth overlap and, accordingly, a small bearing capacity of such a gear pair.
  • the fourth drawback is the large installation radius on the shoulders of the carrier of the output shaft of the crankshafts and planetary gears. This leads to the appearance of large centrifugal forces and loads acting on the bearings, which accordingly leads to a decrease in the resource of the planetary mechanism.
  • a rotary piston volume expansion machine with a planetary mechanism which includes: a) a housing having a circular working cavity and inlet and outlet channels; b) at least two working shafts that are coaxial with the circular surface of the working cavity and are equipped with vane pistons and levers on the other hand; c) at least one central stationary gear wheel, which is aligned with the surface of the working cavity and the working shafts; g) concentric to the working shafts of the output shaft having a carrier; e) crankshafts mounted on the shoulders of the carrier of the output shaft with planetary gears fixed to them, which are coupled to the central stationary gear wheel; f) connecting rods pivotally connecting the levers of the working shafts and crankshafts, characterized in that the output shaft has an eccentric on which the carrier and planetary gear are mounted, while the planetary gear is meshed with the
  • the idea of the invention is to reduce the absolute angular velocity of the crankshafts and planetary gears rigidly connected with them. This is achieved by reducing the gear ratio and changing the direction of rotation of the rotor shafts to the opposite of the output shaft (which is not obvious to a specialist).
  • the use of internal gearing achieves its high load capacity.
  • the first additional difference from the previous option is that the circular working cavity of the section housing has a toroidal shape.
  • the housing has at least one prechamber connected to the working cavity by a transfer channel.
  • a prechamber placed outside the circular working cavity is used as an external combustion chamber, which reduces the heat load on the walls of the working cavity and piston rotors. This helps to increase the resource and reliability of the RPA.
  • the transfer channel has a tangential position relative to the axis of symmetry of the prechamber.
  • the tangential position of the transfer channel serves to create a turbulent vortex gas flow in the prechamber to improve mixture formation and complete combustion of the fuel. It favors uniform and
  • the rotary piston machine has a common output shaft with at least two eccentrics and a housing consisting of at least two coaxial circular working sections.
  • the turning angle of both the working sections relative to one another and the eccentricities of the output shaft eccentrics can be from 0 ° to 180 ° and is determined by specialists in accordance with the conditions and required features of the RPM operation.
  • Such a rotary piston machine usually used as a RPM, has a torque without a negative component and without large changes in its magnitude.
  • Her work is characterized by a reduced level of vibration when paired with a load, which favorably affects the reliability of the work and the duration of the resource.
  • the working cavity of the rotary piston volume expansion machine has inlet and outlet channels coupled to: a heater; exhaust gas regenerator and refrigerator; additional refrigerator.
  • Such a volume expansion machine is typically used as a supercharger (compressor) of air or gas.
  • the simplification of the device and the solution of the first problem of the invention is achieved by replacing several planetary gears and crankshafts with one planetary gear wheel with a carrier mounted on the output shaft eccentric.
  • the design of the output shaft is simplified by replacing the bulky carrier with an eccentric.
  • This achieves a relatively large overlap of the teeth, capable of carrying an increased load.
  • internal gearing has lower friction losses due to lower relative tooth speeds.
  • the rotation speed of the planetary gear wheel and the carrier becomes smaller, and the connecting rods operate only in the oscillatory mode.
  • the speed load of bearings decreases, their bearing capacity increases, which ensures reliable operation and an increase in RPM life as a whole.
  • FIG.1 shows a longitudinal section of a RPM with its planetary mechanism on the example of RPDV as a volume expansion machine
  • FIG.1 shows a longitudinal section of a RPM with its planetary mechanism on the example of RPDV as a
  • FIG. 2 the initial angular position of the vane pistons and links of their kinematic drive with the conditionally initial (upper) angular position of the output shaft eccentric 0 ° (360 °, 720 °, etc.);
  • FIG. 3 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 45 ° counterclockwise (405 °, 765 °, etc.);
  • FIG. 4 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 90 ° (450 °, 810 °, etc.);
  • FIG. 5 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 135 ° (495 °, 855 °, etc.);
  • FIG. 6 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 180 ° (540 °, 900 °, etc.);
  • FIG. 7 - 11 shows a cross section of the housing RPDV on a circular working cavity for various current positions of the vane pistons for 1/2 revolution of the output shaft from the conditional 0 °
  • FIG. 7 the initial angular position of the vane pistons in the annular working cavity of the housing with the conditionally initial angular (upper) position of the cam shaft OQ of the working shaft (0 °, 360 °, 720 °, etc.);
  • Fig. 8 is the same as in Fig. 7, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 45 ° counterclockwise (405 °, 765 °, etc.);
  • FIG. 9 - the same as in fir.7, but when the cam shaft OQ of the output shaft is rotated 90 ° (450 °, 810 °, etc.);
  • FIG. 10 the same as in Fig. 7, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 135 ° (495 °, 855 °, etc.);
  • FIG. 11 the same as in Fig. 7, but when turning the eccentric
  • FIG. 13 - shows a longitudinal section of the planetary mechanism on the example of the RPA as a volume expansion machine with a toroidal working cavity
  • FIG. 14 - shows the kinematic diagram (second design option) of the RPA with a common output shaft having two eccentrics for two planetary mechanisms, between which there is a housing consisting of two similar coaxial working sections.
  • FIG. 15 is a sine-approximated graph of the change in the magnitude of the torque M of a single-section RPDV depending on the current angle of rotation of the output shaft ⁇ ;
  • FIG. 17 the initial angular position of the vane pistons and links of their kinematic drive with a conditionally initial (upper) angular position of the eccentricity of the output shaft eccentric 0 ° (360 °, 720 °, etc.);
  • FIG. 18 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is turned 30 ° counterclockwise (390 °, 750 °, etc.);
  • FIG. 19 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated by 60 °;
  • FIG. 20 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated 90 °;
  • FIG. 21 is the same as in FIG.
  • FIG. 22 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated by 120 °;
  • FIG. 22 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is turned by 150 °;
  • FIG. 23 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated 180 °;
  • FIG. 24 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated by 210 °;
  • FIG. 25 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated by 240 °;
  • FIG. 26 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated by 270 °;
  • FIG. 27 is the same as in FIG.
  • FIG. 28 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated by 330 °
  • FIG. 29 is the same as in FIG. 17, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated 360 °;
  • FIG. 30 the initial angular position of the vane pistons relative to the inlet and outlet channels with the conditionally initial (upper) angular position of the eccentricity output shaft ika 0 ° (360 °, 720 °, etc.);
  • FIG. 31 is the same as in FIG.
  • FIG. 32 is the same as in FIG. 3O, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated by 60 °;
  • FIG. 33 is the same as in FIG. 3O, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated 90 °;
  • FIG. 34 is the same as in FIG. 3O, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated by 120 °;
  • FIG. 35 is the same as in FIG. 35, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated 90 °;
  • FIG. 38 is the same as in FIG. 35, but when the eccentricity of the eccentric of the output shaft is rotated 135 °;
  • FIG. 39 is the same as in FIG. 35, but when turning, the eccentricity of the eccentric of the output shaft is 180 °;
  • FIG. 40 is the same as in FIG. 35, but when turning the eccentricity of the eccentric of the output shaft by 225 °;
  • FIG. 41 is the same as in FIG. 35, but when turning the eccentricity of the eccentric of the output shaft by 270 °;
  • FIG. 43 shows the connection of the inlet and outlet channels to the RPM circular working cavity when it is used as a supercharger (compressor), for example, air.
  • housing 1 having a circular working cavity
  • external working shaft 2 internal working shaft 3
  • levers 4 of the external and internal working shafts 2 and 3 axisymmetric vane pistons 5 and 6, respectively rigidly mounted on coaxial working shafts 2 and 3.
  • Vane pistons 5 and 6 have radial and mechanical sealing elements (not specifically marked and not marked) and can also have axisymmetric cavities on the side faces, for example performing the function of combustion chambers in the case of RPA; output shaft 7, graphically indicated in FIG.
  • the simplest RPFA can have a pre-chamber 23 connected to the working cavity of the housing (section) 1 by a transfer channel 24 (see Fig. 12).
  • the rotary piston volume expansion machine operating according to the Stirling scheme has a heater 25, a regenerator 26, an exhaust gas cooler 27 and an additional cooler 28 (see FIG. 3C).
  • a rotary piston volume expansion machine that acts as a supercharger (compressor, see Fig. 43) is structurally similar to the simplest RPVS (see Fig. 1). The main difference is that in the place of connection of the exhaust channel 19 to the body (section) 1, check valves 29 (for example, flap type) are installed. Moreover, as the inlet channels 18, as well as the exhaust channels 19 can accordingly be structurally combined.
  • lever is transmitted from the carrier 9 by connecting rods 10 there are 4 working shafts 2 and 3, on which the vane pistons 5 and 6 are fixed, which begin to make rotational-vibrational motion in the working cavity of the RPM. This movement is the result of relatively
  • the “zero” point of instantaneous speeds which is the mating point of the gear pitch circles (fixed central gear wheel 12 and planetary gear wheel 11), the angle of position and the instantaneous distance to the carrier arms 9, which connect the connecting rods 10 to the levers 4 of the coaxial working shafts, are constantly changing 2 and 3.
  • This ensures a constant change in the linear and angular velocity of the levers 4 and, accordingly, the rotational-vibrational motion of the coaxial working shafts 2 and 3 and the vane pistons 5 and attached to them 6 in the working cavity of the housing (section) 1.
  • the output shaft 7 with the eccentric 8 and the working shafts 2 and 3 with the vane pistons 5 and 6 rotate in opposite directions.
  • the counterweight 14 performs the function of balancing the masses of the eccentric 8, planetary wheel 11, carrier 9 and massive ring gear 13 performing the function of a flywheel. Perhaps a joint design of the ring gear 13 and the counterweight 14.
  • FIG. 2 shows conditionally the initial position 0 ° of the output shaft 7 with an eccentric 8 and the corresponding position of the planetary gear wheel 1 i with the carrier 9, connecting rods 10 and levers 4 of the rotor-pistons 5 and 6 relative to the stationary central gear wheel 12 and the housing (section) 1.
  • the eccentricity of the eccentric 8 of the output shaft 7 is indicated by the thick line OQ and occupies a vertical position, and the carrier 9 is horizontal above the output shaft 7 and is indicated by the letters AB.
  • the kinematic connection between the carrier 9 and the levers 4 of the working shafts 2 and 3 is carried out by the connecting rods 10, indicated in Fig. 2 by direct AC and BD.
  • the axes of the vane pistons 5 and 6 shown by the dashed line are arranged symmetrically with respect to the vertical axis at an acute angle to it.
  • the angle between the axes of the levers 4 of both working shafts 2 and 3 is minimal and designated as ⁇ i.
  • the output shaft 7 with the eccentric 8 performs a rotational movement counterclockwise.
