[go: up one dir, main page]

WO2011010978A1 - Роторно-поршневая машина объёмного расширения «typбomoтop» (её варианты) - Google Patents

Роторно-поршневая машина объёмного расширения «typбomoтop» (её варианты) Download PDF

Info

Publication number
WO2011010978A1
WO2011010978A1 PCT/UA2009/000056 UA2009000056W WO2011010978A1 WO 2011010978 A1 WO2011010978 A1 WO 2011010978A1 UA 2009000056 W UA2009000056 W UA 2009000056W WO 2011010978 A1 WO2011010978 A1 WO 2011010978A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
channels
working
output shaft
output
gear
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/UA2009/000056
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Евгений Фёдорович ДРАЧКО
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 US13/383,421 priority Critical patent/US8511277B2/en
Priority to EP09847628.6A priority patent/EP2458145B1/en
Priority to RU2012101836/06A priority patent/RU2528221C2/ru
Publication of WO2011010978A1 publication Critical patent/WO2011010978A1/ru
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • 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
    • 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
    • F01C1/077—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 toothed-gearing type drive
    • 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
    • F01C19/00—Sealing arrangements in rotary-piston machines or engines
    • F01C19/12—Sealing arrangements in rotary-piston machines or engines for other than working fluid
    • 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
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/18—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet
    • 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
    • F02B53/12—Ignition

