WO2012166079A1 - Гибридный двигатель внутреннего сгорания (его варианты) - Google Patents

Гибридный двигатель внутреннего сгорания (его варианты) Download PDF

Info

Publication number
WO2012166079A1
WO2012166079A1 PCT/UA2012/000056 UA2012000056W WO2012166079A1 WO 2012166079 A1 WO2012166079 A1 WO 2012166079A1 UA 2012000056 W UA2012000056 W UA 2012000056W WO 2012166079 A1 WO2012166079 A1 WO 2012166079A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
working
internal combustion
combustion engine
fuel
engine according
Prior art date
Application number
PCT/UA2012/000056
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Евгений Фёдорович ДРАЧКО
Original Assignee
Drachko Yevgeniy Federovich
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 Drachko Yevgeniy Federovich filed Critical Drachko Yevgeniy Federovich
Priority to KR1020147000082A priority Critical patent/KR101909521B1/ko
Priority to US14/119,861 priority patent/US8950377B2/en
Priority to EP12793911.4A priority patent/EP2716887A4/en
Priority to CN201280026422.5A priority patent/CN103608562B/zh
Priority to JP2014513481A priority patent/JP5933698B2/ja
Priority to RU2013153153/06A priority patent/RU2570542C2/ru
Publication of WO2012166079A1 publication Critical patent/WO2012166079A1/ru