  • a planetary gear wheel 11 which is mounted on the eccentric 8, rolls over the stationary central gear wheel 12. It communicates the movement of the carrier 9 rigidly connected to it. This ensures a constant change in the movement of the shoulders QA and QB of carrier 9 (as in the direction and in terms of speed) relative to the “zero” point of instantaneous speeds, which is the mating point of the pitch circles of the gears 11 and 12.
  • the output shaft 7 and its eccentric 8 (with eccentricity OQ) are shown already turned 45 ° counterclockwise.
  • the planetary gear wheel 11 with carrier 9 is rotated 45 ° clockwise. Due to the constancy of the angles ⁇ i and ⁇ 2, the connecting rods 10, indicated by straight AC and BD, move the levers 4 of the working shafts 2 and 3, indicated by the lines OS and OD, to the angle A 2 > ⁇ i. Accordingly, the vane pistons 5 and 6 are also bred.
  • FIG. 4 shows that the carrier 9 already occupies a vertical position, and the connecting rods 10, indicated by straight lines AC and BD, continue to move the levers 4, indicated by lines OS and OD, at an angle ⁇ > ⁇ > ⁇ i.
  • the vane pistons 5 and 6 again turn out to be reduced to a vertical axis, similar to that shown in FIG. 2.
  • FIG. 5 shows that carrier 9 (indicated by letters A and B) rotates clockwise in a 45 ° position to the vertical, and the connecting rods 10, indicated by straight AC and BD, begin to reduce the levers 4 denoted by the lines of OS and OD, i.e. A 4 ⁇ 3 .
  • the vane pistons 5 and 6 diverge and their position becomes similar to the position shown in FIG.
  • FIG. 6 shows that the connecting rods 10, indicated by straight lines AC and BD, continue to reduce the levers 4, indicated by lines OS and OD at an angle ⁇ 5 ⁇ A 4 .
  • the vane pistons 5 and 6 again turn out to be reduced to a vertical axis, similar to that shown in FIG. 2.
  • drove 9, indicated by the letters AB again occupies a horizontal position, but already under the output shaft 7 and the eccentric 8.
  • the position of the links of the kinematic mechanism in FIG. 6 turns out to be axisymmetric to the position of the kinematic links of FIG. 2.
  • FIG. 7 to 11 shows a cross section of the housing 1 of the simplest
  • Figure 7 shows the current working volumes: "1" - connected to the inlet channel 18 with a carburetor 20 (used only for external mixture formation) and has the largest volume, which in the case of RPA corresponds completing the “Beat” beat and the beginning of the “Beat” beat; “2” - communicates with candles 21 (for the case of external mixture formation) and / or with the nozzle (for the case of internal mixture formation) and has the smallest volume, which in the case of the RPMD corresponds to the completion of the “Squeeze” beat and the beginning of the beat
  • “3” - is connected to the exhaust channel 19 and has a maximum volume, which in the case of the RPMD corresponds to the completion of the “Start-up” cycle and the beginning of the “Run-out gas cycle” cycle; “4” - has a minimum volume, which in the case of the RPA corresponds to the completion of the cycle “Waste Gas” and the beginning of the cycle “Compression”;
  • “2” - has a closed, increasing volume, which in the case of an RPM corresponds to the flow of the “Running” cycle; “3” - is connected to the exhaust channel 19 and has a decreasing volume, which in the case of RPDV corresponds to the course of the cycle “Waste gas exhaust”;
  • “4” - is connected to the inlet channel 18 with a carburetor 20 and has an increasing volume, which in the case of RPDVs corresponds to the flow of the cycle “Vpyc”;
  • “3” - has the smallest volume, which in the case of the RPA corresponds to the completion of the cycle “Waste gas” and the beginning of the cycle “W-cycle”; "4" - connected to the inlet channel 18 with the carburetor 20 and has the largest volume, which, in the case of RPA, corresponds to the completion of the “Vpyck” cycle and the beginning of the “Compression” cycle.
  • the position of the vane pistons 5 and 6 shown in Figs. 7 and 9 is similar, and the flow of working processes differs only by one shift of the working process of the RPA. Accordingly, shown in FIGS. 8 and 10, as well as in FIG. 9 and 11, the positions of the vane pistons 5 and 6 are similar, and the course of physical processes in the current volumes “1” - “4” differs only by one shift in rotation of the output shaft 7 by 90 °. Moreover, shown in FIG. 7 and 11, the position of the vane pistons 5 and 6 is also similar, but the flow of working processes in the current volumes “1” - “4” already differs by a 2-stroke shift of the RPA engine during rotation of the output shaft 7 by 180 °.
  • the ring gear 13 (see Fig. 1) serves as the engine flywheel. Therefore, it must be massive to overcome the negative component of the torque, as well as to "smooth" the current value of the torque on the output shaft 7.
  • Coolant is pumped through the internal cavities of the housing 1 having the walls 22, which prevents overheating of the RPA.
  • the oil cooling system of the vane pistons 5 and 6 is not particularly shown and not indicated.
  • FIG. 12 shows the simplest RPFA having a housing 1 with a prechamber 23 in which a nozzle 21 is fixed for internal mixing. Moreover, by setting the planetary mechanism, the closing phase of the vane pistons 5 and 6 at the end of the “compression” stroke is ensured opposite the overflow channel 24 of the prechamber 23. Moreover, during operation engine when the gas flows from the working cavity of the housing 1 to the pre-chamber 23 due to the tangentially located transfer channel 24 in the pre-chamber 23, a vortex flow is formed, which contributes to good and quick mixing of air with fuel and quick combustion of the latter.
  • FIG. 13 shows the simplest RPA having a housing 1 with a toroidal working cavity. His work is similar to the previously described RPA with an annular working cavity (see Fig. 1 and 7 - 11). But the execution of the housing 1 with a toroidal working cavity eliminates the angular joints between the sealing elements using compression rings. This minimizes the leakage of compressed gas and simplifies the sealing system of the vane pistons 5 and 6.
  • RPA Shown in Fig.14 RPA has an output shaft 7 with two eccentrics 8 and a two-section housing 1 located between two previously described planetary mechanisms (see Fig. 2 - 6). Both sections of the housing 1 and the eccentrics 8 of the common output shaft 7 can be deployed one relative to the other so that during RPM operation the torques from both sections are added to the output shaft 7. The value of such a turn can reach 180 ° and is determined by specialists based on specific requirements and the conditions of the RPA. As a rule, these are the rotation angles of the sections of the housing 1 and the eccentrics 8, which provide the phase displacement of the maximum and minimum amplitudes of the torque values from each of the sections in order to obtain the most “smoothed” total torque.
  • ⁇ is the angle of rotation of the output shaft 7 of the simplest RPM (see Fig. 1, 7-11, 13) having a single-section housing 1.
  • twisting the moment has not only a large amplitude of change in its magnitude, but also even a negative component.
  • RPA with a two-section housing 1 has a smoothed resulting torque as a result of the addition of torque from both sections on a common output shaft 7.
  • the letter “A” denotes the approximated sine curve of the torque from the left section
  • the letter “B” - from the right section the letter “C” - the total graph from both sections. Therefore, when operating the RPM with a two-section housing 1, it is already possible to obtain a new quality - the torque on the output shaft 7 can be without a negative component and without large differences in its value.
  • the level of vibration will be less, which favorably affects the reliability and service life of both himself and the load.
  • the ring gear 13 can be of minimum weight and can be made from conditions of sufficient strength, which reduces the weight and material consumption of the RPA.
  • Fig shows the conditionally initial position 0 ° of the output shaft 7 with a vertically arranged eccentric 8 (it is conditionally shown by the eccentricity in the form of a straight line segment OQ), as well as the initial position of the rotor-pistons 5 and 6.
  • the position of the carrier 9 is located horizontally above the axis of the output shaft 7 and the eccentric 8.
  • the output shaft 7 with the eccentric 8 begins to rotate counterclockwise.
  • the planetary gear wheel 11 mounted on the eccentric 8 of the output shaft 7 and the carrier 9 connected to it come into motion. Further, the movement is transmitted from the carrier 9 through the connecting rods 10 to the levers 4 of the shafts 2 and 3.
  • FIG. 30 - 34 schematically shows a cross section along the working cavity of the housing 1 of a simple engine made according to the Stirling scheme with external combustion.
  • the working cavity of the housing 1 of such an engine has 3 pairs of inlet 18 and outlet 19 channels located with angle of about 120 ° relative to each other.
  • current working volumes are formed, indicated by numbers in circles from “1” to “6”.
  • Each pair - inlet channel 18 and exhaust channel 19 - closes on its own unit:
  • pre-cooled exhaust gases flow through an additional refrigerator 28, where their temperature is further reduced;
  • the overflow of the working gas begins, with its sequential heating first in the regenerator 26, and then in the heater 25.
  • the volume “4” decreases until it is cut off from the volume “5”.
  • the pressure increases in the common cavity of the current volume “4” and the additional refrigerator 28, and the temperature increase is limited by heat extraction from the working gas by the additional refrigerator 28. This minimizes the loss of mechanical energy in the engine during subsequent compression of the working gas before supplying heat to it;
  • the volume “5” also accordingly turns out to be cut off from the volume “4”. It is easy to notice that the location of the current volume “5” in FIG. 34 fully corresponds to the location of the current volume “6” in FIG. 3O, as well as the physical processes occurring in it;
  • the volume “6” in FIG. 34 corresponds to the location of the current volume “1” in FIG. 3O, as well as the physical processes occurring in it.
  • Fig. 35 shows conditionally the initial position 0 ° of the output shaft 7 with a vertically arranged eccentric 8 (its eccentricity is indicated by a straight line segment OQ), as well as the initial position of the vane pistons 5 and 6.
  • OQ the initial position of the vane pistons 5 and 6.
  • the position of the carrier 9 is located horizontally above the axis of the output shaft 7 and the eccentric 8.
  • the output shaft 7 with the eccentric 8 begins to rotate counterclockwise. Then, rolling along the stationary central gear wheel 12, the planetary gear wheel 11 mounted on the eccentric 8 of the output shaft 7 and the carrier 9 connected to it come into motion. Further, the movement is transmitted from the carrier 9 through the connecting rods 10 to the levers 4 of the shafts 2 and 3. The latter drive the vane pistons 5 and 6, which are located in the working cavity of the RPM and rotate-oscillate.
  • FIG shows a cross section of the housing 1 RPA in a circular working chamber.
  • Such a RPMD has 4 vane pistons 5 and 6 on each of the working shafts 2 and 3, which form 8 current volumes between the faces of the vane pistons 5 and 6 and the working cavity of the housing 1. Similar to the designations of the simplest RPVD with 4 current displacements previously described (for example see fig. 10), fig. 42 are indicated by the numbers in circles from “1 1 ” to “4 1 ” the current working volumes located in the upper part of the working cavity of the housing 1. The other 4 current working volumes indicated by numbers in circles from “1 2 ” to “4 2 ” are located in the lower part of the working cavity of the housing 1.
  • RPDS operation cycle includes 4 cycles: “vpyck”,
  • a rotary piston volume expansion machine (see FIG. 43) having the previously described planetary mechanism (see FIGS. 2-6) and acting as a supercharger (compressor) is driven by rotation of the output shaft 7 from an external drive. It has valves 29 (for example, flap type), which are installed at the junction of the bifurcated outlet pipe 19 to the housing 1 and which provide unidirectional movement of the fluid body (for example, gas) from the decreasing volume between the reduced faces of the rotor-pistons 5 and 6 through the exhaust channel 19 towards the volume with less pressure.
  • valves 29 for example, flap type