Definitions

  • the proposed rotary piston volume expansion machine can be used as internal and external combustion engines, refrigeration machines, pumps and blowers of various gases and liquids.
  • the invention relates to the construction of rotary piston machines (hereinafter RPM) containing a working cavity with volumetric displacing elements RPM - vane pistons, plungers, cuffs located in one housing (section).
  • RPM rotary piston machines
  • a planetary mechanism Such a mechanism provides a mutually relative rotational-vibrational motion of RPM volume displacing elements.
  • RPMs with such volume-displacing elements - 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 planetary kinematic mechanisms are able to work as rotary piston engines with a closed cycle of the working fluid, for example, according to the Stirling cycle (they are also called external combustion engines).
  • ultralight and light aircraft such as paramotors, motor hang gliders, airplanes and especially light helicopters;
  • motor vehicles for outdoor activities and sports such as motorcycles, tetracycles, scooters and snowmobiles;
  • Similar RPMs can also work as chillers, for example, for cooling products.
  • rotary piston machines with such volume displacing elements can work as compressors, blowers of air and / or various gases, vacuum machines, as well as hydraulic pumping devices:
  • volumetric pumping of liquids for example, in technological lines for volumetric filling of volume (ov).
  • RPM - rotary piston machine a machine containing a working cavity with volumetric-displacing RPM elements - vane pistons, plungers, cuffs located in one housing (section);
  • RDBC rotary piston internal combustion engine
  • face locking is such a position of the faces of adjacent vane pistons that is characterized by a minimum volume / distance between these faces;
  • working cavity of the housing (section) is the cavity that is enclosed between the inner wall of the working cavity of the housing and the faces of the vane pistons. It consists of no less than four simultaneously existing and varying in magnitude current volumes. During RPM operation, the working cavity the housing (section) has a constant volume regardless of the angular displacement of the vane pistons;
  • volume of flow - the total volume of the outlet and inlet (from / to the circular working cavity of the housing) channels, as well as all cavities connected to them, including connecting pipelines;
  • transfer chamber is the total volume of the output and input channels having a single design.
  • a housing with a circular working cavity having inlet and outlet channels; at least two pairs of vane pistons, rigidly fixed on two working shafts, coaxial to the surface of the working cavity, and at least one of the shafts has a crank;
  • At least one planetary gear located on the carrier of the output shaft, having an external gear meshing with a fixed central gear wheel, coaxial to the surface of the working cavity and the output shaft;
  • RPM surround extensions 1, 2, 3, 4, etc.
  • this RPM has a housing with a circular working cavity and inlet and outlet channels, as well as:
  • At least two working shafts that are coaxial with the circular surface of the working cavity and are equipped with vane pistons on the one hand and levers on the other;
  • At least one central fixed gear which is aligned with the surface of the working cavity and the working shafts;
  • crankshafts mounted on the shoulders of the drive shaft of the output shaft with planetary gears fixed to them, which are coupled to the central fixed gear;
  • the planet gear is meshed with the central fixed gear with the internal gear
  • the carrier is pivotally connected by connecting rods to the levers of both working shafts.
  • the first - to implement the process of continuous cyclic ignition of the fuel additional equipment, for example, fuel (e) pump (s) and high-pressure nozzles in the case of a diesel cycle or an electric spark ignition system with high-voltage electric spark plugs for a gasoline engine.
  • fuel (e) pump (s) and high-pressure nozzles in the case of a diesel cycle or an electric spark ignition system with high-voltage electric spark plugs for a gasoline engine.
  • the second disadvantage is the “attractiveness” of the fuel combustion process relative to the phase of the highest degree of compression in the combustion chamber during its cyclic ignition. To the greatest extent this phenomenon is manifested at maximum engine speeds. To combat it, methods of intensification of fuel combustion in piston engines known to specialists are used (for example, turbulization of a fuel-air mixture). The bottom line is that at high speeds the fuel simply does not have time to completely burn between the vane pistons with the greatest compression ratio. This affects the efficiency and environmental safety of engine operation.
  • the third drawback is that when igniting and burning fuel (temperature -2000 degrees Celsius) directly in the working cavity, which has “cold” walls (-300 degrees Celsius), the walls of the working cavity and the vane pistons themselves due to the large temperature difference receive a large heat transfer. For this reason, a lot of thermal energy is wasted in vain, and the engine needs an intensive heat sink (i.e., a bulky and structurally complex cooling system is needed). This complicates the engine and degrades its efficiency.
  • the aim of the invention is to increase the efficiency and reliability of the work, as well as expanding the field of targeted use of RPM.
  • a rotary piston volume expansion machine which includes:
  • a housing having a circular working cavity and inlet and outlet channels;
  • the carrier is pivotally connected by connecting rods to the levers of both working shafts, and
  • the circular working cavity of the housing (1) has adjacent adjacent output (27) and input (28) volume channels (ov) of the flow connected to it, having a sequential arrangement with respect to the inlet (18) and outlet (19) channels along the direction of the vane pistons ( 5 and 6), moreover, both the inlet and outlet channels, and the output and input channels are located on both sides relative to the junction of the faces of the vane pistons,
  • the result is a simplification of the design and an increase in the reliability of the RPM, as well as an expansion in the field of its intended use.
  • these goals are achieved by: a) the most complete removal of exhaust gases beyond the working cavity when the rotor-piston blades are closed and the working fluid is subsequently withdrawn to the overflow / combustion chambers to supply heat;
  • the first additional difference from the previous version is that the output and input channels have a single design in the form of overflow chambers. This virtually removes the limitations of structural optimization. the shape of the overflow chamber and provides the possibility of the optimal location of the spark plug / nozzle in it.
  • overflow chambers are mounted on the casing on sealed insulating gaskets, while the walls of the overflow chambers and the walls of the outlet and inlet channels can be lined / coated with highly porous gas-permeable heat-resistant ceramics. This allows you to significantly reduce heat transfer from the heated walls of the flow chambers into the housing and reduce its heat stress.
  • heat-resistant highly porous ceramics for example, of silicon carbide, with a sufficiently large surface and good gas permeability, have a significantly larger mass and, accordingly, a greater heat capacity in comparison with a gaseous medium. This provides fast and efficient heat transfer to the fuel from ceramics heated in previous working cycles. The result is reliable ignition and rapid combustion of fuels of various grades and types.
  • the time of the injection phase of the fuel-air mixture (for the case of external mixture formation) into the overflow chamber by design measures is made less than the ignition delay time of the fuel. For this reason, there will be no reverse overflow of the working fluid.
  • Fuel already in a closed high-temperature flow chamber evaporates, reliably ignites, quickly and completely burns out with excess air and the highest possible pressure.
  • the greatest pressure and temperature in the flow chambers are achieved when they are closed by the ends of the vane pistons with their faces closed. In this case, no special devices are needed to synchronize the ignition of the fuel-air mixture and the greatest degree of compression in the engine, which simplifies its design and increases the reliability of operation.
  • the flow chambers can be equipped with gas-tight dividers to prevent gas flow at the corner junction of the faces and ends of the closed vane pistons. This ensures the greatest contact of the fuel-air mixture with porous ceramics.
  • the separators play the role of short-term isolation of the closed faces of the vane pistons from peak values of pressure and temperature in the flow chambers. This reduces the mechanical and thermal loads on the kinematic mechanism of the engine. As a result, the reliability of his work increases.
  • the rotary piston machine has a common output shaft, according to with at least two eccentrics, as well as a housing consisting of at least two coaxial circular working sections.
  • the rotation angle of both working sections relative to one another, and the eccentricities of the output shaft eccentrics can be up to 180 °. This turning angle is determined by specialists in accordance with the conditions and required features of the RPM.
  • Such a rotary piston machine can already have 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. This favorably affects the reliability of the engine and the duration of its resource.
  • the rotary piston machine has a power take-off gear shaft coaxial with the output shaft with a gear wheel meshed with an intermediate gear mounted on a planetary gear wheel.
  • output channels are connected by pipes with the input of the heater, and the input - with the output of the heater, while the inlet channels are connected to the outlet of the refrigerator, and the outlet channels are connected to the inlet of the refrigerator.
  • such an RPM can be used both as a compressor machine for compressing various types of gases, and as a vacuum machine for pumping various types of gases from closed volumes. This is an extension of its scope and solution of the problem of the invention.
  • vane pistons have elastic gas / hydraulically impervious inserts and / or sealed cavities with an elastic wall.
  • Such a volume expansion machine is typically used as a volumetric supercharger of a liquid or gas. This is an extension of the scope of RPM.
  • Simplification of the design and increasing the reliability of the RPM as engines is achieved by supplying thermal energy to the working fluid outside the working cavity through the use of integrated output and input channels in the form of overflow chambers.
  • the conditions of reliable ignition and efficient combustion of fuel are realized at the highest compression ratio without special synchronization devices the moment of ignition of the fuel relative to the phases of the kinematic mechanism of RPM.
  • figure 1 shows a longitudinal section of the RPM with its planetary mechanism on the example of the RPM as a volume expansion machine
  • FIG. 2 initial angular position of the vane pistons and links of their kinematic drive with conditionally initial “zero” (upper) angular position of the output shaft eccentric 0 ° (1080 °, etc.);
  • FIG. 3 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 45 ° counterclockwise;
  • FIG. 4 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 90 °;
  • FIG. 5 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 135 °;
  • FIG. 6 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 180 °;
  • FIG. 7 - the same as in figure 2, but when the output shaft rotates 225 °;
  • FIG. 8 - the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 270 °;
  • FIG. 9 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated by 405 °;
  • FIG. 10 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated by 540 °;
  • FIG. 11 - 23 - shows a section of the housing RPDV on a circular working cavity for different current positions of the vane pistons for 540 ° rotation of the output shaft from the conditional "zero" 0 ° (upper) position of the eccentric OQ of the output shaft with a countdown of the rotation angles counterclockwise, including:
  • FIG. 11 the initial angular position of the vane pistons in the annular working cavity of the housing with the conditionally initial angular “zero” 0 ° (upper) position of the cam shaft OQ of the working shaft (0 °, 1080 °, etc.);
  • Fig.12 is the same as in Fig.11, but when turning the eccentric
  • FIG. 13 is the same as in FIG. 11, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 90 °;
  • FIG. 14 is the same as in FIG. 11, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 135 °;
  • FIG. 15 is the same as in FIG. 11, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 180 °;
  • FIG. 16 the same as in figure 11, but when turning the eccentric
  • FIG. 17 is the same as in FIG. 11, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 270 °;
  • FIG. 18 is the same as in FIG. 11, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated by 315 °;
  • FIG. 19 is the same as in FIG. 11, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 360 °;
  • FIG. 20 is the same as in FIG. 11, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated by 405 °;
  • FIG. 21 - the same as in Fig. 11, but when turning the cam
  • FIG. 22 is the same as in FIG. 11, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated by 495 °;
  • FIG. 23 is the same as in FIG. 11, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 540 °;
  • 24 is a cross-sectional view of an overflow chamber of an internal combustion engine mounted on an engine casing on heat-insulating gas-tight gaskets;
  • Fig - shows a cross section of the flow chamber of an internal combustion engine having a gas tight separator of its input and output channels;
  • Fig. 26 is a cross-sectional view of the overflow chamber of an internal combustion engine having walls of highly porous gas permeable ceramics;
  • Fig - shows a longitudinal section of a planetary mechanism on the example of the RPA as a volume expansion machine with a toroidal working cavity
  • Fig. 28 shows a kinematic diagram (second design variant) of an RPM with a common output shaft having two eccentrics for two planetary mechanisms, between which a housing consisting of two similar coaxial working sections is located.
  • the angle of the axial turn between the sections and the eccentricities of the output shaft eccentrics is selected in each individual case by specialists based on design and operational requirements in the range from 0 ° to 180 °;
  • Fig.29 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 ⁇ p;
  • Fig - shows a kinematic diagram having a gear
  • Fig - shows a kinematic diagram of having a RPM reducer with a reverse direction of revolutions and torque power take-off shaft moment (second gearbox design option);
  • Fig.ZZ - shows a cross section of the overflow chamber of an external combustion engine (for example, according to the Stirling cycle), structurally made directly in the body of the engine casing in the form of its output and input channels and a separator between them when the end of the vane piston overlaps both output and input channels;
  • an external combustion engine for example, according to the Stirling cycle
  • Fig. 34 shows a state where both output and input channels overlap with the ends of both closed vane pistons 5 and 6, dividing increasing and decreasing current volumes;
  • Fig. 35 shows a cross section of the inlet and outlet channels of an external combustion engine when the faces of adjacent rotor-piston faces are closed;
  • Fig. 36 shows a RPM operating according to the Stirling cycle and a section of its body
  • FIG. 37 - 40 shows a cross section of the housing on a circular working cavity operating according to the Stirling cycle RPM for various current positions of the vane pistons for 135 ° rotation of the output shaft from the conditional 0 ° (upper) position of the eccentric OQ of the output shaft with a countdown of its rotation counterclockwise , including:
  • FIG. 37 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 °, 1080 °, etc.);
  • Fig.38 is the same as in Fig.37, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 45 ° counterclockwise;
  • Fig.39 is the same as in Fig.37, but when the eccentric OQ of the output shaft is rotated 90 ° counterclockwise;
  • FIG. 41 - shows the connection of the exhaust and intake channels and the circular working cavity of the RPM when it is used as a refrigerating machine
  • FIG. 42 - shows the input and output channels of the RPM for compression (compressor) or pumping various gases
  • FIG. 43 - shows the connection of the inlet and outlet channels to the circular working cavity of the RPM when it is used as a supercharger (compressor), for example, air.
  • FIG. 44 - shows the input and output channels of the hydraulic pumping RPM
  • FIG. 45 - shows the connection of the inlet and outlet channels to the circular working cavity of the RPM when it is used as a hydraulic pumping RPM.
  • housing 1 having a circular working cavity
  • 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).
  • they may have axisymmetric cavities on the lateral faces, for example, performing the function of combustion chambers in the case of RPA, if necessary;
  • counterweight 14 serving to balance the masses of the eccentric 8, carrier 9 and planetary wheel 11, connecting rods 10;
  • overrunning clutch 16 a gear 17 engaged with a gear ring 13;
  • exhaust channel 19 also connected to the working cavity of the housing (section) 1;
  • output 27 and input 28 channels of the overflow chambers 23 (see Fig. ⁇ ), between which separators 26 25 are located (“output” and “input” channels are named in accordance with the “output” and “input” of the working fluid from / into the working cavity ); gearbox shaft 29 power take-off, used if necessary, the reduction (Fig.31) and reverse (Fig.32) RPM speed;
  • connecting pipes 32 (Fig. 36) for transferring the working fluid to the structural elements of the RPM, for example, operating according to the Stirling cycle;