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Retarders (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)

Description

РОТОРНО-ПОРШНЕВАЯ МАШИНА ОБЪЁМНОГО РАСШИРЕНИЯ
(её варианты) Область техники Предлагаемая роторно-поршневая машина объемного расширения может использоваться в качестве двигателей внутреннего и внешнего сгорания, насосов и нагнетателей различных газов.
Изобретение относится к кинематическим схемам и конструкции роторно-поршневых машин (далее РПМ), содержащих планетарный механизм. Такой механизм обеспечивает взаимно- относительное вращательно-колебательное движение объёмно- вытеснительным элементам РПМ — лопастным поршням, плунжерам, манжетам, находящимся в одном корпусе (секции). РПМ с такими планетарными механизмами - в зависимости от дополнительного оборудования - способны работать в качестве роторно-поршневых двигателей внутреннего сгорания (далее РПДВС) на произвольном жидком и/или газообразном топливе в режиме внутреннего и/или внешнего смесеобразования. Кроме того РПМ с такими кинематическими механизмами способны работать в качестве роторно-поршневых двигателей внешнего сгорания по схеме Стирлинга [1]. Они предназначены для оснащения: а) различных, преимущественно малогабаритных транспортных средств, например, легковых автомобилей, такси и небольших грузовиков; малогабаритных судов типа моторных лодок, катеров и яхт; сверхлегких и легких летательных аппаратов типа парамоторов, моторных дельтапланов, самолетов и особенно легких вертолетов; б) мототехники для активных видов отдыха и спорта, таких как мотоциклы, тетрациклы, скутеры и снегоходы; в) тракторов и иных самоходных сельскохозяйственных орудий преимущественно для фермерских хозяйств и приусадебных участков и г) компактных и мобильных комплексов «PПДBC- элeктpoгeнepaтop».
Кроме того, роторно-поршневые машины объемного расширения с такими кинематическими механизмами могут работать в качестве компрессоров, нагнетателей, перекачивающих устройств воздуха и/или различных газов: а) для наполнения различных емкостей, например, шин автомобилей и самолетов; б) подачи сжатого воздуха для различных технологических нужд, например, для различного рода распылителей и воздуходувок.
Применительно только к изобретению здесь и далее обозначены: термином «PПДBC» - такой двигатель, который имеет по меньшей мере четыре лопастных поршня, установленных на соосных валах по крайней мере в одном круговом корпусе (секции).
Причем, таких корпусов (секций) может быть несколько и они могут быть выполнены смежными; термином «гpaнь» - боковая поверхность каждого лопастного поршня с одной стороны, сопрягаемая по её периметру с внутренними стенками рабочей полости корпуса; термином «paбoчaя полость корпуса (ceкции)» - полость, которая заключена между внутренней стенкой рабочей полости корпуса и гранями лопастных поршней. Она состоит не менее чем из четырех одновременно существующих и изменяющихся по величине текущих объемов. При работе РПМ рабочая полость корпуса (секции) имеет постоянный объем независимо от углового смещения лопастных поршней относительно их исходного
«нyлeвoгo» положения; термином «тeкyщий oбъeм» - каждая переменная по величине часть объема рабочей полости корпуса (секции), которая заключена между гранями смежных лопастных поршней и внутренними стенками одной секции и в которой последовательно протекают такты рабочего процесса.
Уровень техники
Известны роторно-поршневые машины с планетарными механизмами подобного назначения, например, автор E. Кауэртц, патент США:
Еugепе Каuегtz, Rоtаrу Rаdiаl-Рistоп Масhiпе, US раtепt #3144007,
Аug. 11 , 1964, рubl. 1967; Rоtаrу vапе mоtоr, US раtепt #6886527 ICT.
Они также описаны, например, в патентах Германии N 1421 19 за 1903 г., N 271552, кл. 46 аб 5/10 за 1914 г., Франции N 844351 , кл.
46 a5 за 1938 г., США N 3244156, кл. 12-8.47, 1966 г. и др.
Подобного назначения механизмы и машины описаны в патентах
России: N2013597, кл. 5 F 02 В 53/00, N 2003818, кл. 5 F 02 В 53/00;
N 2141043, кл. 6 F 02 В 53/00, F 04 С 15/04, 29/10, 1998г.; Украины N 18546, кл. F 02 В 53/00, F 02 G 1/045, 1997г.
Планетарные механизмы этих роторных машин обеспечивают взаимно-относительное вращательно-колебательное движение их компрессионных элементов - лопастных поршней.
Однако известные планетарные механизмы не способны с требуемым ресурсом несколько тысяч часов работы передавать на выходной вал значительные усилия от лопастных поршней, например, несколько тонн, во время рабочего хода двигателя в случае РПДВС.
Общими конструктивными признаками известных роторно- поршневых машин с такими планетарными механизмами являются: корпус с круговой рабочей полостью, имеющий впускные и выпускные каналы; по меньшей мере две пары лопастных поршней, жестко закрепленные на двух рабочих валах, соосных поверхности рабочей полости, причём по крайней мере один из валов имеет кривошип; соосный рабочим валам выходной вал с водилом; расположенное на водиле выходного вала по меньшей мере одно планетарное зубчатое колесо, имеющие внешнее зубчатое зацепление с неподвижным центральным зубчатым колесом, соосным поверхности рабочей полости и выходному валу; кpивoшипный(e) вaл(ы), coocный(e) планетарному зубчатому колесу; шaтyн(ы), шарнирно coeдиняющий(e) рычаги рабочих валов с кривошипными валами планетарных зубчатых колес.
Планетарный механизм таких двигателей имеет ряд недостатков. Первый - это необходимость делать большими размеры планетарных зубчатых колёс внешнего зацепления, чтобы обеспечить их работоспособность при передаваемых рабочих нагрузках. Другой недостаток - скорость вращения планетарных зубчатых колёс и соосных им кривошипных валов должна быть в несколько раз больше скорости вращения выходного вала, что ухудшает условия работы подшипников и уменьшает ресурс их работы. Третий недостаток - кривошипные валы и соосные им планетарные зубчатые колёса расположены на водиле на значительном радиусе от оси выходного вала. По этой причине на них действуют значительные центробежные силы, которые создают дополнительные нагрузки на подшипники планетарных зубчатых колёс, что также уменьшает ресурс работы РПМ.
Наиболее близка к технической сути изобретения конструкция устройства по патенту США: US Раtепt # 6,739,307, US Cl. 123/245, Мау 25, 2004, Iпtеrпаl Соmbustiоп Епgiпе апd Меthоd, аuthоr Rаlрh Gоrdоп Могgаdо.
Этот роторный двигатель имеет корпус с сосной выходному валу круговой рабочей полостью, в которой расположены лопастные поршни, жестко закреплённые на двух концентричных рабочих валах. Эти валы являются связующим звеном между объемно-вытеснительной газодинамической частью РПМ и её планетарным механизмом.
Планетарный механизм такого двигателя имеет соосные выходному валу неподвижно закрепленное на корпусе центральное зубчатое колесо и два концентричных рабочих вала. На рабочих валах: с одной - газодинамической — стороны расположены упомянутые лопастные поршни, а с другой - кинематической - установлены рычаги. Выходной вал имеет водило, на котором диаметрально установлены коленчатые валы и соосные им планетарные зубчатые колёса, находящиеся в зацеплении с центральным неподвижным зубчатым колесом. Замыкание кинематической цепи осуществляется парой шатунов, шарнирно соединяющих коленчатые валы с рычагами обоих рабочих валов. Такой планетарный механизм двигателя имеет ряд недостатков.
Первый - это сложность планетарного механизма, обусловленная наличием нескольких таких однотипных деталей как планетарные зубчатые колёса и соосные им коленчатые валы. Это увеличивает затраты на изготовление, а также материалоемкость и вес устройства.
Второй недостаток - это большие угловые скорости планетарных зубчатых колёс и жестко связанных с ними коленчатых валов, в несколько раз превышающие скорость вращения выходного вала. Этим обстоятельством определятся чрезмерно большая скоростная нагрузка подшипниковых узлов, что уменьшает надежность и ресурс работы механизма.
Третий недостаток - это ограничения по величине передаваемых рабочих нагрузок зубчатыми зацеплениями планетарных зубчатых колёс, имеющих внешнее зацепление с центральным неподвижным колесом и относительно небольшую величину перекрытия зубьев и, соответственно, небольшую несущую способность такой зубчатой пары.
Четвертый недостаток - большой радиус установки на плечах водила выходного вала коленчатых валов и планетарных зубчатых колёс. Это приводит к возникновению больших центробежных сил и нагрузок, действующих на подшипники, что соответственно приводит к уменьшению ресурса планетарного механизма.
Из изложенного видно, что недостатки описанного выше двигателя и его планетарного механизма в частности, определяются конструктивными особенностями и условиями работы таких конструктивных элементов как коленчатые валы и установленных на них планетарных зубчатых колёс, а именно: - передаточным отношением зубчатого зацепления;
- вида зубчатого зацепления - внешнего;
- большим радиусом установки коленчатых валов и планетарных зубчатых колёс на плечах водила выходного вала. Краткое изложение сущности изобретения
Целью изобретения является упрощение планетарного механизма роторной машины объемного расширения и обеспечение конструктивных условий для повышения надежности и увеличения ресурса его работы. Поставленная задача изобретения решена тем, что роторно- поршневая машина объемного расширения с планетарным механизмом, которая включает: а) корпус, имеющий круговую рабочую полость и впускные и выпускные каналы; б) по меньшей мере два рабочих вала, которые соосны круговой поверхности рабочей полости и оснащены с одной стороны лопастными поршнями и с другой стороны рычагами; в) по меньшей мере одно центральное неподвижное зубчатое колесо, которое соосно поверхности рабочей полости и рабочим валам; г) концентричный рабочим валам выходной вал, имеющий водило; д) установленные на плечах водила выходного вала коленчатые валы с закреплёнными на них планетарными зубчатыми колесами, которые сцеплены с центральным неподвижным зубчатым колесом; е) шатуны, шарнирно соединяющие рычаги рабочих валов и коленчатые валы, отличающаяся тем, что выходной вал имеет эксцентрик, на котором установлены водило и планетарное зубчатое колесо, при этом планетарное зубчатое колесо находится в зацеплении с центральным неподвижным зубчатым колесом с внутренним зубчатым зацеплением с передаточным отношением i = п / (п +1) (где п =1 , 2, 3, 4, 5 ... - ряд целых чисел), водило шарнирно соединено шатунами с рычагами обоих рабочих валов, а количество лопастных поршней, установленных на каждом рабочем валу, равно п +1.
В отличие от прототипа, замысел изобретения заключается в том, чтобы уменьшить абсолютные угловые скорости коленчатых валов и жестко связанных с ними планетарных зубчатых колёс. Это достигается путем уменьшения передаточного отношения зубчатого зацепления и изменением направления вращения роторных валов на противоположное выходному валу (что не очевидно для специалиста). Кроме того, применением внутреннего зацепления достигается его большая нагрузочная способность.
В таком планетарном механизме роторно-поршневой машины объемного расширения несколько планетарных зубчатых колес и соединенных с ними коленчатых валов заменены одним планетарным зубчатым колесом и жёстко связанным с ним водилом, причём оба они установлены на эксцентрике выходного вала. Это обеспечивает: а) упрощение устройства вследствие уменьшения количества планетарных зубчатых колёс и исключение сопряженных с ними кривошипных валов. Кроме того, достигается дополнительное упрощение конструкции выходного вала заменой на эксцентрик его громоздкого водила, имеющего плечи большого радиуса; б) переход на внутреннее зубчатое зацепление планетарной пары с большим коэффициентом перекрытия зубьев. Этим достигается возможность передачи больших крутящих моментов при малой скорости относительного перемещения зацепляющихся зубьев с минимальными потерями на трение и минимум их износа; в) уменьшение угловой скорости планетарного зубчатого колеса и увеличение ресурса работы его подшипников; г) замену вращательного движения в узлах шарнирного крепления шатунов только на качающееся движение с малой угловой скоростью и передачу больших нагрузок с большим ресурсом; д) уменьшение радиуса установки планетарного зубчатого колеса и соответствующее уменьшение действия центробежных сил на его подшипники — что в целом является решением задачи изобретения.
Первое дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что круговая рабочая полость корпуса секции имеет торообразную форму.
Это позволяет исключить угловые стыки между элементами уплотнения лопастных поршней использованием компрессионных колец, тем самым минимизировать утечки сжатого газа и упростить систему уплотнения в целом.
Дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что корпус имеет по крайней мере одну форкамеру, соединенную с рабочей полостью переточным каналом. В такой машине объемного расширения, как правило, используемой в качестве РПДВС, вынесенная за круговую рабочую полость форкамера используется в качестве внешней камеры сгорания, что уменьшает тепловую нагрузку на стенки рабочей полости и роторы-поршни. Это способствует увеличению ресурса и надежности работы РПДВС.
Дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что переточный канал имеет тангенциальное положение относительно оси симметрии форкамеры. В такой роторно-поршневой машине, как правило, используемой в качестве РПДВС, тангенциальное положение переточного канала служит для создания турбулентно-вихревого потока газа в форкамере с целью улучшения смесеобразования и полноты сгорания топлива. Это благоприятствует равномерной и
«мягкoй» работе двигателя, что увеличивает надежность и ресурс его работы.
Дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что роторно-поршневая машина имеет общий выходной вал с по крайней мере двумя эксцентриками и состоящий как минимум из двух соосных круговых рабочих секций корпус. При этом угол разворота как рабочих секций одна относительно другой, так и эксцентриситетов эксцентриков выходного вала может быть от 0° до 180° и определяется специалистами в соответствии с условиями и требуемыми особенностями работы РПМ.
Такая роторно-поршневая машина, как правило, используемая в качестве РПДВС, имеет крутящий момент без отрицательной составляющей и без больших изменений его величины. Её работа характеризуется уменьшенным уровнем вибраций при сопряжении с нагрузкой, что благоприятно сказывается на надежности работы и длительности ресурса.
Другое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что рабочая полость роторно-поршневой машины объемного расширения имеет впускные и выпускные каналы, попарно подключенные к: нагревателю; регенератору и холодильнику отработавших газов; дополнительному холодильнику.
Это позволяет реализовать работу РПМ по схеме Стирлинга с внешним подводом тепла, что обеспечивает возможность использования практически любого источника тепла (топлива) для получения механической энергии.
Дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что выпускные каналы снабжены проходными клапанами.
Такая машина объемного расширения, как правило, используется в качестве нагнетателя (компрессора) воздуха или газа.
Упрощение устройства и решение первой задачи изобретения достигается заменой нескольких планетарных зубчатых колес и коленчатых валов одним планетарным зубчатым колесом с водилом, установленным на эксцентрике выходного вала. Кроме того, упрощается конструкция выходного вала заменой громоздкого водила на эксцентрик.
Уменьшение угловой скорости планетарных зубчатых колес и увеличение величины передаваемой рабочей нагрузки зубчатым зацеплением (решение второй и третьей задачи изобретения) достигается уменьшением передаточного отношения планетарной зубчатой пары: i = п / ( п +1) (где п =1 , 2, 3, 4, 5 ... - ряд целых чисел), то есть i < 1 для зубчатой пары с внутренним зацеплением. Этим достигается относительно большое перекрытие зубьев, способное нести повышенную нагрузку. К тому же по сравнению с внешним зацеплением внутреннее зацепление имеет меньшие потери на трение вследствие меньших относительных скоростей перемещения зубьев. При этом в результате сложносоставного движения скорость вращения планетарного зубчатого колеса и водила становится меньше, а шатуны работают только возвратно- колебательном режиме. Соответственно уменьшается скоростная нагрузка подшипников, увеличивается их несущая способность, что обеспечивает надежность работы и увеличение ресурса РПМ в целом.
Уменьшение величины центробежных сил, действующих на планетарные зубчатые колёса, и решение 4-й задачи изобретения достигается относительно небольшой величиной эксцентриситета эксцентрика выходного вала, на котором устанавливаются планетарное зубчатое колесо с водилом. Это обстоятельство существенно уменьшает величину центробежных сил, действующих на элементы планетарного механизма, что способствует надежности работы и увеличению ресурса РПМ в целом.
Краткое описание чертежей
Далее сущность изобретения - в основном на минимальных примерах - поясняется подробным описанием различных вариантов конструкции роторно-поршневой машины объемного расширения со ссылками на прилагаемые чертежи, где изображены на: фигурах 1 - 6, 13, 14, 17 - 29, 35 - 41 - РПМ с планетарным механизмом с различными значениями передаточного отношения зубчатого зацепления i = п / (п +1) (где п = 1 , 2, 3, 4 и т.д.) как основы конструкции РПМ объемного расширения различного назначения (например, двигателей и компрессоров); фигурах 7 -11 , 15 - 16, 30 - 34, 42 - 43 - варианты роторно- поршневых машин в виде иллюстраций их работы и характеристик. На чертежах схематически изображены: на фиг.1 показан продольный разрез РПМ с её планетарним механизмом на примере РПДВС в качестве машины объемного расширения; на фигурах 2 - 6 показана работа планетарного планетарного механизма при передаточном отношении зубчатого зацепления i = 1/2 для различного углового положения лопастных поршней и звеньев кинематической цепи их привода в зависимости от текущего положения эксцентриситета эксцентрика выходного вала, а именно: установленного на эксцентрике (эксцентриситет которого условно обозначен прямой OQ и выделен толстой линией) выходного вала водила с планетарным зубчатым колесом, центр которого обозначен литерой Q, а плечи водила - литерами А и В; пары рычагов соосных рабочих валов, обозначенными литерами СО и DO; пары шатунов, обозначенных прямыми AC и BD, соединяющих упомянутое водило AB с рычагами СО и DO соосных рабочих валов - и соответствующие им положения: фиг. 2 - исходное угловое положение лопастных поршней и звеньев их кинематического привода при условно исходном (верхнем) угловом положении эксцентрика выходного вала 0° (360°, 720° и т.д.); фиг. 3 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 45° против часовой стрелки (405°, 765° и т.д.); фиг. 4 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 90° (450°, 810° и т.д.); фиг. 5 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 135° (495°, 855° и т.д.); фиг. 6 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 180° (540°, 900° и т.д.);
на фигурах 7 - 11 - показано сечение корпуса РПДВС по круговой рабочей полости для различных текущих положений лопастных поршней за 1/2 оборота выходного вала от условного 0°
(верхнего) положения эксцентрика OQ выходного вала с отсчетом углов его поворота против часовой стрелки, в том числе: фиг. 7 - исходное угловое положение лопастных поршней в кольцевой рабочей полости корпуса при условно исходном угловом (верхнем) положении эксцентрика OQ рабочего вала (0°, 360°, 720° и т.д.); фиг.8 - то же, что и на фиг.7, но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 45° против часовой стрелки (405°, 765° и т.д.); фиг. 9 - то же, что и на фиr.7, но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 90° (450°, 810° и т.д.); фиг. 10 - то же, что и на фиг.7, но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 135° (495°, 855° и т.д.); фиг. 11 - то же, что и на фиг.7, но при повороте эксцентрика
OQ выходного вала на 180° (540°, 900° и т.д.);
фиг.12 - показано сечение корпуса РПМ по круговой рабочей полости и форкамере для условно исходного положения лопастных поршней простейшего РПДВС (при этом лопастные поршни показаны в виде секторов без выборок под какие-либо полости); фиг. 13 - показан продольный разрез планетарного механизма на примере РПДВС в качестве машины объемного расширения с тороидальной рабочей полостью; фиг. 14 - показана кинематическая схема (второй вариант конструкции) РПДВС с общим выходным валом, имеющего два эксцентрика, для двух планетарных механизмов, между которыми расположен корпус, состоящий из двух аналогичных соосных рабочих секций. Угол осевого разворота между секциями и эксцентриситетами эксцентриков выходного вала выбирается в каждом отдельном случае специалистами исходя из конструктивно- эксплуатационных требований в диапазоне от 0° до 180°; фиг. 15 - аппроксимированный синусоидой график изменения величины крутящего момента M односекционного РПДВС в зависимости от текущего угла поворота выходного вала φ; фиг. 16 - аппроксимированные синусоидами графики изменения величины крутящего момента M (в зависимости от текущего угла поворота выходного вала φ) от каждой из двух секций двигателя (линии «A» и «B»), а также их результирующий суммарный график (линия «C») при двухсекционном конструктивном исполнении РПДВС; на фигурах 17 - 29 показана работа планетарного механизма при передаточном отношении зубчатого зацепления i=2/3 для различного углового положения лопастных поршней и звеньев кинематической цепи их привода в зависимости от текущего положения эксцентриситета эксцентрика выходного вала, а именно: фиг. 17 - исходное угловое положение лопастных поршней и звеньев их кинематического привода при условно исходном (верхнем) угловом положении эксцентриситета эксцентрика выходного вала 0° ( 360°, 720° и т.д.); фиг. 18 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 30° против часовой стрелки (390°, 750° и т.д.); фиг. 19 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 60°; фиг. 20 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 90°; фиг. 21 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 120°; фиг. 22 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 150°; фиг. 23 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 180°; фиг. 24 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 210°; фиг. 25 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 240°; фиг. 26 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 270°; фиг. 27 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 300°; фиг. 28 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 330°; фиг. 29 - то же, что и на фиг.17, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 360°;
на фигурах 30-34 - показано сечение корпуса РПМ по круговой рабочей полости, работающей по схеме Стирлинга, для различных текущих положений лопастных поршней за 1/3 оборота эксцентриситета эксцентрика выходного вала (см. соответственно фиг.17 - 21) от условного 0° (верхнего) положения эксцентриситета эксцентрика OQ с отсчетом углов его поворота против часовой стрелки, в том числе: фиг.30 - исходное угловое положение лопастных поршней относительно впускных и выпускных каналов при условно исходном (верхнем) угловом положении эксцентриситета эксцентрика выходного вала 0° ( 360°, 720° и т.д.); фиг. 31 - то же, что и на фиг.ЗО, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 30° против часовой стрелки (390°, 750° и т.д.); фиг. 32 - то же, что и на фиг.ЗО, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 60°; фиг. 33 - то же, что и на фиг.ЗО, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 90°; фиг. 34 - то же, что и на фиг.ЗО, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 120°;
на фигурах 35 - 41 показана работа планетарного механизма при передаточном отношении зубчатого зацепления i=3/4 для различного углового положения лопастных поршней и звеньев кинематической цепи их привода в зависимости от текущего положения эксцентриситета эксцентрика выходного вала, а именно: фиг. 35 - исходное угловое положение лопастных поршней и звеньев их кинематического привода при условно исходном (верхнем) угловом положении эксцентриситета эксцентрика выходного вала 0° ( 360°, 720° и т.д.); фиг. 36 - то же, что и на фиг.35, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 45° против часовой стрелки (405° и т.д.); фиг. 37 - то же, что и на фиг.35, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 90°; фиг. 38 - то же, что и на фиг.35, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 135°; фиг. 39 - то же, что и на фиг. 35, но при повороте , эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 180°; фиг. 40 - то же, что и на фиг. 35, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 225°; фиг. 41 - то же, что и на фиг. 35, но при повороте эксцентриситета эксцентрика выходного вала на 270°;
На фиг.42 показан разрез по кольцевой рабочей полости корпуса РПДВС, работающего с планетарным механизмом, имеющим передаточное число i=3/4 зубчатого зацепления (см. фиг.35 - 41).
На фиг. 43 показано подключение впускных и выпускных каналов к круговой рабочей полости РПМ при ее использовании в качестве нагнетателя (компрессора), например, воздуха. В данном случае планетарный механизм такой РПМ имеет зубчатое зацепление с передаточным числом i=1/2 (см. фиг. 2 - 6).
На фиг. 1 - 14, 16, 31 - 33, 42 - 43 стрелками показаны направления материальных потоков, например газа, а также направление движения лопастных поршней.
Наилучшие варианты осуществления изобретения
Здесь и далее для нужд описания роторно-поршневых машин объемного расширения и их кинематических механизмов, начиная с простейшего РПДВС, схематически показаны такие их части как: корпус 1 , имеющий круговую рабочую полость; внешний рабочий вал 2; внутренний рабочий вал 3; рычаги 4 внешнего и внутреннего рабочих валов 2 и 3; осесимметричные лопастные поршни 5 и 6, соответственно жестко установленные на соосных рабочих валах 2 и 3. Лопастные поршни 5 и 6 имеют радиальные и торцовые уплотнительные элементы (особо не обозначенные и не выделенные) и также могут иметь осе-симметричные полости на боковых гранях, например, выполняющих функцию камер сгорания в случае РПДВС; выходной вал 7, графически обозначенный на фиг.1 толстой линией; эксцентрик 8 выходного вала 7, графически обозначенный на фиг.1 в виде колена; водило 9, установленное на эксцентрике 8 выходного вала 7; шатуны 10, соединяющие водило 9 с рычагами 4; планетарное колесо 11 , жестко связанное с водилом 9; неподвижное центральное зубчатое колесо 12, находящееся в зацеплении с планетарным колесом 11 и соосное: рабочим валам 2 и 3, выходному валу 7 и круговой рабочей полости кopпyca(ceкции) 1 ; зубчатый венец 13, жестко закрепленный на эксцентрике 8 выходного вала 7; противовес 14, служащий для балансировки масс эксцентрика 8, водила 9 и планетарного колеса 11 , шатунов 10; стартер 15, закрепленный на корпусе 1 ; обгонная муфта 16; зубчатое колесо 17, находящееся в зацеплении с зубчатым венецом 13; впускной канал 18, соединенный с рабочей полостью корпуса (секции) 1 ; выпускной канал 19, также соединенный с рабочей полостью корпуса (секции) 1 ; карбюратор 20 (используемый только для случая внешнего смесеобразования); электроискровая свеча/топливная форсунка 21 (свеча - для случая внешнего смесеобразования и/или форсунка - для случая внутреннего смесеобразования); стенки 22 полости охлаждения корпуса (секции) 1.