  • the pistons 5 and 6 receive a rotational-oscillatory motion 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.
  • Counterweight 14 performs the function of balancing the masses of the eccentric 8, the planetary wheel 11, the carrier 9 and the massive gear ring 13. Perhaps a joint design of the gear ring 13 and the counterweight 14.
  • 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.
  • the internal cavities of the housing 1 have cooling channels with walls 22 through which coolant is pumped. This prevents overheating of the engine.
  • the oil cooling system of the vane pistons 5 and 6 is not particularly shown and not indicated.
  • Figure 2 shows the conditionally initial position 0 ° of the output shaft 7 with the eccentric 8. This position is determined by the position of the planetary gear 11 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 segment OQ and occupies the original vertical position.
  • 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 the letters AC and BD.
  • the axes of the vane pistons 5 and 6 shown by the dashed line are arranged symmetrically with respect to the horizontal 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 is designated as the angle ⁇ 1.
  • 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 latter receive rotational-vibrational motion in the circular working cavity of the RPM.
  • the output shaft 7 and its eccentric 8 are shown already turned 45 ° counterclockwise. Accordingly, the planetary gear wheel 11 with carrier 9 is rotated clockwise. Since the angles ⁇ 1 and ⁇ 2 are constant, the connecting rods 10 designated by the letters AC and BD separate the levers 4 of the working shafts 2 and 3, indicated by the segments OS and 2, at an angle ⁇ 2> ⁇ 1. Accordingly, the vane pistons 5 and 6 are also bred.
  • Figure 4 shows the rotation of the output shaft 7 at an angle of 90 °.
  • carrier 9 occupies an even larger angular position.
  • the connecting rods 10 indicated by the letters AC and BD continue to spread the levers 4 indicated by the segments OS and OD at an angle ⁇ >
  • Figure 5 shows the rotation of the output shaft 7 at an angle of 135 °.
  • the carrier 9 indicated by the letters A and B rotates clockwise and occupies a position of 45 ° to the vertical.
  • the connecting rods 10 marked with the letters AC and BD continue to spread the levers 4 indicated by the OS and OD lines, i.e. ⁇ 4 ⁇ .
  • Figure 6 shows that the connecting rods 10 marked with the letters AC and BD they begin to reduce the levers 4 indicated by the segments OS and OD by an angle ⁇ 5 ⁇ 4. In this case, the vane pistons 5 and 6 begin to approach each other.
  • Figure 7 shows that the connecting rods 10 indicated by the letters AC and BD continue to reduce the levers 4 indicated by the segments OS and OD by an angle ⁇ 6 ⁇ 5.
  • the vane pistons 5 and 6 continue to approach, and the carrier 9 indicated by the letters AB rotates clockwise to an even larger angle.
  • FIG. 8 shows that the connecting rods 10, indicated by the letters AC and BD 1, continue to reduce the levers 4, indicated by the lines OS and OD, to an angle ⁇ 7 ⁇ 6.
  • the faces of the vane pistons 5 and 6 are closed vertically, and the carrier 9, indicated by the letters AB, occupies a vertical position.
  • the links of the kinematic mechanism (carrier 9, connecting rods 10, levers 4) sequentially go through intermediate positions and again spread the vane pistons 5 and 6 to the maximum angular distance, as shown in Fig.9.
  • carrier 9 occupies a position at an angle of 45 ° to the vertical.
  • the links of the kinematic mechanism (carrier 9, connecting rods 10, levers 4) continue to pass intermediate positions sequentially and again rotate the vane pistons 5 and 6 on minimum angular distance as shown in FIG. 10.
  • the vane pistons 5 and 6, the levers 4 and the carrier 9 are in a position that is axisymmetric to the initial initial angular position of the output shaft 7 at 0 ° (see figure 2). Accordingly, after 1080 ° rotation of the output shaft 7 and its eccentric 8 (with eccentricity OQ), the kinematic links of the RPM and the vane pistons 5 and 6 will occupy the initial initial position, as shown in figure 2.
  • FIG. 11 - 23 shows a cross section of the housing 1 of the simplest RPA in a circular working cavity for different positions of the vane pistons 5 and 6 for 540 ° rotation of the working shaft 7.
  • a RPA has inlet 18 and outlet 19 channels, separated separately by a jumper of the housing 1, and also a planetary mechanism, the operation of which is discussed in detail above (see figures 2 - 10).
  • the position of the vane pistons 5 and 6 in figures 2-10 and in figures 11-17, 20 and 23 are similar.
  • “6” - has the largest volume, which, in the case of the RPA, corresponds to the completion of the “Vpyck” beat and the beginning of the beat
  • RPA corresponds to the “Compression” tact
  • “7” - is connected to the “lower” overflow chamber 23 and has an increasing volume, which in the case of an RPM corresponds to the beginning of the “Running” cycle;
  • “8” - is connected to the exhaust channel 19 and has a decreasing volume, which in the case of RPDV corresponds to the beginning of the course of the cycle “Discharge of exhaust gases”;
  • “5” - is connected to the inlet channel 18 with the fuel equipment 20 and has an increasing volume, which in the case of the RPA corresponds to the continuation of the cycle “Vpyc”;
  • “6” - has a closed decreasing volume, which in the case of an RPA corresponds to the continuation of the “Squeeze” beat;
  • FIG. 14 (135 ° of the angle of rotation of the output shaft 7) shows the next position of the current working volumes. It is easy to see that the position of the current volumes shown in FIGS. 11 and 14: 2 and 1, 3 and 2, 4 and 3, 5 and 4, 6 and 5, 7 and 6, 8 and 7 are similar, respectively, and the flow in them strokes of the working cycle RPDVS. Those.
  • the entire working process of the internal combustion engine is cyclically repeated. Facets of adjacent vane pistons 5 and 6 intermediate positions are cycled and closed in the same places of the housing 1 every 135 ° of the angle of rotation of the output shaft 7 (see Figs. 11, 14, 17, 20, 23) with the formation of a minimum volume between them.
  • the phase position of the vane pistons 5 and 6 and their faces relative to the intake channels 18 and 19, the overflow chambers 23 and their output 27 and input 28 channels is uniquely determined by the position of the output shaft 7 and its eccentric 8.
  • the direct work of the RPA is as follows. Fuel is supplied by the fuel equipment 20 to the inlet channel 18 (for the case of external mixture formation). Then it mixes with air and enters into expanding current volumes (Fig. 12, 13, 15, 16, 18, 19, 21, 22). That’s how the beat is. Then the fuel-air mixture is compressed in closed, decreasing in value of the current volume (Fig. 11 - 23). This is how the “Squeeze” cycle takes place. Further, decreasing in magnitude current volumes begin injection of fuel-air mixtures into the overflow chambers 23 (see Figs. 24 and 26) under overpressure.
  • This injection begins first through an expanding output channel 27 (“exit” because the working fluid “exits” from the working cavity), which is formed between the edge of the overflow chamber 23 and the edge of the vane piston 5 or 6. Then, the cross section of the output channel 27 decreases and becomes minimal with the closed faces of the vane pistons 5 and 6.
  • the phase of the beginning of injection of the fuel-air mixture into the overflow chambers 23 is structurally made so that excessive pressure is provided for unidirectional supply of the fuel-air mixture into the overflow chambers ka 23 rated speed rotary internal combustion engine.
  • the time interval between the beginning of the supply of the fuel-air mixture into the overflow chambers 23 and the moment of closure of the faces of the vane pistons 5 and 6 is also made by constructive measures less than the interval of the ignition delay and heat generation from fuel combustion.
  • This provides a unidirectional flow of the working fluid through the flow chamber 23, since it is necessary for the normal operation of such a RPM.
  • the delay in ignition and heat generation of a fuel-air gasoline mixture from ignition with an electric spark is from 20 ° to 30 ° of the angle of rotation of the crankshaft at rated speed of the piston engine [3].
  • the initial ignition of the fuel-air mixture (for the case of external mixture formation) is carried out by electrospark or glow plug candles 21. It can then be turned off, since during the operation of the RPFA, further ignition of the fuel is provided by the high temperature of the working fluid in the overflow chambers 23 and its walls.
  • fuel is supplied to the overflow chambers 23 through the nozzle 21.
  • the most intensive heat generation from the combustion of fuel begins to occur in the overreach chambers 23 with the closed faces of the vane pistons 5 and 6. It was at this time that the overflow chambers 23 were isolated, since the outlet 27 and inlet 28 channel were closed by the end faces of the vane pistons 5 and 6.
  • the completion of fuel combustion can be carried out in increasing current volumes at the beginning of the “Run” stroke after opening the input channels 28 of the overflow chambers 23 with the ends of the vane pistons 5 and 6 (see Figs. 12, 15, 18, 21).
  • the “Run” stroke is carried out already in closed current volumes that are increasing in size (see Figs. 13, 14, 16, 17, 19, 20, 22).
  • overflow chamber 23 provides a double positive effect: thermal insulation of the housing 1 from the hot overflow chambers 23, as well as their constantly high temperature. High temperature is necessary for reliable ignition of the fuel, regardless of its type, and also helps to approach the adiabaticity of the fuel combustion process.
  • Fig shows the flow chamber 23 with the separator 26 and the position of the blade rotors 5 and 6 at the beginning of the phase of their closure (i.e., the distance between the faces is close to the minimum, but both faces are still to the left of the vertical axis of the coordinate axis of the kinematic mechanism).
  • the separator 26 provides a short-term isolation of the faces of the vane pistons 5 and 6 during the process of their closure from the working fluid with high pressure and temperature in the flow chambers 23 (see Fig. 11, 14, 17, 20, 23).
  • the faces of the vane pistons 5 and 6 are closed, their relative speeds are minimal. Therefore, the size of the time interval for isolation by the separator 26 of the faces of the vane pistons 5 and 6 from the peak values of temperature and pressure of the working fluid is essential to reduce their thermal and mechanical load. This increases the reliability of the RPA.
  • FIG. 23 shows the flow chamber 23, having a wall 25 of highly porous with good gas permeability heat-resistant, for example, silicon carbide, ceramics.
  • Such ceramic walls 25 with good gas permeability and significant heat capacity during RPD operation have a constantly high temperature. This circumstance ensures the reliability of ignition and the completeness of fuel combustion at the highest compression ratio when filling the flow chambers 23 with a fuel-air mixture [4].
  • the result of this application of porous ceramics in RPA is the possibility of its operation on various grades of fuel with good indicators of efficiency and environmentally friendly operation.
  • FIG. 27 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 11 - 23). However, the execution of the housing 1 with a toroidal working cavity can reduce the number of 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.
  • the RPMD has an output shaft 7 with two eccentrics 8 and a two-section housing 1, which is located between the two previously described planetary mechanisms (see Figs. 2-10).
  • the turn of the sections of the housing 1 and the eccentrics 8 of the common output shaft 7 relative to one another must be such that during operation of the engine, 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 operating conditions of the RPA.
  • angles of rotation of the sections of the housing 1 and of the eccentrics 8 are selected so that by shifting the phases of the maximum and minimum amplitudes of the magnitude of the torques from each of the sections to obtain the 5 most “smoothed” total torque.
  • ⁇ is the angle of rotation of the output shaft 7 of the simplest RPM (see Fig. 1, 11-23, 28), which has a single-section housing 1.
  • the torque has a large amplitude of change in its magnitude and even a negative component. Therefore, it is necessary to make the ring gear 12 massive to fulfill the function of the flywheel. This makes the engine heavier.
  • the ring gear 13 may
  • Fig shows a kinematic diagram having a gear RPD with a plan of the instantaneous speeds of the links of this gear.
  • the torque of the internal combustion engine is removed from the gear shaft 29, which has a gear gear 30. It is meshed with an intermediate gear 31 mounted on the planetary gear 11.
  • the letters OQ indicate the eccentricity of the eccentric 8, which passes through the axis planetary gear 11.
  • the instantaneous speed of the eccentric 8 is indicated by the vector QV1.
  • the angular velocity of the output shaft 7 is determined by the angle between the vertical and the segment OV1 and is indicated by the letter ⁇ 1.
  • the place of engagement of the planetary gear wheel 11 with the stationary gear wheel 12 has a “zero” speed. This place is located on the vertical axis OQ and is indicated in FIG. 31 by the letter C. Therefore, the straight line CV1 corresponds to the instantaneous velocities of material points that lie in the plane of the vertical axis OQ.
  • This also includes the gearing location of the intermediate gear 31 with the gear gear 30. This location is indicated by the base of the instantaneous linear velocity vector, which is denoted by the letters RV2.
  • the gear gear 30 is mounted on the gear shaft 29.
  • Fig. 32 The ability to change the direction of rotation of the gear shaft 29 RPDV without adding any new kinematic links is illustrated in Fig. 32.
  • it is critical for changing the direction of rotation of the gear shaft 29 is the larger diameter of the gear gear 30 in comparison with the diameter of the stationary gear 12. This determines the direction of the vector RV ⁇ , opposite to the vector QV1, relative to the position of the “zero” point of instantaneous speeds on the vertical axis of the instantaneous speeds plan. Accordingly, we obtain the opposite direction of rotation of the gear shaft 29.
  • the outlet 27 and the inlet 28 are channels separated by a separator 26.
  • the separator 26 is structurally made as a unit with the housing 1. In FIG. the working position is shown when both channels 27 and 28 are overlapped by the end face of one of the vane pistons 5 or 6. This ensures the separation of the decreasing (located on the inlet channel 18) and
  • Fig. 34 shows the operating position when both channels 27 and 28 are overlapped by the ends of both closed vane pistons 5 and 6, also separating the increasing and decreasing current volumes adjacent to their faces.
  • the difference from the internal combustion engine in this case is that the connection of the channels 27 and 28 and, accordingly, the overflow of the working fluid in heat engines with a closed thermodynamic cycle (Stirling type) is carried out outside the chamber
  • Fig. 35 shows channels of relatively small volume, made directly in the housing 1 of the rotary-piston machine inlet 18 and outlet 19, separated by a separate jumper of the housing 1.
  • the working cavity of the housing 1 of such the engine is similar to the cavity of the engine (11 - 23) and has a pair of axisymmetrically located inlet 18 and outlet 19 channels, as well as input 27 and output 28 channels. These channels through the connecting pipes 32 are connected:
  • FIG. 37 - 40 schematically shows a cross section along the working cavity of the housing 1 of the simplest Stirling engine for 4 positions (0 °; 45 °; 90 °; 135 °) of the angle of rotation of the output shaft 7.
  • the corresponding positions of the vane pistons 5 and 6 relative to them are also shown channels 18, 19, 27 and 28.
  • This engine like the RPMD, has 8 current working volumes (see Figs. 11-23), in which the cycles of the working process proceed similarly to the RPDVs cycles.
  • the working fluid passes through the heater 33, it is also important to efficiently heat it to a temperature that ensures the efficient performance of useful work when it expands.
  • the refrigeration machine (see Fig. 41) is similar to an external combustion engine (see Fig. 36).
  • the chiller consists in its being equipped with a temperature-controlled choke 35.
  • This RPM performs the inverse transformation of the mechanical work of rotation of the output shaft 7 to the temperature difference between the evaporator 36 (it has a low temperature and absorbs heat) and the radiator 37 (it has a high temperature and gives off heat).
  • the chiller operates at constant revolutions of the output shaft 7.
  • the operation mode of such a chiller is controlled by adjusting the throttle 35.
  • the mechanical power consumed by the RPM changes, as well as the temperature difference between the evaporator 36 and the radiator 37 with the corresponding amount of heat absorption and removal.
  • RPM can also be used as a vacuum machine for pumping various kinds of gases.
  • RPMs can be used as hydraulic pumping machines for pumping various kinds of liquids, for example, in technological lines for volumetric filling of volume (ov). This is possible because the number of revolutions of the output shaft 7 clearly corresponds to the amount of pumped liquid (provided that the working circuit of the RPM is completely filled with liquid).
  • Its output 27 and input 28 channels are located on both sides of the dividers 26.
  • the phases of the output 27 and input 28 channels are made so that when the faces are closed (angles of rotation of the output shaft 7 multiples of 135 °) with the ends of the blades pistons 5 and 6 and dividers 26 to ensure their isolation from one another.
  • the proposed rotary piston volume expansion machine does not have any design features