Простейший РПДВС может иметь форкамеру 23, соединенную с рабочей полостью корпуса (секции) 1 переточным каналом 24 (см. фиг.12). Роторно-поршневая машина объемного расширения, работающая по схеме Стирлинга, имеет нагреватель 25, регенератор 26, холодильник отработавших газов 27 и дополнительный холодильник 28 (см. фиг.ЗО).
Роторно-поршневая машина объемного расширения, выполняющая функции нагнетателя (компрессора, см. фиг. 43), конструктивно подобна простейшему РПДВС (см. фиг. 1). Основное отличие заключается в том, что в месте подсоединения выпускного канала 19 к корпусу (секции) 1 установлены проходные клапаны 29 (например, лепесткового типа). При этом как впускные каналы 18, как и выпускные каналы 19 могут соответственно конструктивно объединяться.
Работа планетарного механизма роторно-поршневой машины объемного расширения далее рассматривается на примере работы простейшего РПДВС, имеющего передаточное отношение планетарной зубчатой пары i = 1/2 (см. фиг. 1). При пуске РПДВС стартер 15 получает электропитание и он через обгонную муфту 16, зубчатое колесо 17 приводит во вращение массивный зубчатый венец 13 и жестко соединенный с ним выходной вал 7, конструктивно выполненный заодно с эксцентриком 8. Установленные на эксцентрике 8 выходного вала 7 планетарное зубчатое колесо 11 и жестко соединенное с ним водило 9 получают движение в результате движения их оси и зацепления планетарного колеса 11 с неподвижным центральным зубчатым колесом 12. Далее движение от водила 9 посредством шатунов 10 передаётся рычагам 4 рабочих валов 2 и 3, на которых закреплены лопастные поршни 5 и 6, которые начинают совершать вращательно- колебательное движение в рабочей полости РПМ. Такое движение является результатом того, что относительно
«нyлeвoй» точки мгновенных скоростей, которой является точка сопряжения делительных окружностей зубчатой передачи (неподвижное центральное зубчатое колесо 12 и планетарное зубчатое колесо 11), постоянно изменяется угол положения и мгновенное расстояние до плеч водила 9, которые соединяют шатуны 10 с рычагами 4 соосных рабочих валов 2 и 3. Это обеспечивает постоянное изменение величины линейной и угловой скорости рычагов 4 и соответственно вращательно-колебательное движение соосных рабочих валов 2 и 3 и закрепленных на них лопастных поршней 5 и 6 в рабочей полости корпуса (секции) 1. При этом выходной вал 7 с эксцентриком 8 и рабочие валы 2 и 3 с лопастными поршнями 5 и 6 вращаются в противоположные стороны. Противовес 14 выполняет функцию балансировки масс эксцентрика 8, планетарного колеса 11 , водила 9 и массивного зубчатого венца 13, выполняющего функцию маховика. Возможно совместное конструктивное исполнение зубчатого венца 13 и противовеса 14.
На фиг. 2 показано условно исходное положение 0° выходного вала 7 с эксцентриком 8 и соответствующее ему положение планетарного зубчатого колеса 1 i с водилом 9, шатунов 10 и рычагов 4 роторов-поршней 5 и 6 относительно неподвижного центрального зубчатого колеса 12 и корпуса (секции) 1. Эксцентриситет эксцентрика 8 выходного вала 7 обозначен толстой линией OQ и занимает вертикальное положение, а водило 9 занимает горизонтальное положение над выходным валом 7 и обозначено литерами AB. Кинематическая связь между водилом 9 и рычагами 4 рабочих валов 2 и 3 осуществляется шатунами 10, обозначенными на фиг.2 прямыми AC и BD. В исходном положении показанные штрих-пунктирной линией оси лопастных поршней 5 и 6 располагаются симметрично относительно вертикальной оси под острым углом к ней. При этом угол между осью ОС рычага 4 внутреннего рабочего вала 3 и осью лопастного поршня 6 обозначен ψi = сопst, а угол между осью OD рычага 4 внешнего рабочего вала 2 и осью лопастного поршня 5 обозначен φ2 = сопst. На фиг.2 угол между осями рычагов 4 обоих рабочих валов 2 и 3 минимален и обозначен как Δi.
Далее выходной вал 7 с эксцентриком 8 осуществляет вращательное движение против часовой стрелки. Тогда, в силу кинематических связей, по неподвижному центральному зубчатому колесу 12 перекатывается планетарное зубчатое колесо 11, которое установлено на эксцентрике 8. Оно сообщает движение жёстко соединённому с ним водилу 9. Этим обеспечивается постоянное изменение движения плеч QA и QB водила 9 (как по направлению так и по величине скорости) относительно «нyлeвoй» точки мгновенных скоростей, которой является точка сопряжения делительных окружностей зубчатых колёс 11 и 12. Посредством шатунов 10 такая вариация скоростей передаётся от осей плеч А и В водила 9 на оси С и D рычагов 4 соосных рабочих валов 2 и 3 и далее на лопастные поршни 5 и 6 роторно-поршневой машины. Таким образом последние получают вращательно- колебательное движение в круговой рабочей полости РПМ.
На фиг. 3 выходной вал 7 и его эксцентрик 8 (с эксцентриситетом OQ) показаны уже повернутыми на 45° против часовой стрелки. Соответственно поворачиваются на 45° по часовой стрелке планетарное зубчатое колесо 11 с водилом 9. В силу постоянства углов φi и φ2 шатуны 10, обозначенные прямыми AC и BD, разводят обозначенные линиями ОС и OD рычаги 4 рабочих валов 2 и 3 на угол A2 > Δi. Соответственно разводятся и лопастные поршни 5 и 6.
При дальнейшем движении выходного вала на угол 90°, на фиг.4 показано, что водило 9 занимает уже вертикальное положение, а шатуны 10, обозначенные прямыми AC и BD, продолжают разводить рычаги 4, обозначенные линиями ОС и OD на угол Δз > Δг > Δi. При этом лопастные поршни 5 и 6 снова оказываются сведенными к вертикальной оси подобно тому, как это показано на фиг. 2.
При движении выходного вала на угол 135°, на фиг.5 показано, что водило 9 (обозначено литерами А и В) вращаясь по часовой стрелке занимает положение 45° к вертикали, а шатуны 10, обозначенные прямыми AC и BD, начинают сводить рычаги 4, обозначенные линиями ОС и OD, т.е. A4 < Δ3 . Однако в силу постоянства углов ψi и φ2 лопастные поршни 5 и 6 расходятся и их положение становится подобным положению, показанному на фиг.З.
При дальнейшем движении выходного вала на угол 180° , на фиг.6 показано, что шатуны 10, обозначенные прямыми AC и BD, продолжают сводить рычаги 4, обозначенные линиями ОС и OD на угол Δ5 < A4. При этом лопастные поршни 5 и 6 снова оказываются сведенными к вертикальной оси подобно тому, как это показано на фиг. 2. При этом водило 9, обозначенное литерами AB, снова занимает горизонтальное положение, но уже под выходным валом 7 и эксцентриком 8. Положение звеньев кинематического механизма на фиг. 6 оказывается осе-симметричным положению кинематических звеньев фиг.2.
Таким образом, начиная с условно исходного положения 0°, через каждые 90° поворота выходного вала 7 с эксцентриком 8 лопастные поршни 5 и 6 оказываются сведенными планетарным механизмом к вертикальной осевой линии (см. фиг. 2, 4 и 6). Кроме того, с постоянным сдвигом в 45° от условно исходного положения они же оказываются разведенными через каждые 90° поворота выходного вала 7 с эксцентриком 8 (см. фиг. 3 и 5). Следовательно, такой планетарный механизм роторно-поршневой машины объемного расширения в ходе ее работы обеспечивает вращательно-колебательное движение лопастные поршней 5 и 6 с их постоянным фазовым положением относительно неподвижного центрального зубчатого колеса 12, впускного 18 и вiпускного 19 каналов кopпyca(ceкции) 1.
На фигурах 7 - 11 показано сечение корпуса 1 простейшего
РПДВС по круговой рабочей полости для различных положений лопастных поршней 5 и 6 за 1/2 оборота рабочего вала 7. Такой РПДВС имеет планетарный механизм, работа которого детально рассмотрена выше (см. фигуры 2 - 6), при этом положение лопастных поршней 5 и 6 на фигурах 2-6 и на фигурах 7-11 аналогичны. В круговой рабочей полости РПДВС имеют место четыре переменных по величине замкнутых объема между гранями лопастных поршней 5 и 6 и внутренней рабочей полостью корпуса 1. Эти 4 текущих рабочих объема обозначены на фигурах 7 - 11 цифрами в окружностях от «1 » до «4».
На фиг.7 показаны текущие рабочие объемы: «1 » - соединен с впускным каналом 18 с карбюратором 20 (используемым только для случая внешнего смесеобразования) и имеет наибольший объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Bпycк» и началу такта «Cжaтиe»; «2» - сообщается со свечей 21 (для случая внешнего смесеобразования) и/или с форсункой (для случая внутреннего смесеобразования) и имеет наименьший объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Cжaтиe» и началу такта
«Paбoчий xoд»;
«3» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет максимальный объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Paбoчий xoд» и началу такта «Bыпycк отработавших гaзoв»; «4» - имеет минимальный объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Bыпycк отработавших гaзoв» и началу такта «Cжaтиe»;
На фиг. 8 текущие рабочие объемы: «1 » - имеет замкнутый уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует протеканию такта «Cжaтиe»;
«2» - имеет замкнутый увеличивающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует протеканию такта «Paбoчий xoд»; «3» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует протеканию такта «Bыпycк отработавших гaзoв»;
«4» - соединен с впускным каналом 18 с карбюратором 20 и имеет увеличивающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует протеканию такта «Bпycк»;
На фиг. 9 текущие рабочие объемы: «1» - имеет замкнутый минимальный объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Cжaтиe» и началу такта « Рабочий xoд»;
«2» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет наибольший объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Paбoчий xoд» и началу такта «Bыпycк отработавших гaзoв»;
«3» - имеет наименьший объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Bыпycк отработавших гaзoв» и началу такта «Bпycк»; «4» - соединен с впускным каналом 18 с карбюратором 20 и имеет наибольший объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Bпycк» и началу такта «Cжaтиe».
Нетрудно заметить, что показанное на фиг.7 и 9 положение лопастных поршней 5 и 6 подобно, а протекание рабочих процессов отличается только смещением на один такт рабочего процесса РПДВС. Соответственно, показанные на фиг.8 и 10, а также на фиг. 9 и 11 положения лопастных поршней 5 и 6 подобно, а протекание физических процессов в текущих объёмах «1 » - «4» отличается только смещением на один такт при повороте выходного вала 7 на 90°. При этом показанное на фиг. 7 и 11 положение лопастных поршней 5 и 6 также подобно, но протекание рабочих процессов в текущих объёмах «1 » - «4» уже отличается смещением на 2 такта рабочего процесса РПДВС при повороте выходного вала 7 на 180°. Соответственно при повороте выходного вала 7 на 360° протекание рабочего процесса в текущих рабочих объемах сместится на все 4 такта рабочего процесса РПДВС. Следовательно, рабочий процесс РПДВС во всех четырех текущих рабочих объемах будет циклически повторяться через каждый оборот выходного вала 7.
При работе простейшего РПДВС зубчатый венец 13 (см. фиг.1) выполняет роль маховика двигателя. Поэтому он должен быть массивным для преодоления отрицательной составляющей крутящего момента, а также для «cглaживaния» текущей величины крутящего момента на выходном валу 7.
Через внутренние полости корпуса 1 , имеющего стенки 22, прокачивается охлаждающая жидкость, предотвращающая перегрев РПДВС. Система охлаждения маслом лопастных поршней 5 и 6 особо не показана и не обозначена.
На фиг.12 показан простейший РПДВС имеющий корпус 1 с форкамерой 23, в которой закреплена форсунка 21 для осуществления внутреннего смесеобразования. Причём настройкой планетарного механизма обеспечивается фаза смыкания лопастных поршней 5 и 6 в конце такта «cжaтиe» напротив переточного канала 24 форкамеры 23. При этом в ходе работы двигателя при перетекании газа из рабочей полости корпуса 1 в форкамеру 23 благодаря тангенциально расположенному переточному каналу 24 в форкамере 23 образуется вихревой поток, который способствует хорошему и быстрому перемешиванию воздуха с топливом и быстрому сгоранию последнего.
На фиг. 13 показан простейший РПДВС, имеющий корпус 1 с торообразной рабочей полостью. Его работа аналогична ранее описанному РПДВС с кольцевой рабочей полостью (см. фиг. 1 и 7 - 11). Но выполнение корпуса 1 с торообразной рабочей полостью позволяет исключить угловые стыки между элементами уплотнения использованием компрессионных колец. Это минимизирует утечки сжатого газа и упрощает систему уплотнения лопастных поршней 5 и 6.
Показанный на фиг.14 РПДВС имеет выходной вал 7 с двумя эксцентриками 8 и двухсекционный корпус 1 , расположенный между двумя ранее описанными планетарными механизмами (см. фиг. 2 - 6). Как секции корпуса 1 , так и эксцентрики 8 общего выходного вала 7 могут быть развёрнуты один относительно другого так, чтобы при работе РПДВС крутящие моменты от обеих секций складывались на выходном валу 7. Величина такого разворота может достигать 180° и определяется специалистами исходя из конкретных требований и условий работы РПДВС. Как правило, выбираются такие углы разворота секций корпуса 1 и эксцентриков 8, которые обеспечивают смещение фаз максимальной и минимальной амплитуд величины крутящих моментов от каждой из секций, чтобы получить наиболее «cглaжeнный» суммарный крутящий момент.
На фиг.15 показан аппроксимированный синусоидой график изменения величины крутящего момента M = f (φ), где φ - угол поворота выходного вала 7 простейшего РПДВС (см. фиг. 1 , 7-11 , 13), имеющего односекционный корпус 1. В этом случае крутящий момент имеет не только большую амплитуду изменения его величины, но и даже отрицательную составляющую. Чтобы в ходе работы простейшего РПДВС, особенно на малых оборотах, преодолеть отрицательную составляющую крутящего момента приходится делать зубчатый венец 12 массивным для выполнения им также функции маховика, что утяжеляет двигатель.