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)
  • Hydraulic Motors (AREA)
  • Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

Роторно-поршневая Машина Объемного Расширения «TypбoMoтop» (её варианты), включающая корпус, имеющий круговую рабочую полость и впускные и выпускные каналы; два рабочих вала, которые соосны рабочей полости и оснащены с одной стороны лопастными поршнями и с другой стороны рычагами; соосное рабочей полости и рабочим валам центральное неподвижное зубчатое колесо; соосный рабочим валам выходной вал имеет эксцентрик, на котором установлены водило с планетарным зубчатым колесом; планетарное зубчатое колесо находится в зацеплении с центральным неподвижным зубчатым колесом; водило шарнирно соединено шатунами с рычагами обоих рабочих валов, включает: последовательно смежно-расположенные впускные и выпускные каналы и/или выпускные и впускные каналы, подключенные к рабочей полости.

Description

РОТОРНО-ПОРШНЕВАЯ МАШИНА
ОБЪЁМНОГО РАСШИРЕНИЯ «TypбoMoтop» (её варианты)
Область техники
Предлагаемая роторно-поршневая машина объемного расширения может использоваться в качестве двигателей внутреннего и внешнего сгорания, холодильных машин, насосов и нагнетателей различных газов и жидкостей.
Изобретение относится к конструкции роторно-поршневых машин (далее РПМ), содержащих рабочую полость с объёмно- вытеснительными элементами РПМ - лопастными поршнями, плунжерами, манжетами, находящимися в одном корпусе (секции).
Их согласованное движение осуществляется планетарным механизмом. Такой механизм обеспечивает взаимно- относительное вращательно-колебательное движение объёмно- вытеснительных элементов РПМ.
РПМ с такими объёмно-вытеснительными элементами - 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 планетарными кинематическими механизмами способны работать в качестве роторно-поршневых двигателей с замкнутым циклом рабочего тела, например, по циклу Стирлинга (их ещё называют двигателями внешнего сгорания).
Они предназначены для оснащения: а) различных, транспортных средств, например, легковых автомобилей, такси и 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, комбайнов и иных самоходных сельскохозяйственных орудий;
г) компактных и мобильных электрогенераторов.
Также подобные РПМ могут работать в качестве холодильных машин, например, для охлаждения продуктов.
Кроме того, роторно-поршневые машины с такими объёмно- вытеснительным элементами могут работать в качестве компрессоров, нагнетателей воздуха и/или различных газов, вакуумных машин, а также гидроперекачивающих устройств:
а) для наполнения различных емкостей, например, шин автомобилей и самолетов;
б) подачи сжатого воздуха для различных технологических нужд, например, для пневмоинструмента;
в) для откачивания воздуха и других газов в технологическом оборудовании, например, в вакуумных печах;
г) для объёмного перекачивания жидкостей, например, в технологических линиях для мерного наполнения oбъёмa(oв) .
Применительно только к изобретению здесь и далее обозначены: термином «PПM - роторно-поршневая мaшинa» - машина, содержащая рабочую полость с объёмно-вытеснительными элементами РПМ - лопастными поршнями, плунжерами, манжетами, находящимися в одном корпусе (секции);
термином «PПДBC - роторно-поршневой двигатель внутреннего cгopaния» - такой двигатель, который имеет по меньшей мере две пары лопастных поршней, 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 «лoпacтныe пopшни» - такие подвижные объёмно- вытеснительные конструктивные элементы, между которыми и внутренними стенками одной секции циклически происходит изменение объёмов рабочего тела;
термином «тopeц» - переферийная поверхность каждого лопастного поршня, сопрягаемая с внутренними стенками рабочей полости корпуса;
термином «гpaнь» - боковая поверхность каждого лопастного поршня с одной стороны, сопрягаемая по её периметру с внутренними стенками рабочей полости корпуса;
термином «cмыкaниe гpaнeй» - такое положение граней смежных лопастных поршней, которое характеризуется минимальным объём/расстоянием между этими гранями;
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;
термином «тeкyщий oбъём» - каждая переменная по величине часть объёма рабочей полости корпуса (секции), которая заключена между гранями смежных лопастных поршней и внутренними стенками одной секции и в которой последовательно протекают такты рабочего процесса;
термином «oбъём пepeтoкa» - суммарный объём выходного и входного (из/в круговую рабочую полость корпуса) каналов, а также всех подключенных к ним полостей, включая соединительные трубопроводы;
термином «кaмepa пepeтoкa» - суммарный объём выходного и входного каналов, имеющих единое конструктивное исполнение. Уровень техники
Известны роторно-поршневые машины с планетарными механизмами подобного назначения, например, автор E. Кауэртц, патент США: Еugепе Каuегtz, Rоtагу Rаdiаl-Рistоп Масhiпе, US раtепt #3144007, Аug. 11 , 1964, рubl. 1967; Rоtагу vапе mоtоr, US раtепt #6886527 ICT.
Они также описаны, например, в патентах Германии N 142119 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 F02B 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. Также близка к технической сути изобретения конструкция устройства по патенту США: US Раtепt # 6,739,307, US Cl. 123/245, Мау 25, 2004, lnternal Combustion Engine апd Меthоd, аuthоr Rаlрh Gоrdоп Моrgаdо. Планетарные механизмы этих роторных машин обеспечивают взаимно-относительное вращательно- колебательное движение их объёмно-вытеснительных элементов - лопастных поршней. Однако в известных роторно-поршневых машинах все рабочие термодинамические процессы осуществляются между их объёмно-вытеснительным элементами, включая горение топлива. Это приводит к потерям тепла в стенки с меньшей температурой и к высокой тепловой нагрузке рабочей полости корпуса и объёмно-вытеснительных элементов. В результате ухудшается надёжность работы и сокращается ресурс их таких РПМ. Кроме того, конструктивно сложно обеспечить оптимальную - близкую к шаровидной - компактную форму камеры сгорания в этих РПМ. К тому же практически невозможно оптимально установить электроискровую свечу в середине объёма камеры сгорания для минимизации времени распространения фронта пламени. Свечу приходится располагать у края камеры сгорания возле стенки рабочей полости.
Общими конструктивными признаками известных роторно- поршневых машин с объёмно-вытеснительными элементами 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.
Недостатком таких двигателей является то, что образуемая между лопастными поршнями камера имеет конечный объём и в ней после завершения такта «выпycк отработавших гaзoв» остаются горячие отработавшие газы. Это ухудшает наполняемость рабочей полости свежим воздухом и/или топливо- воздушной смесью и ухудшает мощностные показатели двигателя.
Другим существенным недостатком является необходимость наличия дополнительной аппаратуры для обеспечения инициирования циклического воспламенения топливо-воздушной смеси при каждом рабочем цикле строго синхронизировано с фазами работы кинематического механизма РПМ. Это усложняет двигатель и снижает надёжность его работы.
Кроме того, известны конструкции бензиновых двигателей с предкамерами для обеспечения эффекта форкамерно-факельного зажигания очень бедных горючих смесей [1]. Здесь предкамера соединена с цилиндром каналом. Использование предкамер обеспечивает полное сгорание топлива и повышение экономичности двигателей при пониженных пиковых значениях температуры в цилиндре. Основным недостатком таких двигателей является сложная топливная аппаратура.
Также известны конструкции дизельных двигателей с разделёнными камерами сгорания - с предкамерами и вихревыми камерами [2]. Эти камеры соединены с цилиндром одним или несколькими каналами для двунаправленного течения рабочего тела. В таких двигателях путём организации высокой турбулентности топливной смеси достигается хорошее смесеобразование и обеспечивается более полное сгорание топлива даже при умеренных давлениях впрыска топлива. Однако из-за увеличения тепловых потерь экономичность дизельных двигателей с разделёнными камерами сгорания несколько хуже, чем у дизелей с неразделёнными камерами сгорания.
Наиболее близка к технической сути изобретения конструкция устройства (прототип) по публикации NQ WO/2009/072994 от 11.06.2009; (Iпt.Аррl.: Ns.: PCT/UA2007Ю00080; F01C 1/063, F02B 53/00, F04C 2/063; VOLUNE EXPANSION ROTARY PISTON MACHINE, iпvепtоr DRACHKO Yеvgепiу Fеdоrоviсh, UA).
Это устройство представляет собой РПМ с планетарным механизмом с возможностью различных значений передаточного отношения планетарного 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).
В частности, эта РПМ имеет корпус с круговой рабочей полостью и впускными и выпускными каналами, а также:
по меньшей мере два рабочих вала, которые соосны круговой поверхности рабочей полости и оснащены с одной стороны лопастными поршнями и с другой стороны рычагами;
по меньшей мере одно центральное неподвижное зубчатое колесо, которое соосно поверхности рабочей полости и рабочим валам;
соосный рабочим валам выходной вал, имеющий водило;
установленные на плечах водила выходного вала коленчатые валы с закреплёнными на них планетарными зубчатыми колесами, которые сцеплены с центральным неподвижным зубчатым колесом;
шатуны, шарнирно соединяющие рычаги рабочих валов и коленчатые валы,
выходной вал с эксцентриком, 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;
водило шарнирно соединено шатунами с рычагами обоих рабочих валов.
Созданные на основе такой РПМ двигатели имеют ряд недостатков.
Первый - для реализации процесса постоянного циклического воспламенения топлива необходимо дополнительное оборудование, например, тoпливный(e) нacoc(ы) и форсунки высокого давления в случае реализации дизельного цикла или электроискровая система зажигания с высоковольтными электроискровыми свечами для бензинового двигателя. Особенностью как топливной аппаратуры дизелей, так и систем зажигания бензиновых двигателей является необходимость точной синхронизации во времени работы элементов этих систем с работой кинематики двигателя. Даже небольшие отклонения работы систем синхронизации от оптимального режима (по любым причинам) существенно ухудшают рабочие параметры двигателей. Во многих случаях эксплуатации двигателей именно нарушения в работе систем синхронизации является причиной неисправности.
Второй недостаток - это «pacтянyтocть» процесса горения топлива относительно фазы наибольшей степени сжатия в камере сгорания при его циклическом воспламенении. В наибольшей степени это явление проявляется на максимальных оборотах двигателя. Для борьбы с ним используются известные специалистам приёмы интенсификации горения топлива в поршневых двигателях (например, турбулизация топливо- воздушной смеси). Суть в том, что на больших оборотах топливо просто не успевает полностью сгореть между лопастными поршнями при наибольшей степени сжатия. Это ухудшает экономичность и экобезопасность эксплуатации двигателя.
Третий недостаток - при воспламенении и горении топлива (температура -2000 градусов Цельсия) непосредственно в рабочей полости, имеющей «xoлoдныe» стенки (-300 градусов Цельсия), стенки рабочей полости и сами лопастные поршни вследствие большой разницы температур получают большую передачу тепла. По этой причине напрасно теряется много тепловой энергии, а двигатель нуждается в интенсивном теплоотводе (т.е. нужна громоздкая и конструктивно сложная система охлаждения). Это усложняет двигатель и ухудшает его экономичность.
Из изложенного видно, что недостатки описанного выше двигателя определяются его конструктивными особенностями и характером протекания рабочего процесса, а именно:
цикличностью воспламенения от точечного высокотемпературного источника тепла (межэлектродный промежуток О.б÷О.δ мм электроискровой свечи) для случая бензинового двигателя;
- цикличностью воспламенения от низкотемпературного объёмного источника тепла (компрессионное воспламенение дизельного топлива) для случая внутреннего смесеобразования;
- воспламенением и горением топлива непосредственно в рабочей полости двигателя между гранями смежных лопастных поршней.
Краткое изложение сущности изобретения
Целью изобретения является повышение экономичности и надёжности работы, а также расширение области целевого применения РПМ.
Возможным путём устранения вышеперечисленных недостатков известных РПМ является вынос за пределы рабочей полости высокотемпературной зоны горения топлива с его надёжным воспламенением от высокотемпературного объёмного источника тепла. Поставленная задача изобретения решена тем, что роторно- поршневая машина объемного расширения, 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) соосный рабочим валам выходной вал с эксцентриком, на котором установлены водило и планетарное зубчатое колесо, при этом
д) 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),
ж) водило шарнирно соединено шатунами с рычагами обоих рабочих валов, а
з) количество лопастных поршней, установленных на каждом рабочем валу, равно п +1 ,
отличающаяся тем, что
круговая рабочая полость корпуса (1 ) имеет подключенные к ней смежно-расположенные выходные (27) и входные (28) каналы oбъёмa(oв) перетока, имеющие последовательное относительно впускных (18) и выпускных (19) каналов расположение по ходу движения лопастных поршней (5 и 6), причём как впускные и выпускные каналы, так и выходные и входные каналы расположены по обе стороны относительно мест смыкания граней лопастных поршней,
а сами грани лопастных поршней имеют угловую ширину, достаточную для одновременного перекрытия выходного и входного каналов.
В отличие от прототипа, замысел изобретения заключается в том, чтобы конструктивными средствами обеспечить условия:
а) выноса за пределы рабочей полости некоторых фаз рабочего процесса различных по функциональному назначению РПМ: двигателей внутреннего и внешнего сгорания, холодильных машин, компрессоров и вакуумных машин. Что касается РПДВС, то в этом случае особо важен вынос рабочего тела за пределы рабочей полости при подводе к нему тепловой энергии посредством выходного и входного каналов. Это позволяет иметь пиковые значения температуры и давления вне рабочей полости. В результате снижается термическая нагрузка корпуса и лопастных поршней;
б) уменьшения пиковых значений механической нагрузки (от пиковых значений давления рабочего тела) на звенья кинематического механизма привода лопастных поршней;
в) качественной дисперсии топлива и его быстрого и эффективного смешивания с воздухом при инжекции топливо- воздушной смеси из рабочей полости в камеру перетока/сгорания; г) надежной синхронизации воспламенения топливо- воздушной смеси с оптимизированными фазами положения объёмно-вытеснительных элементов - лопастных поршней без использования каких-либо дополнительных устройств;
д) надежного воспламенения топливо-воздушной смеси от высокотемпературного газа и стенок камеры перетока/сгорания независимо от сорта используемого топлива;
е) высокой скорости и полноты сгорания топлива при избытке воздуха и наибольшей степени сжатия;
ж) реализации замысла изобретения без усложнения конструкции РПМ-двигателя средствами синхронизации зажигания/подачи топлива при одновременном повышении экономичности и надёжности его работы.
В общем случае согласно замыслу изобретения конструктивными средствами должны быть достигнуты:
оптимизированные условия для протекания рабочих процессов различных по целевому применению РПМ (в случае для РПДВС это предельно возможное наполнение топливо-воздушной смесью/воздухом рабочего объёма, надёжное воспламенение и полное сгорание топлива с минимальной теплопередачей в стенки);
минимизация тепловой нагрузки как рабочей полости РПМ, так и лопастных поршней;
минимизация механической нагрузки на звенья кинематического механизма привода лопастных поршней;
в целом как результат - упрощение конструкции и повышение надёжности работы РПМ, а также расширение области её целевого применения.
В частности в случае РПДВС эти цели достигаются путём: а) наиболее полного удаления отработавших газов за пределы рабочей полости при смыкании лопастей роторов-поршней и последующего вывода рабочего тела в камеры перетока/сгорания для подвода тепла;
б) циклической инжекции порций воздуха и/или топливо- воздушной смеси с высокой турбулентностью через выходные каналы. Это обеспечивает её однородность для последующего эффективного сгорания топлива;
в) циклического изолирования/закрытия каналов вывода и ввода на время горения топлива торцовыми поверхностями роторов- поршней. Пиковые механические нагрузки от пиковых давлений в каналах вывода и ввода взаимно компенсируются непосредственно на противоположных торцах лопастных поршней, так как эти каналы расположены на противоположных сторонах относительно рабочей полости и рабочих валов. Это обстоятельство существенно снижает механическую нагрузку на кинематический механизм РПДВС и соответственно повышает надёжность его работы;
г) постоянно высокой температуры в камерах перетока/сгорания. Это необходимо для быстрого протекания физико-химических реакций испарения, воспламенения и горения очередной порции топлива независимо от его сорта;
д) постоянно избыточного давления в выходных и входных каналах и камерах перетока/сгорания в целом. В результате в них создаётся повышенная плотность и теплоёмкость оставшегося рабочего тела. Это способствует быстрой теплопередаче тепла свежим порциям топлива и ускоряет протекание предпламенных и окислительных реакций горения; е) возможности сгорания топлива при избытке воздуха. Такая возможность обеспечивается постоянно высокой температурой и избыточным давлением в выходных и входных каналах. Это с одной стороны обеспечивает надёжность воспламенения и полноту его сгорания, а с другой - уменьшает пиковые значения температуры и давления в выходных и входных каналах. Это важно для надёжной работы РПДВС, его эффективной и экобезопасной эксплуатации.
Всё это вместе взятое в случае РПДВС обеспечивает:
а) расширение области применения двигателя путём уменьшения ограничений по виду применяемого топлива - различные сорта бензина, дизельного топлива, биотопливо, авиационного керосина, природного газа и др.;
б) надёжную работу и хорошую экономичность благодаря хорошей наполняемости рабочего объёма, высокой скорости и полноте сгорания топлива при высоком давлении и избытке воздуха в высокотемпературных камерах перетока/сгорания;
в) уменьшение механической, а также термической нагрузки на кинематические элементы и системы двигателя, например, охлаждения и смазки;
г) упрощение конструкции двигателя и повышение надёжности его работы
- что в целом является решением задачи изобретения.
Первое дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что выходные и входные каналы имеют единое конструктивное исполнение в виде камер перетока. Это практически снимает ограничения по конструктивной оптимизации формы камеры перетока и обеспечивает возможность оптимального расположения запальной свечи/форсунки в ней.
Дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что камеры перетока установлены на корпусе на герметичных теплоизолирующих прокладках, при этом как стенки камер перетока так и стенки выходных и входных каналов могут быть футерованы/покрыты высокопористой газопроницаемой термостойкой керамикой. Это позволяет существенно уменьшить теплопередачу от нагретых стенок камер перетока в корпус и уменьшить его теплонапряжённость.
При этом термостойкая высокопористая керамика, например, из карбида кремния, при достаточно большой поверхности и хорошей газопроницаемости имеет значительно большую массу и, соответственно, большую теплоёмкость по сравнению с газообразной средой. Это обеспечивает быструю и эффективную теплопередачу топливу от нагретой в предыдущих рабочих циклах керамики. В результате обеспечивается надёжное воспламенение и быстрое сгорание топлив различного сорта и вида.
На номинальных оборотах РПДВС время протекания фазы инжекции топливо-воздушной смеси (для случая внешнего смесеобразования) в камеру перетока конструктивными мерами (например, смещение камер перетока относительно оси) делается меньше времени задержки воспламенения топлива. По этой причине обратного преретока рабочего тела не будет. Топливо уже в закрытой высокотемпературной камере перетока испаряется, надёжно воспламеняется, быстро и полно сгорает при избытке воздуха и максимально возможном давлении. Кроме того, наибольшее давление и температура в камерах перетока достигаются, когда они закрыты торцами лопастных поршней при их сомкнутых гранях. При этом не нужны какие-либо специальные устройства для синхронизации воспламенения топливо-воздушной смеси и наибольшей степени сжатия в двигателе, что упрощает его конструкцию и повышает надёжность работы.
Камеры перетока могут снабжаться газонепроницаемыми разделителями, чтобы исключить переток газа в месте углового стыка граней и торцев сомкнутых лопастных поршней. Этим обеспечивается наибольший контакт топливо-воздушной смеси с пористой керамикой. Одновременно разделители выполняют роль кратковременной изоляции сомкнутых граней лопастных поршней от пиковых величин давления и температуры в камерах перетока. Это снижает механические и тепловые нагрузки на кинематический механизм РДВС. В результате повышается надёжность его работы.
Дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что круговая рабочая полость корпуса секции имеет торообразную форму.
Это уменьшает количество угловых стыков между элементами уплотнения лопастных поршней при использовании компрессионных колец. Следовательно, уменьшаются утечки рабочего тела в уплотнениях и упрощается система уплотнений в целом.
Дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что роторно-поршневая машина имеет общий выходной вал, по крайней мере, с двумя эксцентриками, а также 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 до 180°. Этот угол разворота определяется специалистами в соответствии с условиями и требуемыми особенностями работы РПМ.
Такая роторно-поршневая машина, как правило, используемая в качестве РПДВС, уже может иметь крутящий момент без отрицательной составляющей и без больших изменений его величины. Её работа характеризуется уменьшенным уровнем вибраций при сопряжении с нагрузкой. Это благоприятно сказывается на надежности работы двигателя и длительности его ресурса.
Другое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что роторно-поршневая машина имеет соосный с выходным валом редукторный вал отбора мощности с зубчатым колесом, находящимся в зацеплении с промежуточным зубчатым колесом, установленным на планетарном зубчатом колесе.
При таком конструктивном исполнении РПМ имеется возможность изменять не только величину крутящего момента и обороты вала отбора мощности, но и осуществлять реверс направления его вращения. Это расширяет область применения РПМ.
Ещё одно дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что выходные каналы соединены патрубками со входом нагревателя, а входные - с выходом нагревателя, при этом впускные каналы соединены с выходом холодильника, а выпускные каналы соединены со входом холодильника.
Раздельное исполнение выходных и входных каналов позволяет осуществить подвод тепла вне рабочей полости и обеспечить работу двигателя с внешним сгоранием топлива, независимо от его сорта, вида и агрегатного состояния. В этом случае сгорание топлива может быть постоянным без каких-либо ограничений по цикличности его горения. При этом как разделители, так и впускные и выпускные каналы конструктивно могут быть выполнены непосредственно в корпусе двигателя, что существенно упрощает его конструкцию и обеспечивает надёжность работы.
Это позволяет реализовать работу РПМ с замкнутым циклом рабочего тела, например, по циклу Стирлинга с внешним подводом тепла. В результате появляется возможность использования практически любого источника тепла (топлива) для получения механической энергии. Это обстоятельство существенно расширяет область целевого применения РПМ.
Дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что между выходом радиатора и выходными каналами РПМ включён терморегулирующий дроссель.
Это позволяет реализовать работу РПМ с замкнутым циклом рабочего тела в режиме холодильной машины с преобразованием механической работы вращения вала в разницу температур и соответственно подвода/отвода тепла к/от испарителя и радиатора, что является расширением области применения РПМ. Дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что все входные каналы РПМ подключены к входному коллектору, а все выходные каналы РПМ подключены к выходному коллектору.
В зависимости от функционального назначения такая РПМ может использоваться как в качестве компрессорной машины для сжатия различного рода газов, так и в качестве вакуумной машины для откачки различного рода газов из закрытых объёмов. Это является расширением области её применения и решением задачи изобретения.
Дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что лопастные поршни имеют эластичные газо/гидронепроницаемые вставки и/или герметичные полости с упругой стенкой.
Такая машина объемного расширения, как правило, используется в качестве объёмного нагнетателя жидкости или газа. Это является расширением области применения РПМ.
Упрощение конструкции и повышение надёжности работы РПМ в качестве двигателей достигается подводом тепловой энергии к рабочему телу вне рабочей полости посредством использования интегрированных выходного и входного каналов в виде камер перетока. При этом реализуются условия надёжного воспламенения и эффективного сгорания топлива при наибольшей степени сжатия без специальных устройств синхронизации момента воспламенения топлива относительно фаз работы кинематического механизма РПМ.
Решение задачи расширения области применения РПМ также достигается посредством выходного и входного каналов осуществлением вне рабочей полости отдельных фаз рабочих процессов различных по функциональному назначению РПМ, таких как двигатели, холодильная машина, нагнетатель (компрессор), вакуумная машина.
Следовательно, решение задач изобретения посредством использования выходных и входных каналов для целенаправленного протекания вне рабочей полости различных рабочих процессов в РПМ различного применения неочевидно для специалиста и представляет единство предмета изобретения. 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 - 10, 24 - 28, 31 - 36, 41 - 45 - РПМ с планетарным механизмом со значениями передаточного отношения планетарного зубчатого зацепления i = 3/4 (в общем случае i = п / (п +1 ), где п = 1 , 2, 3, 4 и т.д.) как основы конструкции РПМ объемного расширения различного назначения (например, двигателей, холодильных машин, компрессоров, вакуумных машин); фигурах 11-23, 29-30, 37-40 - варианты роторно-поршневых машин в виде иллюстраций их работы и характеристик.
На чертежах схематически изображены:
на фиг.1 показан продольный разрез РПМ с её планетарным механизмом на примере РПДВС в качестве машины объемного расширения;
на фигурах 2 - 10 показана работа планетарного механизма при передаточном отношении планетарного 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:
установленного на эксцентрике (эксцентриситет которого условно обозначен отрезком OQ) выходного вала водила с планетарным зубчатым колесом, центр которого обозначен литерой Q, а плечи водила обозначены литерами А и В;
пары рычагов соосных рабочих валов, обозначенными литерами СО и DO;
пары шатунов, обозначенных литерами 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 «нyлeвoм» (верхнем) угловом положении эксцентрика выходного вала 0° (1080° и т.д.);
фиг. 3 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 45° против часовой стрелки; фиг. 4 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 90°;
фиг. 5 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 135°;
фиг. 6 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 180°;
фиг. 7 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 225°;
фиг. 8 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 270°;
фиг. 9 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 405°;
фиг. 10 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 540°;
на фигурах 11 - 23 - показано сечение корпуса РПДВС по круговой рабочей полости для различных текущих положений лопастных поршней за 540° оборота выходного вала от условного «нyлeвoгo» 0° (верхнего) положения эксцентрика OQ выходного вала с отсчетом углов его поворота против часовой стрелки, в том числе:
фиг. 11 - исходное угловое положение лопастных поршней в кольцевой рабочей полости корпуса при условно исходном угловом «нyлeвoм» 0° (верхнем) положении эксцентрика OQ рабочего вала (0°, 1080° и т.д.);
фиг.12 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика
OQ выходного вала на 45° против часовой стрелки;
фиг. 13 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 90°; фиг. 14 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 135°;
фиг. 15 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 180°;
фиг. 16 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика
OQ выходного вала на 225°;
фиг. 17 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 270°;
фиг. 18 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 315°;
фиг. 19 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 360°;
фиг. 20 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 405°;
фиг. 21 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика
OQ выходного вала на 450°;
фиг. 22 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 495°;
фиг. 23 - то же, что и на фиг.11 , но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 540°;
фиг.24 - показано сечение камеры перетока двигателя внутреннего сгорания, установленной на корпусе двигателя на теплоизолирующих газонепроницаемых прокладках;
фиг.25 - показано сечение камеры перетока двигателя внутреннего сгорания, имеющей газонепроницаемый разделитель её входного и выходного каналов; фиг.26 - показано сечение камеры перетока двигателя внутреннего сгорания, имеющей стенки из высокопористой газопроницаемой керамики;
фиг.27 - показан продольный разрез планетарного механизма на примере РПДВС в качестве машины объемного расширения с тороидальной рабочей полостью;
фиг.28 - показана кинематическая схема (второй вариант конструкции) РПДВС с общим выходным валом, имеющим 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.29 - аппроксимированный синусоидой график изменения величины крутящего момента M односекционного РПДВС в зависимости от текущего угла поворота выходного вала <p;
фиг.ЗО - аппроксимированные синусоидами графики изменения величины крутящего момента M (в зависимости от текущего угла поворота выходного вала q>) от каждой из двух секций двигателя (линии «A» и «B»), а также их результирующий суммарный график (линия «C») при двухсекционном конструктивном исполнении РПДВС;
фиг.31 - показана кинематическая схема имеющего редуктор
РПДВС с планом скоростей звеньев этого редуктора;
фиг.32 - показана кинематическая схема имеющего редуктор РПДВС с реверсивным направлением оборотов и крутящего момента вала отбора мощности (второй вариант конструкции редуктора);
фиг.ЗЗ - показано сечение камеры перетока двигателя внешнего сгорания (например, по циклу Стирлинга), конструктивно выполненной непосредственно в теле корпуса двигателя в виде её выходного и входного каналов и разделителя между ними при перекрытии торцем лопастного поршня обоих выходного и входного каналов;
фиг.34 - показано положение, когда оба выходной и входной каналы перекрываются торцами обеих сомкнутых лопастных поршней 5 и 6, разделяя увеличивающийся и уменьшающийся текущие объёмы;
фиг.35 - показано сечение впускного и выпускного каналов двигателя внешнего сгорания при сомкнутом положении граней смежных роторов-поршней;
фиг.36 - показана работающая по циклу Стирлинга РПМ и сечение её корпуса;
на фигурах 37 - 40 - показано сечение корпуса по круговой рабочей полости работающей по циклу Стирлинга РПМ для различных текущих положений лопастных поршней за 135° оборота выходного вала от условного 0° (верхнего) положения эксцентрика OQ выходного вала с отсчетом углов его поворота против часовой стрелки, в том числе:
фиг. 37 - исходное угловое положение лопастных поршней в кольцевой рабочей полости корпуса при условно исходном угловом (верхнем) положении эксцентрика OQ рабочего вала (0°, 1080° и т.д.); фиг.38 - то же, что и на фиг.37, но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 45° против часовой стрелки;
фиг.39 - то же, что и на фиг.37, но при повороте эксцентрика OQ выходного вала на 90° против часовой стрелки;
фиг.40 - то же, что и на фиг.37, но при повороте эксцентрика
OQ выходного вала на 135° против часовой стрелки;
фиг. 41 - показано подключение выпускных и впускных каналов и круговой рабочей полости РПМ при ее использовании в качестве холодильной машины;
фиг. 42 - показаны входной и выходной каналы РПМ для сжатия (компрессор) или перекачки различных газов;
фиг. 43 - показано подключение впускных и выпускных каналов к круговой рабочей полости РПМ при ее использовании в качестве нагнетателя (компрессора), например, воздуха.
фиг. 44 - показаны входной и выходной каналы гидроперекачивающей РПМ;
фиг. 45 - показано подключение впускных и выпускных каналов к круговой рабочей полости РПМ при ее использовании в качестве гидроперекачивающей РПМ.
На фиг. 1 , 12 и 13, 15 и 16, 18 и 19, 21 и 22, 26 - 28 стрелками показаны направления материальных потоков, например газа.
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). Кроме того, в особых отдельных случаях они могут иметь осе-симметричные полости на боковых гранях, например, выполняющих функцию камер сгорания в случае РПДВС при необходимости;
выходной вал 7, графически выделенный 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 зубчатое колесо 11, жестко связанное с водилом 9;
неподвижное центральное зубчатое колесо 12, находящееся в зацеплении с планетарным зубчатым 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 ;
5 выпускной канал 19, также соединенный с рабочей полостью корпуса (секции) 1 ;
топливная аппаратура 20 (используемая только для случая внешнего смесеобразования);
электроискровая свеча/топливная форсунка 21 (свеча - для ю случая внешнего смесеобразования и/или форсунка - для случая внутреннего смесеобразования);
стенки 22 каналов полости охлаждения корпуса (секции) 1. камеры перетока 23, которые в простейшем случае могут быть выполнены непосредственно в корпусе 1 (см. фиг.11-23), а
15 также могут быть выполнены в виде отдельных конструктивных элементов и установлены на корпусе (секции) 1 (см. фиг.24, 25 и
26);
теплоизолирующие газонепроницаемые прокладки 24 (фиг.24, 25);
20 высокопористые термостойкие газопроницаемые керамические стенки 25 (см. фиг.26) камеры перетока 23;
газонепроницаемые разделители 26 (см. фиг.25);
выходные 27 и входные 28 каналы камер перетока 23 (см. фиг.ЗЗ), между которыми расположены разделители 26 25 («выxoдныe» и «вxoдныe» каналы названы в соответствии с «выxoдoм» и «вxoдoм» рабочего тела из/в рабочую полость); редукторный вал 29 отбора мощности, используемый в случае необходимости редуцирования (фиг.31 ) и реверса (фиг.32) оборотов РПДВС;
редукторное зубчатое колесо 30, закреплённое на редукторном валу 29;