РПДВС с двухсекционным корпусом 1 (см. фиг.14) имеет сглаженный результирующий крутящий момент в результате сложения на общем выходном валу 7 крутящих моментов от обеих секций. На фиг. 16 литерой «A» обозначен аппроксимированный синусоидой график крутящего момента от левой секции, литерой «B» - от правой секции, литерой «C» - суммарный график от обеих секций. Следовательно, при работе РПДВС с двухсекционным корпусом 1 уже возможно получение нового качества - крутящий момент на выходном валу 7 может быть без отрицательной составляющей и без больших перепадов его величины. При работе и сопряжении такого двигателя с нагрузкой уровень вибраций будет меньше, что благоприятно сказывается на надежности и ресурсе работы как его самого, так и нагрузки. В этом случае зубчатый венец 13 может быть минимального веса и изготавливаться из условий достаточной прочности, что снижает вес и материалоёмкость РПДВС.
На фигурах 17 - 29 показана работа планетарного механизма, аналогичного ранее подробно описанному механизму
(см. фиг. 2-7), но имеющего передаточное число i = 2/3 зубчатой пары - колес 11 и 12 - и по 3 лопастных поршня 5 и 6, закрепленных на рабочих валах 2 и 3.
На фиг.17 (аналогично фиг. 2) показано условно исходное положение 0° выходного вала 7 с вертикально расположенным эксцентриком 8 (он условно показан эксцентриситетом в виде отрезка прямой OQ), а также начальное положение роторов- поршней 5 и 6. В этом исходном положении водило 9 расположено горизонтально над осью выходного вала 7 и эксцентриком 8 . Далее выходной вал 7 с эксцентриком 8 начинает вращательное движение против часовой стрелки. Тогда, перекатываясь по неподвижному центральному зубчатому колесу 12, установленное на эксцентрике 8 выходного вала 7 планетарное зубчатое колесо 11 и соединённое с ним водило 9 приходят в движение. Далее движение передаётся от водила 9 через шатуны 10 на рычаги 4 валов 2 и 3. Последние приводят в движение лопастные поршни 5 и 6, которые находятся в рабочей полости РПМ и совершают вращательно-колебательное движение. На фиг.18 выходной вал 7 и его эксцентрик 8 (он обозначен отрезком прямой OQ) повернуты уже на 30° против часовой стрелки. Соответственно поворачиваются по часовой стрелке планетарное колесо 11 и водило 9. Далее на фигурах 19 - 29 с дискретностью в 30° показаны последовательные положения звеньев планетарного механизма и соответствующие им положения лопастных поршней 5 и 7 в рабочей полости РПМ.
Нетрудно заметить, что через каждые 120° (240°, 360° и т.д.) поворота выходного вала 7, начиная с условно исходного положения 0°, боковые грани лопастных поршней 5 и 6 постоянно оказываются сведенными вместе в одном и том же месте относительно положения зубьев неподвижного центрального колеса 12 и корпуса 1. Этим обеспечивается постоянство положения фазы смыкания боковых граней лопастных поршней 5 и 6 относительно впускных 18 и выпускных каналов 19 корпуса 1. Это обстоятельство позволяет реализовать двигатель с внешним сгоранием по схеме Стирлинга.
На фиг. 30 - 34 схематически показано сечение по рабочей полости корпуса 1 простейшего двигателя, выполненного по схеме Стирлинга с внешним сгоранием. Этот двигатель имеет планетарный механизм с передаточным числом i = 2/3 зубчатой пары - колес 11 и 12, работа которого подробно описана выше (см. фигуры 17 - 29). Рабочая полость корпуса 1 такого двигателя имеет 3 пары впускных 18 и выпускных 19 каналов, расположенных с углом около 120° относительно друг друга. Всего между гранями лопастных поршней 5 и 6 и стенками рабочей полости корпуса 1 образуется 6 текущих рабочих объёмов, обозначенных цифрами в окружностях от «1 » до «6». Каждая пара - впускной канал 18 и выпускной канал 19 - замыкается на свой агрегат:
- верхняя пара каналов 18 и 19 замыкается на нагреватель 25;
- правая пара каналов 18 и 19 замыкается на регенератор 26 и холодильник отработавших газов 27; - левая пара каналов 18 и 19 замыкается на дополнительный холодильник 28.
В исходном положении (фиг.ЗО) грани лопастных поршней 5 и
6 сведены друг к другу. Этим достигается максимальная степень сжатия рабочего газа в полости: - нагревателя 25 для эффективного подвода тепла от его внешнего источника при наибольшей плотности рабочего газа;
- регенератора 26 и холодильника отработавших газов 27 для последующей эффективной прокачки рабочего газа через них;
- дополнительного холодильника 28 для эффективного отвода тепла от рабочего газа при его наибольшей плотности и нагревании от сжатия.
Далее при вращении выходного вала 7 (фиг. 31) грани лопастных поршней 5 и 6 начинают с их одной стороны расходиться, а с другой - сходиться. При этом: - в текущем объёме «1» совершается рабочий ход нагретым в нагревателе 25 рабочим газом в ходе его расширения; из объёма «2» в объём «3» перетекают высокотемпературные отработавшие газы через регенератор 26 и холодильник отработавших газов 27. При этом сначала отработавшие газы в регенераторе 26 отдают свою высокую начальную температуру рабочему газу, входящему в нагреватель
25, и далее охлаждаются в холодильнике отработавших газов 27;
- из объёма «4» в объём «5» перетекают предварительно охлаждённые отработавшие газы через дополнительный холодильник 28, где дополнительно снижается их температура;
- в объёме «6» совершается сжатие ранее последовательно охлаждённого в холодильнике отработавших газов 27 и дополнительном холодильнике 28 рабочего газа с минимальной затратой механической энергии на сжатие газа.
При последующем вращении выходного вала 7 (фиг. 32) грани лопастных поршней 5 и 6 продолжают с одной стороны расходиться, а с другой - сходиться. При этом:
- в текущих объёмах «1 », «2», «3», «4» и «5» совершаются те же процессы, которые иллюстрируются фиг. 31 ;
- из объёма «6» в объём «1 » начинается перетекание рабочего газа с его последовательным нагреванием сначала в регенераторе 26, а потом - в нагревателе 25.
При дальнейшем вращении выходного вала 7 (фиг. 33, 34) грани лопастных поршней 5 и 6 продолжают с одной стороны расходиться, а с другой - сходиться. При этом:
- в текущих объёмах «1 », «2» и «3» совершаются те же процессы, которые иллюстрируются фиг. 32;
- объём «4» уменьшается вплоть до его отсечки от объёма «5». В результате этого в общей полости текущего объёма «4» и дополнительного холодильника 28 растёт давление, а рост температуры ограничивается отбором тепла от рабочего газа дополнительным холодильником 28. Этим минимизируются потери механической энергии в двигателе при последующем сжатии рабочего газа перед подводом к нему тепла;
- объём «5» также соответственно оказывается отсеченным от объёма «4». Нетрудно заметить, что местоположение текущего объёма «5» на фиг.34 полностью соответствует местоположению текущего объёма «6» на фиг.ЗО, как и физические процессы в нём происходящие;
- объём «6» на фиг.34 соответствует местоположению текущего объёма «1 » на фиг.ЗО, как и физические процессы в нём происходящие.
Следовательно, рабочие процессы описанного здесь двигателя с внешним подводом тепла по схеме Стирлинга циклически повторяются, реализуя его работу.
На фигурах 35 - 41 показана работа планетарного механизма, аналогичного ранее подробно описанным механизмам
(см. фигуры 2-7 и 17-29), но имеющего передаточное число i = 3/4 зубчатой пары - колес 11 и 12 - и по 4 лопастных поршня 5 и 6, закрепленных на рабочих валах 2 и 3.
На фиг.35 (аналогично фиг. 2 и фиг. 17) показано условно исходное положение 0° выходного вала 7 с вертикально расположенным эксцентриком 8 (его эксцентриситет обозначен отрезком прямой OQ), а также начальное положение лопастных поршней 5 и 6. В этом исходном положении водило 9 расположено горизонтально над осью выходного вала 7 и эксцентриком 8.
Далее выходной вал 7 с эксцентриком 8 начинает вращательное движение против часовой стрелки. Тогда, перекатываясь по неподвижному центральному зубчатому колесу 12, установленное на эксцентрике 8 выходного вала 7 планетарное зубчатое колесо 11 и соединённое с ним водило 9 приходят в движение. Далее движение передаётся от водила 9 через шатуны 10 на рычаги 4 валов 2 и 3. Последние приводят в движение лопастные поршни 5 и 6, которые находятся в рабочей полости РПМ и совершают вращательно-колебательное движение.
На фиг.36 выходной вал 7 и его эксцентрик 8 (он обозначен отрезком прямой OQ) повернуты уже на 45° против часовой стрелки. Соответственно поворачиваются по часовой стрелке планетарное колесо 11 и водило 9. Далее на фигурах 37 - 41 с дискретностью в 45° показаны последовательные положения звеньев планетарного механизма и соответствующие им положения лопастных поршней 5 и 7 в рабочей полости РПМ.
Нетрудно заметить, что начиная с условно исходного положения 0°, через каждые 135° (270°, 405°, 540° и т.д.) поворота выходного вала 7 боковые грани лопастных поршней 5 и 6 постоянно оказываются сведенными вместе в одном и том же месте относительно положения зубьев неподвижного центрального колеса 12. Этим обеспечивается постоянство положения фазы смыкания боковых граней лопастных поршней 5 и 6 относительно впускных 18 и выпускных каналов 19 корпуса 1. Это обстоятельство позволяет реализовать РПДВС с параллельным протеканием одноимённых тактов рабочего процесса в одной рабочей полости корпуса 1. В этом случае одноимённые такты рабочего процесса будут протекать симметрично относительно оси выходного вала 7.
На фиг.42 показано сечение корпуса 1 РПДВС по круговой рабочей камере. Такой двигатель имеет описанный выше планетарный механизм с передаточным числом i = 3/4 зубчатой пары - колес 11 и 12 (см. фиг. 35 - 41) и осе-симметрично расположенные: впускные каналы 18, выпускные каналы 19, карбюраторы 20 и электроискровые свечи 21 (для случая внешнего смесеобразования).
Такой РПДВС имеет по 4 лопастных поршня 5 и 6 на каждом из рабочих валов 2 и 3, которые образуют 8 текущих объемов между гранями лопастных поршней 5 и 6 и рабочей полостью корпуса 1. Аналогично обозначениям ранее описанному простейшему РПДВС с 4 текущими рабочими объемами (например, см. фиг. 10), на фиг. 42 обозначены цифрами в окружностях от «11» до «41» текущие рабочие объёмы, расположенные в верхней части рабочей полости корпуса 1. Другие 4 текущих рабочих объема, обозначенных цифрами в окружностях от «12» до «42», расположены в нижней части рабочей полости корпуса 1. При движении лопастных поршней 5 и 6 по часовой стрелке в соответствующих текущих объёмах параллельно осуществляются следующие рабочие процессы:
- «11» и «12» - рабочий ход;
- «21» и «22» - выталкивание отработавших газов;
- «31» и «32» - впуск; - «41» и «42» сжатие.
РПДВС с параллельным протеканием тактов рабочего процесса в одной рабочей полости корпуса 1 по сравнению с простейшим РПДВС присущи следующие положительные качества, обеспечивающие надёжность работы и увеличенный ресурс, что является целью изобретения:
- симметричность нагрева корпуса 1 , что минимизирует его термодеформацию как на переходных режимах, так и в ходе работы с постоянной нагрузкой; - симметричность крутящего момента, действующего на лопастные поршни 5 и 6, что в значительной степени разгружает подшипники рабочих валов 2 и 3.
В общем случае параллельное протекание одноименных тактов рабочего процесса в РПМ с описанными выше планетарными механизмами зависит как от количества тактов рабочего цикла, так и от количества текущих объёмов в рабочей полости (секции) корпуса 1, отсекаемых гранями ротор-поршней 5 и 6. Например, рабочий цикл РПДВС включает 4 такта: «впycк»,
«cжaтиe», «paбoчий xoд» и «выпycк отработавших гaзoв». Для его осуществления РПМ с описанным выше планетарным механизмом должна иметь по крайней мере 4 текущих объёма (см. фигуры 7 - 11). А для осуществления РПДВС с параллельным протеканием одноимённых тактов рабочего процесса уже необходимо по крайней мере 8 текущих объёмов (см. фиг. 42). В случае же РПМ, осуществляющей нагнетание газа, рабочий цикл включает всего 2 такта: «впycк» и «выпycк». Тогда для осуществления параллельного протекания таких одноименных тактов рабочего процесса уже достаточно 4 текущих объёма - подобно простейшему РПДВС (см. фиг. 7 - 11).
Таким образом, количество параллельно протекающих одноименных тактов рабочего процесса в РПМ с описанными выше планетарными механизмами равно: k = m / t, где: к - количество параллельно протекающих одноименных тактов рабочего процесса; m - количество текущих объёмов в рабочей полости (секции) корпуса 1 ; t - количество тактов рабочего цикла.
Роторно-поршневая машина объемного расширения (см. фиг.43), имеющая ранее описанный планетарный механизм (см. фигуры 2 -6) и выполняющая функции нагнетателя (компрессора), при работе приводится в действие вращением выходного вала 7 от внешнего привода. Она имеет клапаны 29 (например, лепесткового типа), которые установлены в месте присоединения раздвоенного выпускного патрубка 19 к корпусу 1 и которые обеспечивают однонаправленное перемещение текучего тела (например, газа) от уменьшающегося объема между сводимыми гранями роторов- поршней 5 и 6 через выпускной канал 19 в сторону объема с меньшим давлением.
В такой РПМ имеет место параллельное осуществление тактов «впycк» и «выпycк» рабочего цикла.
Промышленная применимость
Предложенная РПМ и варианты её реализации не имеют каких-либо конструктивных особенностей, сложных для изготовления на современном машиностроительном оборудовании общего назначения. Кроме того, для их изготовления вполне пригодны современные конструктивные материалы широкого применения. Следовательно, предложенная РПМ и её варианты могут серийно изготовляться в промышленных масштабах и эффективно использоваться по назначению. Литература: 1. (Ридер Г., Хупер Ч. Двигатели Стирлинга: Пер. с англ. д-ра техн. наук С.С.Ченцова. -M.:, Мир, 1986. -464 с, ил. стр.13; Stirliпg Епgiпеs. Grеhеm Т.Rеаdег, Сhаrlеs Ноореr. Lопdоп New York; E&F. N. Sроп). Евгений Фёдорович
Figure imgf000033_0001