промежуточное зубчатое колесо 31 , закреплённое на планетарном зубчатом колесе 10;
соединительные патрубки 32 (фиг.36) для передачи рабочего тела конструктивным элементам РПМ, например, работающей по циклу Стирлинга;
нагреватель 33 рабочего тела;
холодильник 34 рабочего тела;
терморегулирующий дроссель 35;
испаритель 36;
радиатор 37;
входной коллектор 38;
выходной коллектор 39;
упругий компенсатор 40;
упругие стенки 41 герметичного объёма.
Работа планетарного механизма роторно-поршневой машины объемного расширения далее рассматривается на примере работы РПДВС. По формуле прототипа передаточное отношение планетарной передачи равно: i = п / (п +1) (где п =1 , 2, 3, 4, 5 ... - ряд целых чисел), а количество поршней, установленных на каждом рабочем валу, равно п +1. В данном случае п = 3. Соответственно количество поршней равно m = 3+1 = 4. Этот двигатель имеет передаточное отношение планетарной зубчатой пары i = 3/4 (см. фиг. 1 ), а также неподвижное центральное зубчатое колесо 12 и планетарное зубчатое колесо 11 , 4-х лопастные поршни 5 и 6, которые закреплены на рабочих валах 3 и 2. При пуске РПДВС стартер 15 получает электропитание. Поэтому 5 он через обгонную муфту 16 и зубчатое колесо 17 приводит во вращение массивный зубчатый венец 13 и жестко соединенный с ним выходной вал 7. Выходной вал 7 конструктивно выполнен заодно с эксцентриком 8. Установленные на эксцентрике 8 выходного вала 7 планетарное зубчатое колесо 11 и жестко ю 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
15 6. По этой причине они 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 планетарной зубчатой
20 передачи (неподвижное центральное зубчатое колесо 12 и планетарное зубчатое колесо 11 ), постоянно изменяется мгновенное расстояние и угол положения до плеч водила 9. Плечи водила 9 через шатуны 10 передают движение рычагам 4 соосных рабочих валов 2 и 3. Поэтому закрепленные на них лопастные
25 поршни 5 и 6 получают вращательно-колебательное движение 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. Возможно совместное конструктивное исполнение зубчатого венца 13 и противовеса 14.
5 При работе 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.
ю Внутренние полости корпуса 1 имеют каналы охлаждения со стенками 22, через которые прокачивается охлаждающая жидкость. Это предотвращает перегрев РПДВС. Система охлаждения маслом лопастных поршней 5 и 6 особо не показана и не обозначена.
15 На фигурах 2 - 10 показана работа планетарного механизма при передаточном отношении планетарного зубчатого зацепления i = 3/4 для различного углового положения выходного вала 7. Соответственно этому звенья кинематической цепи и лопастные поршни 5 и 6 занимают строго детерминированное положение. При
20 этом в качестве координатной системы кинематического механизма РПДВС приняты обозначенные на фиг. 2-10 тонкой штрих-пунктирной линией вертикальная и горизонтальная оси, которые проходят через оси рабочей полости корпуса 1 , валов 2, 3, 7.
25 На фиг.2 показано условно исходное положение 0° выходного вала 7 с эксцентриком 8. Этому положению детерминировано соответствуют положения планетарного зубчатого колеса 11 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 отрезком OQ и занимает исходное вертикальное положение. 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 литерами AC и BD. В этом исходном положении показанные штрих- пунктирной линией оси лопастных поршней 5 и 6 располагаются симметрично относительно горизонтальной оси под острым углом к ней. Угол между осью ОС рычага 4 внешнего рабочего вала 2 и осью лопастного поршня 6 обозначен углом q>1 = сопst (т.к. они закреплены на одном валу 2). Угол между осью OD рычага 4 внутреннего рабочего вала 3 и осью лопастного поршня 5 обозначен углом <p2 = сопst (т.к. они закреплены на одном валу 3). На фиг.2 угол между осями рычагов 4 обоих рабочих валов 2 и 3 минимален и обозначен как угол Δ1.
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 по часовой стрелке планетарное зубчатое колесо 11 с водилом 9. Так как углы φ1 и φ2 постоянны, то обозначенные литерами AC и BD шатуны 10 разводят обозначенные отрезками ОС и OD рычаги 4 рабочих валов 2 и 3 на угол Δ2 > Δ1. Соответственно разводятся и лопастные поршни 5 и 6.
На фиг.4 показан поворот выходного вала 7 на угол 90°. В этом случае водило 9 занимает ещё большее угловое положение. Обозначенные литерами AC и BD шатуны 10 продолжают разводить обозначенные отрезками ОС и OD рычаги 4 на угол ΔЗ >
Δ2 > Δ1. При этом лопастные поршни 5 и 6 оказываются разведенными на ещё больший угол.
На фиг.5 показан поворот выходного вала 7 на угол 135°. В этом случае обозначенное литерами А и В водило 9 вращается по часовой стрелке и занимает положение 45° к вертикали.
Обозначенные литерами AC и BD шатуны 10 продолжают разводить обозначенные линиями ОС и OD рычаги 4, т.е. Δ4 < ΔЗ.
Однако в силу постоянства углов φ1 и q>2 лопастные поршни 5 и 6 расходятся на максимальное расстояние, т.е. угол Δ4 > ΔЗ > Δ2 >
Δ1.
Далее выходной вал 7 поворачивается на угол 180°. На фиг.6 показано, что обозначенные литерами AC и BD шатуны 10 начинают сводить обозначенные отрезками ОС и OD рычаги 4 на угол Δ5 < Δ4. При этом лопастные поршни 5 и 6 начинают сближаться. Обозначенное литерами AB водило 9 поворачивается по часовой стрелке на ещё больший угол.
Далее выходной вал 7 поворачивается на угол 225°. На фиг.7 показано, что обозначенные литерами AC и BD шатуны 10 продолжают сводить обозначенные отрезками ОС и OD рычаги 4 на угол Δ6 < Δ5. При этом лопастные поршни 5 и 6 продолжают сближаться, а обозначенное литерами AB водило 9 поворачивается по часовой стрелке на ещё больший угол.
При дальнейшем движении выходного вала 7 на угол 270° , на фиг.8 показано, что шатуны 10, обозначенные литерами AC и BD1 продолжают сводить рычаги 4, обозначенные линиями ОС и OD, на угол Δ7 < Δ6. При этом грани лопастных поршней 5 и 6 смыкаются по вертикали, а водило 9, обозначенное литерами AB, занимает вертикальное положение.
При дальнейшем движении выходного вала 7 и его эксцентрика 8 (с эксцентриситетом OQ) на угол 405°, звенья кинематического механизма (водило 9, шатуны 10, рычаги 4) последовательно проходят промежуточные положения и снова разводят лопастные поршни 5 и 6 на максимальное угловое расстояние, как это показано на фиг.9. При этом водило 9 занимает положение под углом 45° к вертикали.
При продолжении вращения выходного вала 7 и его эксцентрика 8 (с эксцентриситетом OQ) на угол 540°, звенья кинематического механизма (водило 9, шатуны 10, рычаги 4) продолжают последовательно проходить промежуточные положения и снова сводят лопастные поршни 5 и 6 на минимальное угловое расстояние, как это показано на фиг.10. В этом случае лопастные поршни 5 и 6, рычаги 4 и водило 9 оказываются в положении, которое осесимметрично исходному начальному угловому положению выходного вала 7 при 0° (см. фиг.2). Соответственно через 1080° поворота выходного вала 7 и его эксцентрика 8 (с эксцентриситетом OQ) кинематические звенья РПМ и лопастные поршни 5 и 6 займут начальное исходное положение, как это показано на фиг.2.
Начиная с условно исходного положения 0°, через каждые 135° поворота выходного вала 7 с эксцентриком 8 лопастные поршни 5 и 6 разводятся и сводятся планетарным механизмом относительно горизонтальной и вертикальной осевых линий (см. фиг. 2 - 0°; фиг.5 - 135°; фиг.8 - 270°; фиг.9 - 405° и фиг.10 - 540°). Следовательно, такой планетарный механизм роторно-поршневой машины объемного расширения в ходе ее работы обеспечивает вращательно-колебательное движение лопастных поршней 5 и 6. При этом обеспечивается их постоянное фазовое положение относительно корпуса 1 и неподвижно расположенных на нем: центрального зубчатого колеса 12; впускных 18 и выпускных 19 каналов; выходных 27 и входных 28 каналов; камеры перетока 23.
На фигурах 11 - 23 показано сечение корпуса 1 простейшего РПДВС по круговой рабочей полости для различных положений лопастных поршней 5 и 6 за 540° оборота рабочего вала 7. Такой РПДВС имеет впускные 18 и выпускные 19 каналы, разделенные отдельно не обозначенной перемычкой корпуса 1 , а также планетарный механизм, работа которого детально рассмотрена выше (см. фигуры 2 - 10). При этом положение лопастных поршней 5 и 6 на фигурах 2-10 и на фигурах 11-17, 20 и 23 аналогичны. В круговой рабочей полости РПДВС между гранями лопастных поршней 5 и 6 и внутренней рабочей полостью корпуса 1 имеют место восемь переменных по величине («тeкyщиx») объемов. Эти 8 текущих рабочих объемов обозначены на фигурах 11 - 23 цифрами в окружностях от «1 » до «8».
На фиг.11 (исходное положение, 0° угла поворота выходного вала 7) показаны текущие рабочие объемы:
«1 » - минимальный по величине объём, который расположен между впускным 18 и выпускным 19 каналами;
«2» - имеет наибольший объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Bпycк» и началу такта
«Cжaтиe»;
«3» - минимальный по величине объём, который расположен напротив «вepxнeй» камеры перетока 23;
«4» - имеет максимальный объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Paбoчий xoд» и началу такта
«Bыпycк отработавших гaзoв»;
«5» - минимальный по величине объём, который расположен между впускным 18 и выпускным 19 каналами;
«6» - имеет наибольший объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Bпycк» и началу такта
«Cжaтиe»;
«7» - минимальный по величине объём, который расположен напротив «нижнeй» камеры перетока 23;
«8» - имеет максимальный объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Paбoчий xoд» и началу такта
«Bыпycк отработавших гaзoв»; На фиг. 12 (45° угла поворота выходного вала 7) текущие рабочие объемы:
«1 » - соединен впускным каналом 18 с топливной аппаратурой 20
(используемой только для случая внешнего смесеобразования) и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует началу такта «Bпycк»;
«2» - имеет закрытый уменьшающийся объём, что в случае для
РПДВС соответствует такту «Cжaтиe»;
«3» - соединен с «вepxнeй» камерой перетока 23 и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует началу такта «Paбoчий xoд»;
«4» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует началу протекания такта «Bыпycк отработавших гaзoв»;
«5» - соединен впускным каналом 18 с топливной аппаратурой 20
(используемой только для случая внешнего смесеобразования) и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует началу такта «Bпycк»;
«6» - имеет закрытый уменьшающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует такту «Cжaтиe»;
«7» - соединен с «нижнeй» камерой перетока 23 и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует началу такта «Paбoчий xoд»;
«8» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует началу протекания такта «Bыпycк отработавших гaзoв»;
На фиг. 13 (90° угла поворота выходного вала 7) текущие рабочие объемы: «1 » - соединен с впускным каналом 18 с топливной аппаратурой 20 и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Bпycк»;
«2» - имеет закрытый уменьшающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Cжaтиe»;
«3» - имеет увеличивающийся закрытый объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Paбoчий xoд»;
«4» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует продолжению протекания такта «Bыпycк отработавших гaзoв»;
«5» - соединен с впускным каналом 18 с топливной аппаратурой 20 и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Bпycк»;
«6» - имеет закрытый уменьшающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Cжaтиe»;
«7» - имеет увеличивающийся закрытый объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Paбoчий xoд»;
«8» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует продолжению протекания такта «Bыпycк отработавших гaзoв».
На фиг. 14 (135° угла поворота выходного вала 7) показано очередное положение текущих рабочих объёмов. Нетрудно заметить, что показанное на фиг.11 и 14 положение текущих объёмов: 2 и 1 , 3 и 2, 4 и 3, 5 и 4, 6 и 5, 7 и 6, 8 и 7 подобно, соответственно подобно и протекание в них тактов рабочего цикла РПДВС. Т.е. в текущих рабочих объёмах РПДВС циклически последовательно повторяется весь рабочий процесс двигателя внутреннего сгорания. Грани смежных лопастных поршней 5 и 6 циклически проходят промежуточные положения и смыкаются в одних и тех же местах корпуса 1 через каждые 135° угла поворота выходного вала 7 (см. фиг.11 , 14, 17, 20, 23) с образованием между ними минимального объёма. Фазовое положение лопастных поршней 5 и 6 и их граней относительно каналов впуска 18 и выпуска 19, камер перетока 23 и их выходных 27 и входных 28 каналов однозначно детерминировано положением выходного вала 7 и его эксцентрика 8.
Через 540° поворота выходного вала 7 (фиг.23) лопастные поршни 5 и 6 займут осесимметричное положение относительно исходного угла 0° (фиг.11 ). В результате параллельно в «вepxнeй» и «нижнeй» части рабочей полости корпуса 1 последовательно пройдут все 4 такта рабочего процесса РПДВС. При дальнейшем повороте выходного вала 7 от угла 540° до угла 1080° снова последовательно пройдут все 4 такта рабочего процесса РПДВС и лопастные поршни 5 и 6 вернутся к своему исходному положению (см. фиг.11 ). Следовательно, рабочий процесс РПДВС во всех восьми текущих рабочих объемах будет циклически повторяться через каждые 540° угла поворота выходного вала 7.
Непосредственная работа РПДВС осуществляется следующим образом. Топливо подаётся топливной аппаратурой 20 во впускной канал 18 (для случая внешнего смесеобразования). Далее оно смешивается с воздухом и поступает в расширяющиеся текущие объёмы (фиг.12, 13, 15, 16, 18, 19, 21 , 22). Так происходит такт «Bпycк». Потом топливо-воздушная смесь сжимается в закрытых уменьшающихся по величине текущих объёмах (фиг. 11 - 23). Так происходит такт «Cжaтиe». Далее уменьшающиеся по величине текущие объёмы начинают инжекцию топливо-воздушной смеси в камеры перетока 23 (см. фиг.24 и 26) под избыточным давлением. Начинается такая инжекция сначала через расширяющийся выходной канал 27 («выxoднoй», потому что рабочее тело «выxoдит» из рабочей полости), который образуется между кромкой камеры перетока 23 и кромкой лопастного поршня 5 или 6. Потом сечение выходного канала 27 уменьшается и становится минимальным при сомкнутых гранях лопастных поршней 5 и 6. Фаза начала инжекции топливо-воздушной смеси в камеры перетока 23 конструктивно делается такой, чтобы было обеспечено избыточное давление для однонаправленой подачи топливо-воздушной смеси в камеры перетока 23 на номинальных оборотах РПДВС. При этом интервал времени между началом подачи топливо-воздушной смеси в камеры перетока 23 и моментом смыкания граней лопастных поршней 5 и 6 также конструктивными мерами делается меньше интервала времени задержки воспламенения и тепловыделения от сгорания топлива. Это обеспечивает однонаправленность протекания рабочего тела через камеры перетока 23, так как это необходимо для нормальной работы такого РПДВС. Как показывает практический опыт, задержка воспламенения и тепловыделения топливо-воздушной бензиновой смеси от зажигания электрической искрой составляет от 20° до 30° угла поворота коленчатого вала на номинальных оборотах поршневого двигателя [3].
В таком двигателе (в случае внешнего смесеобразования) происходит достаточно продолжительное и качественное смешивание топлива с воздухом между гранями лопастных поршней во время такта сжатия. Последующая инжекция топливо- воздушной смеси в камеру перетока дополнительно её турбулизирует. При номинальных оборотах РПДВС время протекания фазы инжекции в камеру перетока сделано меньшим времени задержки воспламенения топлива. Поэтому оно уже в закрытой высокотемпературной камере перетока испаряется, надёжно воспламеняется, быстро и полно сгорает при избытке воздуха и максимально возможном давлении. Этим обеспечивается нормальная работа такого РПДВС на обеднённых топливо-воздушных смесях как при внешнем, так и при внутреннем смесеобразовании. Следовательно появляется качественно новая возможность - это при внешнем смесеобразовании (в отличие от внутреннего смесеобразования) регулировать мощность РПДВС изменением качественного состава топливо-воздушной смеси. Кроме того, благодаря постоянно избыточному давлению и высокой температуре рабочего тела в камерах перетока обеспечивается воспламенение топливо-воздушной смеси независимо от сорта используемого топлива как при внешнем, так и при внутреннем смесеобразовании.
Первоначальное воспламенение топливо-воздушной смеси (для случая внешнего смесеобразования) осуществляется электроискровой или калильной свечей 21. Она затем может быть выключена, так как в процессе работы РПДВС дальнейшее воспламенение топлива обеспечивается высокой температурой рабочего тела в камерах перетока 23 и её стенок. В случае внутреннего смесеобразования топливо в камеры перетока 23 подаётся через форсунку 21. Наиболее интенсивно тепловыделение от сгорания топлива начинает осуществляться в камерах преретока 23 при сомкнутых гранях лопастных поршней 5 и 6. Именно в это время камеры перетока 23 изолированы, так как закрыты выходные 27 и входные 28 канал торцовыми гранями лопастных поршней 5 и 6. Здесь необходимо отметить, что во время смыкания граней лопастных поршней 5 и 6 их относительные скорости минимальны. Этим обеспечивается некоторый интервал времени, необходимый для достижения высокой температуры от тепловыделения при сгорании топлива и получения наибольшей степени повышения давления в закрытом объёме камер перетока 23.
Завершение горения топлива может осуществляться в увеличивающихся текущих объёмах в начале такта «Paбoчий xoд» после открытия входных каналов 28 камер перетока 23 торцами лопастных поршней 5 и 6 (см. фиг.12, 15, 18, 21 ). Далее осуществляется такт «Paбoчий xoд» уже в закрытых увеличивающихся по величине текущих объёмах (см. фиг.13, 14, 16, 17, 19, 20, 22).
При сообщении расширяющихся текущих объёмов с выпускными каналами 19 начинается и продолжается такт «Bыпycк отработавших гaзoв» (см. фиг.12, 13, 15, 16, 18, 19, 21 , 22) вплоть до смыкания граней лопастных роторов 5 и 6. Текущие объёмы при сомкнутых гранях лопастных роторов 5 и 6 минимальны. Это обеспечивает практически полное удаление отработавших газов из рабочей полости корпуса 1. Такая последовательность осуществления тактов и специфических фаз (т.е. выход и вход в рабочую полость рабочего тела через выходные 27 и входные 28 каналы камер перетока 23) обеспечивают нормальную работу РПДВС, имеющего камеры перетока 23. На фиг.24 показана камера перетока 23, установленная на корпусе 1 на теплоизолирующей газонепроницаемой прокладке 24. Такое конструктивное исполнение камеры перетока 23 обеспечивает двоякий положительный эффект: теплоизоляцию корпуса 1 от горячих камер перетока 23, а также их постоянно высокую температуру. Высокая температура необходима для надёжного воспламенения топлива независимо от его сорта, а также способствует приближению к адиабатичности процесса горения топлива.
На фиг.25 показана камера перетока 23 с разделителем 26 и положение лопастных роторов 5 и 6 в начале фазы их смыкания (т.е. расстояние между гранями близко к минимальному, но обе грани находятся ещё слева от вертикальной оси координатной оси кинематического механизма). Разделитель 26 обеспечивает кратковременную изоляцию граней лопастных поршней 5 и 6 во время процесса их смыкания от рабочего тела с высоким давлением и температурой в камерах перетока 23 (см. фиг.11 , 14, 17, 20, 23). При смыкании граней лопастных поршней 5 и 6 их относительные скорости минимальны. Поэтому величина интервала времени изоляции разделителем 26 граней лопастных поршней 5 и 6 от пиковых значений температуры и давления рабочего тела имеет существенное значение для снижения их термической и механической нагрузки. Это повышает надёжность работы РПДВС.
С введением в камеру перетока 23 разделителя 26 между её стенками и гранями разделителя 26 образуются конструктивно явно выраженные функциональные каналы камеры перетока 23. Это выходной канал 27 и входной канал 28. На фиг.26 показана камера перетока 23, имеющая стенки 25 из высокопористой с хорошей газопроницаемостью термостойкой, например, из карбида кремния, керамики. Такие керамические стенки 25 с хорошей газопроницаемостью и значительной теплоёмкостью при работе РПДВС имеют постоянно высокую температуру. Это обстоятельство обеспечивает надёжность воспламенения и полноту сгорания топлива при наибольшей степени сжатия при наполнении камер перетока 23 топливо- воздушной смесью [4]. Результатом такого применения пористой керамики в РПДВС является возможность его работы на различных сортах топлива с хорошими показателями экономичности и экобезопасной эксплуатации.
На фиг. 27 показан простейший РПДВС, имеющий корпус 1 с торообразной рабочей полостью. Его работа аналогична ранее описанному РПДВС с кольцевой рабочей полостью (см. фиг. 1 и 11 - 23). Однако выполнение корпуса 1 с торообразной рабочей полостью позволяет уменьшить количество угловых стыков между элементами уплотнения использованием компрессионных колец. Это минимизирует утечки сжатого газа и упрощает систему уплотнения лопастных поршней 5 и 6.
Показанный на фиг.28 РПДВС имеет выходной вал 7 с двумя эксцентриками 8 и двухсекционный корпус 1 , который расположен между двумя ранее описанными планетарными механизмами (см. фиг. 2 - 10). Разворот секций корпуса 1 и эксцентриков 8 общего выходного вала 7 один относительно другого должен быть таким, 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, чтобы смещением фаз максимальной и минимальной амплитуд величины крутящих моментов от каждой из секций получить 5 наиболее «cглaжeнный» суммарный крутящий момент.
На фиг.29 показан аппроксимированный синусоидой график изменения величины крутящего момента M = f (<p), где φ - угол поворота выходного вала 7 простейшего РПДВС (см. фиг. 1 , 11-23, 28), который имеет односекционный корпус 1. В этом случае ю крутящий момент имеет большую амплитуду изменения его величины и даже отрицательную составляющую. Поэтому надо делать зубчатый венец 12 массивным для выполнения им также функции маховика. Это утяжеляет двигатель.
РПДВС с двухсекционным корпусом 1 (см. фиг.28) имеет
15 сглаженный результирующий крутящий момент в результате сложения на общем выходном валу 7 крутящих моментов от обеих секций. На фиг. 30 литерой «A» обозначен аппроксимированный синусоидой график крутящего момента от левой секции, литерой «B» - от правой секции, литерой «C» - суммарный график от обеих
20 секций без отрицательной составляющей. Следовательно, при работе РПДВС с двухсекционным корпусом 1 и сопряжении такого двигателя с нагрузкой уровень вибраций будет меньше. Это благоприятно сказывается на надежности и ресурсе работы как его самого, так и нагрузки. В этом случае зубчатый венец 13 может
25 быть минимального веса и изготавливаться из условий достаточной прочности. Это снижает вес и материалоёмкость РПДВС. Планетарный кинематический механизм РПДВС позволяет на его базе достаточно просто осуществлять редуцирование оборотов и крутящего момента двигателя. На фиг.31 показана кинематическая схема имеющего редуктор РПДВС с планом мгновенных скоростей звеньев этого редуктора. В данном случае крутящий момент РДВС снимается с редукторного вала 29, который имеет редукторное зубчатое колесо 30. Оно находится в зацеплении с промежуточным зубчатым колесом 31 , установленным на планетарном колесе 11. На фиг.31 литерами OQ обозначен эксцентриситет эксцентрика 8, который проходит через ось планетарного зубчатого колеса 11. Значение мгновенной скорости эксцентрика 8 обозначено вектором QV1. Соответственно угловая скорость выходного вала 7 определяется углом между вертикалью и отрезком OV1 и обозначена литерой ω1. Место зацепления планетарного зубчатого колеса 11 с неподвижным зубчатым колесом 12 имеет «нyлeвyю» скорость. Это место находится на вертикальной оси OQ и обозначено на фиг.31 литерой С. Следовательно прямая CV1 соответствует значениям мгновенных скоростей материальных точек, которые лежат в плоскости вертикальной оси OQ. Сюда также входит место зубчатого зацепления промежуточного зубчатого колеса 31 с редукторным зубчатым колесом 30. Это место обозначено основанием вектора мгновенной линейной скорости, который обозначен литерами RV2. Редукторное зубчатое колесо 30 закреплено на редукторном валу 29. Поэтому его угловая скорость определяется углом между вертикалью и отрезком OV2. Этот угол обозначен литерой ω2. В данном случае ω2 < ω1. Это означает меньшую скорость вращения и соответственно больший крутящий момент редукторного вала 29 по сравнению с выходным валом 7. В общем случае величина редукции оборотов выходного вала 7 и направление вращения редукторного вала 29 зависят от: величины эксцентриситета эксцентрика 8; соотношения диаметров неподвижного зубчатого колеса 12 и планетарного зубчатого колеса 11 ; соотношения диаметров промежуточного зубчатого колеса 31 и редукторного зубчатого колеса 30.
Возможность изменения направления вращения редукторного вала 29 РПДВС без добавления каких-либо новых кинематических звеньев иллюстрирует фиг.32. В данном случае критичным для изменения направления вращения редукторного вала 29 является больший диаметр редукторного зубчатого колеса 30 по сравнению с диаметром неподвижного зубчатого колеса 12. Этим определяется противоположное вектору QV1 направление вектора RVЗ относительно положения «нyлeвoй» точки мгновенных скоростей на вертикальной оси плана мгновенных скоростей. Соответственно получаем противоположное направление вращения редукторного вала 29.
Для иллюстрации реверсивного редуцирования взяты исходные данные предыдущего случая для построения плана мгновенных скоростей. Это такое же значение величины и направления вектора QV1 скорости центра вращения планетарного зубчатого колеса 11 на эксцентрике 8 выходного вала 7. От конца вектора QV1 из точки V1 проводится прямая через точку С центра мгновенных скоростей на вертикальной оси OQ до пересечения с линией проекции зубчатого зацепления колёс 30 и 31. Так получаем графическое значение вектора RVЗ линейной скорости этого зацепления. Угол между вертикальной осью и пунктирной прямой ОVЗ, который обозначен ωЗ, даёт графическое значение направления и величины угловой скорости вращения редукторного зубчатого колеса 30 и редукторного вала 29. Как видно на фиг.32, направления величин ω1 и ωЗ противоположны, это означает противоположность направлений вращения валов 7 и 29. При этом lωЗI < Iω1l, что означает меньшую скорость вращения и больший крутящий момент редукторного вала 29 по сравнению с выходным валом 7. Тепловые машины, которые работают по замкнутому термодинамическому циклу, например, двигатели с внешним сгоранием по схеме Стирлинга [5], холодильные машины или тепловые насосы, могут иметь конструктивное исполнение в виде РПМ в соответствии с излагаемым ниже материалом. В этих различных по функциональному назначению тепловых машинах циклические процессы сжатия и расширения рабочего тела происходят при различных уровнях температур. При этом управление потоком рабочего тела осуществляется путем изменения его объема. Этот принцип положен в основу преобразования теплоты в работу или, наоборот, работы в теплоту [6]. Для эффективной работы таких тепловых машин целесообразна минимизация суммарных объёмов, включая выходные 27 и входные 28 каналы, а также впускных 18 и выпускных 19 каналов, как это показано на фиг.ЗЗ и 34.
На фиг.ЗЗ показаны выполненные непосредственно в корпусе
1 роторно-поршневой машины выходной 27 и входной 28 каналы, разделённые разделителем 26. В данном случае разделитель 26 конструктивно выполнен как единое целое с корпусом 1. На фиг.ЗЗ показано рабочее положение, когда оба канала 27 и 28 перекрываются торцем одного из лопастных поршней 5 или 6. Этим обеспечивается разделение уменьшающегося (расположенного со стороны впускного канала 18) и
5 увеличивающегося (расположенного со стороны выпускного канала 19) текущих объёмов, примыкающих к их граням.
На фиг.34 показано рабочее положение, когда оба канала 27 и 28 перекрываются торцами обеих сомкнутых лопастных поршней 5 и 6, также разделяя увеличивающийся и уменьшающийся ю текущие объёмы, примыкающие к их граням. Отличие от двигателя внутреннего сгорания в данном случае заключается в том, что соединение каналов 27 и 28 и соответственно переток рабочего тела в тепловых машинах с замкнутым термодинамическим циклом (типа Стирлинга) осуществляется уже за пределами камеры
15 перетока 23.
На фиг.35 показаны выполненные непосредственно в корпусе 1 роторно-поршневой машины впускной 18 и выпускной 19 каналы относительно небольшого объёма, разделенные отдельно не обозначенной перемычкой корпуса 1.
20 На фиг.36 показана РПМ объемного расширения, работающая по циклу Стирлинга [6]. Она имеет планетарный кинематический механизм с передаточным числом i = 3/4 зубчатой пары - колес 11 и 12. Работа такого механизма подробно описана выше (см. фигуры 2 - 10). Соединительные патрубки 32
25 обеспечивают передачу рабочего тела между РПМ, нагревателем 33 и холодильником 34 по замкнутому контуру. Положение лопастных поршней 5 и 6 на фиг.35 соответствует 90° угла поворота выходного вала 7. Рабочая полость корпуса 1 такого двигателя подобна полости РПДВС (фиг.11 - 23) и имеет по паре осесимметрично расположенных впускных 18 и выпускных 19 каналов, а также входные 27 и выходные 28 каналы. Эти каналы посредством соединительных патрубков 32 соединены:
впускные каналы 18 - с выходом холодильника 34 (этот выход графически обозначен выпуклостью);
выпускные каналы 19 - со входом холодильника 34 (этот вход графически обозначен вогнутостью);
выходные каналы 27 - со входом нагревателя 33 (этот вход графически обозначен вогнутостью);
входные каналы 28 - с выходом нагревателя 33 (этот выход графически обозначен выпуклостью).
На фиг. 37 - 40 схематически показано сечение по рабочей полости корпуса 1 простейшего двигателя Стирлинга для 4-х положений (0°; 45°; 90°; 135°) угла поворота выходного вала 7. Здесь также показаны соответствующие им положения лопастных поршней 5 и 6 относительно каналов 18, 19, 27 и 28. Этот двигатель подобно РПДВС имеет 8 текущих рабочих объемов (см. фиг.11 - 23), в которых циклы рабочего процесса протекают аналогично циклам РПДВС. Для нормальной работы такого двигателя внешнего сгорания важно эффективное охлаждение рабочего тела в холодильнике 34 после совершения им полезной работы в ходе расширения. При прохождении рабочего тела через нагреватель 33 также важен его эффективный нагрев до температуры, которая обеспечивает эффективное выполнение полезной работы при его расширении.
Холодильная машина (см. фиг.41 ) подобна двигателю внешнего сгорания (см. фиг.36). Конструктивное отличие холодильной машины заключается в её комплектации терморегулирующим дросселем 35. Такая РПМ осуществляет обратное преобразование механической работы вращения выходного вала 7 в разницу температур испарителя 36 (он имеет низкую температуру и поглощает тепло) и радиатора 37 (он имеет высокую температуру и отдаёт тепло). Как правило, холодильная машина работает при постоянных оборотах вращения выходного вала 7. Управляют режимом работы такой холодильной машины регулировкой дросселя 35. При этом изменяется потребляемая РПМ механическая мощность, а также разница температуры испарителя 36 и радиатора 37 с соответствующим количеством поглощения и отвода тепла.
Конструктивно подобна ранее подробно описанным (РПДВС - см. фиг.1 - 23; двигатель по схеме Стирлинга - фиг. 33 - 40; холодильная машина - фиг.41 ) РПМ для сжатия (компрессор) или перекачки различных газов. На фиг.42 показаны выходной 27 и входной 28 каналы РПМ с передаточным отношением планетарной зубчатой пары i = 3/4. Особенностью её входного канала 28 является его существенно расширенная фаза. Это позволяет иметь 4 пары выходных 27 и входных 28 каналов (см. фиг.43). Эти каналы соответственно подключенны соединительными патрубками 32 к входному 38 и выходному 39 коллекторам. Такая
РПМ также может использоваться в качестве вакуумной машины для откачки различного рода газов.
РПМ могут использоваться в качестве гидроперекачивающих машин для перекачки различного рода жидкостей, например, в технологических линиях для мерного наполнения oбъёмa(oв). Это возможно потому, что количеству оборотов выходного вала 7 однозначно соответствует количество перекачанной жидкости (при условии полного заполнения жидкостью рабочего контура РПМ). РПМ для объёмной перекачки жидкостей (фиг.45) с передаточным отношением планетарной зубчатой пары i = 3/4 (в данном случае для 8 текущих объёмов) подобно компрессору (фиг.43) имеет 4 пары выходных 27 и входных 28 каналов. Эти каналы соответственно подключенны соединительными патрубками 32 к входному 38 и выходному 39 коллекторам. На фиг.44 показаны выходной 27 и входной 28 каналы гидроперекачивающей РПМ. Её выходные 27 и входные 28 каналы, подобно аналогам, расположены по обе стороны от разделителей 26. Фазы выходных 27 и входных 28 каналов (фиг. 44) выполнены так, чтобы при смыкании граней (углы поворота выходного вала 7 кратные 135°) торцами лопастных поршней 5 и 6 и разделителями 26 обеспечить их изоляцию один от другого.
В отличие от сжимаемого газа жидкости практически не сжимаемы. Это обстоятельство необходимо учитывать, чтобы избежать явления гидравлического удара при работе объёмных гидроперекачивающих машин. Грани лопастных поршней 5 и 6 гидроперекачивающих машин должны иметь компенсатор 40 из упруго-объёмного материала, например, пористой гидронепроницаемой резины. Для исключения возможности гидроудара можно грани лопастных поршней 5 и 6 снабдить сопряжёнными с ними герметичными объёмами с упругими стенками 41. Этим обеспечивается нормальная работа такой гидроперекачивающей РПМ. Промышленная применимость
Предлагаемая роторно-поршневая машина объемного расширения не имеет каких-либо конструктивных особенностей,
5 которые предполагают использование специфических материалов, покрытий, инструментов, оборудования и особых приёмов их применения, не известных в общем машиностроении. Для реализации изобретения предполагается использование существующих материалов, оборудования и известных в ю настоящее время технологий. Следовательно, предлагаемая роторно-поршневая машина объемного расширения может серийно изготовляться и использоваться в промышленных масштабах.
15
Литература: 1. (Архангельский В. M. и др. Автомобильные двигатели. -M.; Машиностроение, -496 с, стр.106-107.)
2. (Ленин И. M. и др. Автомобильные и тракторные двигатели 20 (Теория, системы питания, конструкции и расчёт) Высш. школа; -M.;
1969, стр.120).
3. (Ленин И. M. Автомобильные и тракторные двигатели (Теория, системы питания, конструкции и расчёт). Высш. школа, - M., 1969; cтp.90, 95).
25 4. (Durst, F., Wесlаs, M. 2001 , А пеw tуре оf iпtеrпаl соmbustiоп епgiпе bаsеd on thе роrоus-mеdium соmbustiоп tесhпiquе, J. Аutоmоbilе Епgiпеегiпg, IМесhЕ, рагt D, No. D04999, 215 , рр. 63-81 ). 5. (Ридер Г., Хупер Ч. Двигатели Стирлинга: Пер. с англ. д-ра техн. наук CC. Ченцова. -M.:, Мир, 1986. -464 с, ил. cтp.13; Stirliпg Епgiпеs. Grеhеm Т.Rеаdеr, Сhаrlеs Ноореr. Lопdоп Nеw Yоrk; Е&F. N. Sроп).
6. (Уокер Г. Двигатели Стирлинга/Сокр. пер. с англ. Б. В.
Сутугина и H. В. Сутугина.— M.; Машиностроение, 1985.— 408 с, ил.; cтp.9. / G. Wаlkеr. Stirliпg Епgiпеs; Сlаrепdоп Рrеss, Охfоrd, 1980).