Claims

ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ
1. Роторно-поршневая машина объемного расширения включающая: а) корпус, имеющий круговую рабочую полость и впускные и выпускные каналы, б) по меньшей мере два рабочих вала, которые соосны круговой поверхности рабочей полости и оснащены с одной стороны лопастными поршнями и с другой стороны рычагами, в) по меньшей мере одно центральное неподвижное зубчатое колесо, которое соосно поверхности рабочей полости и рабочим валам, г) концентричный рабочим валам выходной вал, имеющий водило, д) установленные на плечах водила выходного вала коленчатые валы с закреплёнными на них планетарными зубчатыми колесами, которые сцеплены с центральным неподвижным зубчатым колесом, е) шатуны, шарнирно соединяющие рычаги рабочих валов и коленчатые валы, о т л и ч а ю щ а я с я тем, что выходной вал имеет эксцентрик, на котором установлены водило и планетарное зубчатое колесо, при этом планетарное зубчатое колесо находится в зацеплении с центральным неподвижным зубчатым колесом с внутренним зубчатым зацеплением с передаточным отношением i = п / (п +1) (где п =1 , 2, 3 ... - ряд целых чисел), водило шарнирно соединено шатунами с рычагами обоих рабочих валов, а количество лопастных поршней, установленных на каждом рабочем валу, равно п +1.
2. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что круговая рабочая полость корпуса имеет торообразную форму.
3. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что корпус имеет по крайней мере одну форкамеру, соединенную с круговой рабочей полостью переточным каналом.
4. Роторно-поршневая машина по п. 3, отличающаяся тем, что переточный канал расположен относительно форкамеры тангенциально.
5. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что корпус имеет по меньшей мере двухсекционную круговую рабочую полость с находящимися в ней рабочими валами и лопастными поршнями, а выходной вал имеет по меньшей мере два эксцентрика, на которых установлены водила вместе с планетарными зубчатыми колёсами, при этом планетарные зубчатые колеса находятся в зацеплении с центральными неподвижными зубчатыми колесами, а водила шарнирно соединены шатунами с рычагами рабочих валов, причём как секции рабочей полости корпуса так и эксцентрики выходного вала могут быть развёрнуты один относительно другого на угол от 0° до 180°.
6. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что впускные и выпускные каналы рабочей полости корпуса соответственно попарно подключены: к нагревателю, регенератору соединенному с холодильником отработавших газов, к дополнительному холодильнику.
7. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что в месте соединения выпускных каналов с рабочей полостью корпуса установлены проходные клапаны.
PCT/UA2007/000080 2007-12-04 2007-12-27 Machine à piston rotatif à dilatation volumique Ceased WO2009072994A1 (fr)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US12/743,582 US8210151B2 (en) 2007-12-04 2007-12-27 Volume expansion rotary piston machine
EP07870648.8A EP2233691B1 (en) 2007-12-04 2007-12-27 Volume expansion rotary piston machine

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
UAA200713546 2007-12-04
UAA200713546A UA87229C2 (ru) 2007-12-04 2007-12-04 Роторно-поршневая машина объемного расширения

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2009072994A1 true WO2009072994A1 (fr) 2009-06-11

Family

ID=40717986

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/UA2007/000080 Ceased WO2009072994A1 (fr) 2007-12-04 2007-12-27 Machine à piston rotatif à dilatation volumique

Country Status (5)

Country Link
US (1) US8210151B2 (ru)
EP (1) EP2233691B1 (ru)
RU (1) RU2439333C1 (ru)
UA (1) UA87229C2 (ru)
WO (1) WO2009072994A1 (ru)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2011010978A1 (ru) 2009-07-20 2011-01-27 Drachko Yevgeniy Fedorovich Роторно-поршневая машина объёмного расширения «typбomoтop» (её варианты)
WO2012166079A1 (ru) 2011-06-03 2012-12-06 Drachko Yevgeniy Federovich Гибридный двигатель внутреннего сгорания (его варианты)

Families Citing this family (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102007015009A1 (de) * 2007-03-28 2008-10-02 Kurowski, Waldemar, Dr. Rotationskolbenmaschine mit Außendrehmechanismus
RU2012116634A (ru) * 2009-10-02 2013-11-10 Хуго Хулио КОПЕЛОВИЧ Система для создания компрессоров и роторного двигателя, имеющих динамически изменяемые рабочий объем и частоту сжатия
CN102906393B (zh) 2010-03-30 2015-04-22 斯蒂芬·李·坎宁安 振荡活塞发动机
US8967114B2 (en) 2011-03-09 2015-03-03 John Larry Gaither Rotary engine with rotary power heads
US9869272B1 (en) 2011-04-20 2018-01-16 Martin A. Stuart Performance of a transcritical or supercritical CO2 Rankin cycle engine
US9228489B2 (en) 2011-11-23 2016-01-05 Antonio Domit Rotary engine with rotating pistons and cylinders
RU2519532C2 (ru) * 2012-02-02 2014-06-10 Александр Васильевич Иванов Двигатель с внешним подводом теплоты на основе механизма привода вибрирующего поршневого двигателя парсонса
IN2014DN08504A (ru) 2012-04-18 2015-05-15 Martin A Stuart
US10316743B2 (en) * 2012-05-07 2019-06-11 Alberto Fausto BLANCO PALACIOS Advanced alternating piston rotary engine
US9046033B2 (en) 2012-12-28 2015-06-02 Christopher Bradley Orthmann Combustion engine
US9151220B2 (en) * 2013-11-30 2015-10-06 Wieslaw Julian Oledzki Rotary two-stroke internal combustion engine fueled by solid particulate
CN105980660B (zh) * 2014-02-03 2019-12-10 I.V.A.R.股份公司 驱动单元及其驱动传动系统和有关的操作性热循环和功能构造
US9540725B2 (en) 2014-05-14 2017-01-10 Tel Epion Inc. Method and apparatus for beam deflection in a gas cluster ion beam system
WO2015195078A1 (en) * 2014-06-16 2015-12-23 Orthmann Christopher Combustion engine
US9677401B1 (en) * 2016-10-17 2017-06-13 Adel K. Alsubaih Radial piston rotary device with compact gear drive mechanism
IT201900005532A1 (it) * 2019-04-10 2020-10-10 Antonio Cadore Macchina perfezionata rotativa a combustione
EP4144969A1 (en) * 2020-08-06 2023-03-08 Plucinski Przemyslaw Description of the combustion planetary engine
CA3199423A1 (en) * 2020-11-27 2022-06-02 Paul Anthony Johnson Material mover
GB2608641A (en) * 2021-07-09 2023-01-11 Whittaker Engineering Stonehaven Ltd Heat pump apparatus and system for electricity supply grid stabilisation
PL443329A1 (pl) * 2022-12-29 2024-07-01 Wawrzyński Paweł Ensavid Urządzenie do wytwarzania energii mechanicznej, w szczególności mechanicznego momentu obrotowego
KR102563972B1 (ko) * 2023-03-14 2023-08-03 김병우 고효율 사인 로터리 기관

Citations (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE271552C (ru)
DE142119C (ru)
FR844351A (fr) 1937-12-04 1939-07-24 Moteur à explosions
US3144007A (en) 1960-06-29 1964-08-11 Kauertz Proprietary Ltd Rotary radial-piston machine
US3244156A (en) 1963-09-20 1966-04-05 Jerry Witcher Internal combustion engine
US4311442A (en) * 1977-09-23 1982-01-19 Istvan Simon Rotary piston machine with alternating pistons and sealings therefor
US4419057A (en) * 1980-02-06 1983-12-06 Societe Nationale D'etude Et De Construction De Moteurs D'aviation, "S.N.E.C.M.A." Rotary piston motor
RU2003818C1 (ru) 1989-10-27 1993-11-30 Евгений Петрович Иванов Роторно-поршневой двигатель
FR2694336A1 (fr) * 1992-07-29 1994-02-04 Canova Sarls Etablissements Dispositif de liaison cinématique pour pistons rotatifs et moteur comprenant un tel dispositif.
RU2013597C1 (ru) 1991-02-25 1994-05-30 Иванов Евгений Петрович Силовая установка
RU2100653C1 (ru) * 1994-07-25 1997-12-27 Капаров Михаил Иванович Роторно-лопастная машина
RU2141043C1 (ru) 1998-02-24 1999-11-10 Тимофеев Юрий Федорович Роторный двигатель с системой компенсации инерционных сил (варианты)
US6739307B2 (en) 2002-03-26 2004-05-25 Ralph Gordon Morgado Internal combustion engine and method
US6886527B2 (en) 2003-03-28 2005-05-03 Rare Industries Inc. Rotary vane motor
UA18546U (en) 2006-05-04 2006-11-15 Valerii Yevhenovych Rodionov Gas high pressure cylinder
RU2302539C2 (ru) * 2005-06-03 2007-07-10 Виталий Владимирович Давыдов Способ работы и устройство роторно-лопастного двигателя внутреннего сгорания с системой газоаккумуляторной рекуперации

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1821139A (en) * 1925-08-24 1931-09-01 Frank A Bullington Internal combustion engine
US2155249A (en) * 1937-07-01 1939-04-18 Bancroft Charles Rotary torus cylinder motor
US3500798A (en) * 1968-03-07 1970-03-17 George Charles Arnal Rotary engine
US3592571A (en) * 1969-12-08 1971-07-13 Chauncey R Drury Rotary volumetric machine
US3829257A (en) * 1971-10-15 1974-08-13 Peterson Machine Tool Inc Rotary fluid engine
JPH03202637A (ja) * 1989-12-29 1991-09-04 Kazunari Kojima ロータリ式内燃機関
US5147191A (en) * 1991-02-08 1992-09-15 Schadeck Mathew A Pressurized vapor driven rotary engine
US5304048A (en) * 1991-10-15 1994-04-19 Charles Chao-peng Huang Scissor-action piston rotary engine with distributive arms
US5501182A (en) * 1995-07-17 1996-03-26 Kull; Leo Peristaltic vane device for engines and pumps
KR100261911B1 (ko) * 1998-04-27 2000-07-15 김은규 동축구조 회전피스톤 정용적 흡압장치

Patent Citations (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE142119C (ru)
DE271552C (ru)
FR844351A (fr) 1937-12-04 1939-07-24 Moteur à explosions
US3144007A (en) 1960-06-29 1964-08-11 Kauertz Proprietary Ltd Rotary radial-piston machine
US3244156A (en) 1963-09-20 1966-04-05 Jerry Witcher Internal combustion engine
US4311442A (en) * 1977-09-23 1982-01-19 Istvan Simon Rotary piston machine with alternating pistons and sealings therefor
US4419057A (en) * 1980-02-06 1983-12-06 Societe Nationale D'etude Et De Construction De Moteurs D'aviation, "S.N.E.C.M.A." Rotary piston motor
RU2003818C1 (ru) 1989-10-27 1993-11-30 Евгений Петрович Иванов Роторно-поршневой двигатель
RU2013597C1 (ru) 1991-02-25 1994-05-30 Иванов Евгений Петрович Силовая установка
FR2694336A1 (fr) * 1992-07-29 1994-02-04 Canova Sarls Etablissements Dispositif de liaison cinématique pour pistons rotatifs et moteur comprenant un tel dispositif.
RU2100653C1 (ru) * 1994-07-25 1997-12-27 Капаров Михаил Иванович Роторно-лопастная машина
RU2141043C1 (ru) 1998-02-24 1999-11-10 Тимофеев Юрий Федорович Роторный двигатель с системой компенсации инерционных сил (варианты)
US6739307B2 (en) 2002-03-26 2004-05-25 Ralph Gordon Morgado Internal combustion engine and method
US6886527B2 (en) 2003-03-28 2005-05-03 Rare Industries Inc. Rotary vane motor
RU2302539C2 (ru) * 2005-06-03 2007-07-10 Виталий Владимирович Давыдов Способ работы и устройство роторно-лопастного двигателя внутреннего сгорания с системой газоаккумуляторной рекуперации
UA18546U (en) 2006-05-04 2006-11-15 Valerii Yevhenovych Rodionov Gas high pressure cylinder

Non-Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
ROTARY RADIAL-PISTON MACHINE, 11 August 1964 (1964-08-11)
See also references of EP2233691A4 *

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2011010978A1 (ru) 2009-07-20 2011-01-27 Drachko Yevgeniy Fedorovich Роторно-поршневая машина объёмного расширения «typбomoтop» (её варианты)
US8511277B2 (en) 2009-07-20 2013-08-20 Yevgeniy Fedorovich Drachko “Turbomotor” rotary machine with volumetric expansion and variants thereof
WO2012166079A1 (ru) 2011-06-03 2012-12-06 Drachko Yevgeniy Federovich Гибридный двигатель внутреннего сгорания (его варианты)

Also Published As

Publication number Publication date
RU2439333C1 (ru) 2012-01-10
UA87229C2 (ru) 2009-06-25
EP2233691A4 (en) 2013-12-04
US20100251991A1 (en) 2010-10-07
US8210151B2 (en) 2012-07-03
EP2233691B1 (en) 2016-08-17
EP2233691A1 (en) 2010-09-29

Similar Documents

Publication Publication Date Title
RU2439333C1 (ru) Роторно-поршневая машина объемного расширения
JP5094890B2 (ja) 内燃機関およびその作動方法
RU2570542C2 (ru) Гибридный двигатель внутреннего сгорания
KR101711778B1 (ko) 회전 피스톤 기계 및 제어 기어 장치
US4010716A (en) Rotary engine
US4419057A (en) Rotary piston motor
JPS6147967B2 (ru)
US3744940A (en) Rotary expansion engine of the wankel type
RU2528221C2 (ru) Роторно-поршневая машина объемного расширения
US9103333B2 (en) Axial piston machines
US3626911A (en) Rotary machines
US6357397B1 (en) Axially controlled rotary energy converters for engines and pumps
EA003724B1 (ru) Преобразование прямолинейного возвратно-поступательного движения во вращательное движение
PL180814B1 (pl) Urządzenie robocze lub silnik, zwłaszcza spalinowy, z wirującymi tłokami
RU2067187C1 (ru) Торовая поршневая машина
RU2659602C1 (ru) Лопастной двигатель внутреннего сгорания
US20200018229A1 (en) Internal combustion engine with a rotating piston and uni-directional rolling bear
RU2026499C1 (ru) Реактивная тепловая машина
RU2393361C2 (ru) Одноцилиндровый многопоршневой двигатель внутреннего сгорания (тор блатова)
RU2271451C2 (ru) Роторная машина
RU2190106C2 (ru) Роторный двигатель (варианты)
RU2628813C2 (ru) Револьверный роторно-поршневой двигатель
RU2070646C1 (ru) Роторно-лопастной двигатель
WO2004081355A2 (en) Internal combustion engine provided with rotatable pistons
PL169588B1 (pl) Mechanizm tłokowy

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 07870648

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 12743582

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2007870648

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2007870648

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2010125960

Country of ref document: RU