Claims

ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ
1. Роторно-поршневая машина объемного расширения
«TypбoMoтop» включающая:
а) корпус, имеющий круговую рабочую полость и впускные и 5 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 ю колесо, которое соосно поверхности рабочей полости и рабочим валам;
г) соосный рабочим валам выходной вал имеет эксцентрик, на котором установлены водило и планетарное зубчатое колесо, при этом
15 д) 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),
ж) водило шарнирно соединено шатунами с рычагами обоих 20 рабочих валов, а
з) количество лопастных поршней, установленных на каждом рабочем валу, равно п +1 ,
отличающаяся тем, что
и) круговая рабочая полость корпуса (1 ) имеет подключенные
25 к ней смежно-расположенные выходные (27) и входные (28) каналы oбъёмa(oв) перетока, имеющие последовательное относительно впускных (18) и выпускных (19) каналов расположение по ходу движения лопастных поршней (5 и 6), к) причём как впускные (18) и выпускные (19) каналы, так и выходные (27) и входные (28) каналы расположены по обе стороны относительно мест смыкания граней лопастных поршней (5 и 6), л) а сами грани лопастных поршней (5 и 6) имеют угловую 5 ширину, достаточную для одновременного перекрытия выходного (27) и входного (28) каналов.
2. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что выходные и входные каналы имеют единое конструктивное исполнение в виде камер перетока.
ю
3. Роторно-поршневая машина по п. 2, отличающаяся тем, что камеры перетока установлены на корпусе на герметичных теплоизолирующих прокладках,
при этом как стенки камер перетока могут быть футерованы/покрыты высокопористой газопроницаемой
15 термостойкой керамикой.
4. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что круговая рабочая полость корпуса имеет торообразную форму.
5. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что корпус имеет по меньшей мере двухсекционную круговую
20 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
25 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 до 180°.
6. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, 5 что имеет соосный выходному валу редукторный вал отбора мощности с зубчатым колесом, находящимся в зацеплении с промежуточным зубчатым колесом, установленным на планетарном зубчатом колесе.
7. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, ю что выходные каналы соединены патрубками со входом нагревателя, а входные - с выходом нагревателя, при этом впускные каналы соединены с выходом холодильника, а выпускные каналы соединены со входом холодильника.
8. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, 15 что между выходом радиатора и входными каналами роторно- поршневой машины включён терморегулирующий дроссель.
9. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что все выходные каналы подключены к входному коллектору, а все входные каналы подключены к выходному коллектору.
20 10. Роторно-поршневая машина по п. 1 , отличающаяся тем, что лопастные поршни имеют эластичные газо/гидронепроницаемые вставки и/или герметичные полости с упругой стенкой.
25
30
PCT/UA2009/000056 2009-07-20 2009-11-06 Роторно-поршневая машина объёмного расширения «typбomoтop» (её варианты) Ceased WO2011010978A1 (ru)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US13/383,421 US8511277B2 (en) 2009-07-20 2009-11-06 “Turbomotor” rotary machine with volumetric expansion and variants thereof
EP09847628.6A EP2458145B1 (en) 2009-07-20 2009-11-06 "turbomotor" rotary machine with volumetric expansion and variants thereof
RU2012101836/06A RU2528221C2 (ru) 2009-07-20 2009-11-06 Роторно-поршневая машина объемного расширения

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
UAA200907575 2009-07-20
UAA200907575A UA93603C2 (ru) 2009-07-20 2009-07-20 Potopho-поршневая машина объемного расширения

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2011010978A1 true WO2011010978A1 (ru) 2011-01-27

Family

ID=43499286

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/UA2009/000056 Ceased WO2011010978A1 (ru) 2009-07-20 2009-11-06 Роторно-поршневая машина объёмного расширения «typбomoтop» (её варианты)

Country Status (5)

Country Link
US (1) US8511277B2 (ru)
EP (1) EP2458145B1 (ru)
RU (1) RU2528221C2 (ru)
UA (1) UA93603C2 (ru)
WO (1) WO2011010978A1 (ru)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2012166079A1 (ru) 2011-06-03 2012-12-06 Drachko Yevgeniy Federovich Гибридный двигатель внутреннего сгорания (его варианты)

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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
FR3106860B1 (fr) * 2020-02-01 2024-03-15 Thierry Raballand Machine de transvasement de fluide à piston oscillant prismatique motorisée par un moteur Stirling à pistons oscillants prismatiques
GB2608641A (en) * 2021-07-09 2023-01-11 Whittaker Engineering Stonehaven Ltd Heat pump apparatus and system for electricity supply grid stabilisation
EP4368822A1 (en) * 2022-11-10 2024-05-15 Knevel, Andries Hendrik Two-stroke combustion engine
PL443329A1 (pl) * 2022-12-29 2024-07-01 Wawrzyński Paweł Ensavid Urządzenie do wytwarzania energii mechanicznej, w szczególności mechanicznego momentu obrotowego

Citations (15)

* 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
US4138847A (en) * 1977-07-11 1979-02-13 Hill Craig C Heat recuperative engine
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
RU2141043C1 (ru) 1998-02-24 1999-11-10 Тимофеев Юрий Федорович Роторный двигатель с системой компенсации инерционных сил (варианты)
RU2146009C1 (ru) * 1997-04-09 2000-02-27 Владимиров Порфирий Сергеевич Роторно-поршневая машина (варианты) и уплотнение поршня роторно-поршневой машины
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
WO2009072994A1 (fr) 2007-12-04 2009-06-11 Yevgeniy Fedorovich Drachko Machine à piston rotatif à dilatation volumique
WO2011062009A1 (ja) 2009-11-20 2011-05-26 シャープ株式会社 液晶パネルおよび液晶表示装置

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1729242A (en) * 1923-03-30 1929-09-24 Bregere Louis Joseph Valveless internal-combustion engine
US1944875A (en) * 1926-02-26 1934-01-30 Bullington Motors Sealing means for annular cylinder engines
CN100485175C (zh) * 2004-06-17 2009-05-06 梁良 一种剪刀式旋转发动机的设计方法和装置
US7721701B2 (en) 2006-01-17 2010-05-25 Andrzej Dec Rotary scissors action machine

Patent Citations (15)

* 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
US4138847A (en) * 1977-07-11 1979-02-13 Hill Craig C Heat recuperative engine
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
RU2146009C1 (ru) * 1997-04-09 2000-02-27 Владимиров Порфирий Сергеевич Роторно-поршневая машина (варианты) и уплотнение поршня роторно-поршневой машины
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
WO2009072994A1 (fr) 2007-12-04 2009-06-11 Yevgeniy Fedorovich Drachko Machine à piston rotatif à dilatation volumique
WO2011062009A1 (ja) 2009-11-20 2011-05-26 シャープ株式会社 液晶パネルおよび液晶表示装置

Non-Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
ARKHANGELSKY, V. M. ET AL.: "Automobile engines", MASHINOSTROYENIE PUBLISHERS, pages: 106 - 107
DURST, F.; WECLAS, M.: "A new type of internal combustion engine based on the porous-medium combustion technique", J. AUTOMOBILE ENGINEERING, IMECHE, vol. 215, no. D04999, 2001, pages 63 - 81
G. WALKER: "Stirling Engines", 1980, CLARENDON PRESS
GREHEM T. READER; CHARLES HOOPER, STIRLING ENGINES
LENIN, I. M. ET AL.: "Automobile and tractor engines (Theory, feed circuits, designs and computation", 1969, VYSHAYA SHKOLA PUBLISHERS, pages: 120
LENIN, I. M.: "Automobile and tractor engiens (Theory, feed circuits, designs and compulation)", 1969, VYSHAYA SHKOLA PUBLISHERS, pages: 90 - 95
See also references of EP2458145A1

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2012166079A1 (ru) 2011-06-03 2012-12-06 Drachko Yevgeniy Federovich Гибридный двигатель внутреннего сгорания (его варианты)
CN103608562A (zh) * 2011-06-03 2014-02-26 Y·F·德拉切考 混合动力内燃机(其他类似的变种装置)
JP2014518984A (ja) * 2011-06-03 2014-08-07 フェドロヴィチ ドラチコ、エヴゲニー ハイブリッド内燃機関（その他の同様のデバイス）
US8950377B2 (en) 2011-06-03 2015-02-10 Yevgeniy Fedorovich Drachko Hybrid internal combustion engine (variants thereof)
CN103608562B (zh) * 2011-06-03 2016-03-30 Y·F·德拉切考 混合动力内燃机
KR101909521B1 (ko) * 2011-06-03 2018-12-19 예브게니 표도로비치 드라치코 하이브리드 내연기관

Also Published As

Publication number Publication date
UA93603C2 (ru) 2011-02-25
US20120134860A1 (en) 2012-05-31
EP2458145B1 (en) 2014-02-26
US8511277B2 (en) 2013-08-20
EP2458145A1 (en) 2012-05-30
RU2528221C2 (ru) 2014-09-10
RU2012101836A (ru) 2013-08-27
EP2458145A4 (en) 2013-05-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
RU2570542C2 (ru) Гибридный двигатель внутреннего сгорания
EP2233691B1 (en) Volume expansion rotary piston machine
US10968820B2 (en) Method of combusting fuel in a rotary internal combustion engine with pilot subchamber and ignition element
RU2528221C2 (ru) Роторно-поршневая машина объемного расширения
RU2698622C2 (ru) Двухтактный двигатель внутреннего сгорания со сферической камерой
JPS6147967B2 (ru)
US20110048370A1 (en) Revolving piston internal combustion engine
JPS6147966B2 (ru)
GB1565669A (en) Reciprocating rotary combustion engines
US20130276761A1 (en) Variable-compression engine assembly
US7621254B2 (en) Internal combustion engine with toroidal cylinders
RU2013629C1 (ru) Двигатель
RU2168034C2 (ru) Роторно-поршневой двигатель братьев ольховенко
RO117931B1 (ro) Motor rotativ cu combustie internă
RU2659602C1 (ru) Лопастной двигатель внутреннего сгорания
RU2043530C1 (ru) Роторно-поршневой двигатель стирлинга
CN101852093B (zh) 微型椭圆齿轮发动机
TWI441980B (zh) 旋轉引擎
RU2835533C1 (ru) Модульный роторный ДВС
RU2630717C1 (ru) Роторно-лопастной двигатель, способ вращения лопастей в нем, способ воздушного охлаждения его лопасти и способ диффузионного горения топлива в нем
SK1892017U1 (sk) Komorový rotačný spaľovací motor
AU2011200942A1 (en) Rotary Engine

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: 09847628

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13383421

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2009847628

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2012101836

Country of ref document: RU