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B57/00—Internal-combustion aspects of rotary engines in which the combusted gases displace one or more reciprocating pistons
    • 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
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/10—Outer members for co-operation with rotary pistons; Casings
    • F01C21/104—Stators; Members defining the outer boundaries of the working chamber
    • F01C21/106—Stators; Members defining the outer boundaries of the working chamber with a radial surface, e.g. cam rings
    • 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
    • F02B53/04—Charge admission or combustion-gas discharge
    • 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
    • F02B53/04—Charge admission or combustion-gas discharge
    • F02B53/08—Charging, e.g. by means of rotary-piston pump
    • 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
    • F01C11/00—Combinations of two or more machines or engines, each being of rotary-piston or oscillating-piston type
    • F01C11/002—Combinations of two or more machines or engines, each being of rotary-piston or oscillating-piston type of similar working principle
    • 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
    • F01C21/04—Lubrication
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the proposed hybrid internal combustion engine can be used as a technical device for converting fuel energy into mechanical work.
  • 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). Their coordinated movement is carried out by a planetary mechanism. Such a mechanism provides a mutually relative rotational-vibrational movement of the volumetric-displacing elements of the RPM.
  • 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
  • a feature of the operation of the gas-fired internal combustion engine claimed here is that its operation does not require forced interruption of fuel combustion.
  • volume expansion machines for example, piston ICEs
  • regular interruption of fuel combustion is necessary for normal operation.
  • gas turbine engines continuous continuous burning of fuel is necessary.
  • the operation of the hydraulic engine has much in common with the operation of volumetric expansion heat engines, but it also has specific features in organizing the processes of ignition and combustion of fuel. In this they differ from the known types of ICEs and are therefore called “hybrid” here. They are designed to equip:
  • 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;
  • RPM - rotary piston machine a machine containing a working cavity with volume-displacing RPM elements - vane pistons, plungers, cuffs located in one housing (section);
  • RPDV - rotary piston internal combustion engine such an engine that has at least two pairs of vane pistons mounted on coaxial shafts in at least one circular casing (section). Moreover, there can be several such cases (sections) and they can be made adjacent;
  • vane pistons such moving volumetric-displacing structural elements between which and the internal walls of one section cyclically change the volume of the working fluid
  • closing of faces is the position of the faces of adjacent vane pistons, which 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 of the housing (section) has a constant volume regardless of the angular displacement of the vane pistons;
  • activator is a device designed to provide an increase in the quantum-energy potential of particles of fuel / air-fuel mixture and consisting of an external energy source, a transmitting channel and a radiator.
  • the planetary mechanisms of these rotary machines provide a mutually relative rotational-vibrational movement of their compression elements - vane pistons.
  • these known planetary mechanisms are not capable of transmitting significant forces from the vane pistons, for example, several tons, to the output shaft during the engine’s stroke in the case of an RPM with the required service life of several thousand hours of operation.
  • 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;
  • a connecting rod pivotally connecting (e) the levers of the working shafts with the crank shafts of the planetary gears.
  • the planetary mechanism of such engines has several disadvantages.
  • the first is the need to make the dimensions of planetary gears of external gearing large in order to ensure their operability under transmitted workloads.
  • Another drawback is that the speed of rotation of planetary gears and crankshaft coaxial with it should be several times greater than the speed of rotation of the output shaft, which worsens the working conditions of the bearings and reduces the resource of their work.
  • the third disadvantage is that the crank shafts and planetary gears coaxial with them are located on the carrier at a considerable radius from the axis of the output shaft. For this reason, they are subject to significant centrifugal forces that create additional loads on planetary gear bearings, which also reduces the life of the RPM.
  • RPM is also known for materials of the international patent publication WO / 2009/072994 dated 1.06.2009 (International Application N ° PCT / UA2007 / 000080). Closest to the technical essence of the invention, the design of the device based on the materials of the international patent publication WO 2011/010978 A1 of 01/27/20 1 g, having a planetary kinematic mechanism.
  • This device is an RPM with a planetary gear.
  • this RPM has a housing with a circular working cavity, inlet and outlet channels and overflow 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;
  • RPM A distinctive feature of this RPM is that the circular working cavity of the housing has flow channels that are carried outside the working cavity.
  • the aim of the invention is to improve the efficiency of the internal combustion engine by reducing the energy loss of the fuel due to internal friction and during cooling of the RPM, as well as from incomplete combustion of the fuel.
  • a rotary piston volume expansion machine which includes:
  • overflow channels are adjacent to the working cavity and connect its compressor and expansion parts.
  • the idea of the invention is to improve the efficiency of the internal combustion engine by reducing the energy loss of the fuel due to internal friction in the engine, as well as from incomplete combustion of the fuel.
  • the frictional wear of friction pairs of the RPM kinematic mechanism can be reduced by reducing the difference in angular velocities of the output shaft and carrier without increasing the relative angular velocities in other kinematic friction pairs.
  • this is achieved by changing the gear ratio of the planetary gearing to ensure unidirectional rotation of the carrier and the output shaft. In this case, the condition for the constancy of the phase of closure of the faces of the vane pistons relative to the intake, exhaust and overflow channels must be ensured.
  • the kinematic mechanism of such a RPM implements the principle of "minimal displacement in friction pairs" to ensure minimal loss of mechanical energy, minimum frictional wear and better efficiency of ICE to achieve the purpose of the invention:
  • the carrier rotates on the eccentric of the output shaft in one direction with it, i.e. they also have a minimum difference in angular velocities.
  • the overflow channels in such RPM are adjacent to the working cavity and connect its compressor and expansion parts.
  • the overflow channels here function as combustion chambers of the internal combustion engine.
  • the first additional difference from the first option is that the outlet openings of the lubricator are located between the inlet channel and the overflow channel. This allows you to provide a targeted supply of oil directly into the area of frictional contact between the surface of the working cavity of the engine and the compression seals of the vane pistons. This ensures the transition from dry to semi-dry friction, which significantly reduces the energy loss due to friction and frictional wear of compression seals. Accordingly, engine efficiency is improved.
  • the second additional difference from the first option is that the circular working cavity of the housing has a toroidal shape. Compression seals, including their angular conjugation, are the most problematic components of a rotary engine.
  • the toroidal shape of the working cavity and its compression seals provides the minimum number of angular conjugations in the seals and, accordingly, the minimum leakage of the working fluid through them. it provides the minimum compression losses during the operation of the engine and improving its efficiency.
  • a third additional difference from the first option is that the housing has at least a two-section circular working cavity with working shafts and vane pistons located therein,
  • the output shaft has at least two eccentrics on which carriers are mounted together with planetary gears, while
  • both the sections of the working cavity of the housing and the eccentrics of the output shaft can be turned one relative to the other at an angle of up to 180 °.
  • the overflow channels in such a two-section RPM are adjacent to the working cavity and connect its compressor and expansion sections.
  • the overflow channels here function as combustion chambers of the internal combustion engine.
  • the uneven rotation of the output shaft of a single-section rotary ICE causes increased peak mechanical loads in the kinematic friction pairs of the engine. Accordingly, the loss of mechanical energy due to friction increases.
  • the two-section version of the hydraulic engine with the same total volume of the working cavity has a more uniform rotation of the output shaft, less loss of mechanical energy and, accordingly, better economy.
  • a fourth additional difference from the previous version is that the housing has at least a two-section circular working cavity of various volumes with working shafts and vane pistons located in it, while the compression section and the expansion section of a larger volume communicate with each other through overflow channels.
  • the exhaust gases immediately before the exhaust have significant overpressure and, accordingly, energy. This energy is utilized in such a DHW with the additional expansion of the working fluid in the expansion section of a larger volume with the performance of useful work. This provides an increase in the efficiency of the engine.
  • the fifth additional difference from the first option is that the overflow channels are installed on the housing on heat insulators.
  • the overflow channels are the most thermally stressed unit of the DHW, since they actually perform the function of a combustion chamber. Their removal outside the working cavity of the engine and installation on heat insulators provide thermal unloading of other structural elements and minimize heat loss during cooling of the engine. This improves the efficiency of the DHW.
  • the overflow channels can be lined and / or filled with highly porous gas-permeable heat-resistant ceramics.
  • the completeness of fuel combustion is ensured by its dispersion and the quality of mixing with air.
  • hot gas-permeable ceramics complex processes of its transformation, starting with evaporation, decomposition into simpler hydrocarbons, mixing with air, ignition, combustion, etc.
  • the presence of hot gas-permeable ceramics in the overflow channel contributes to a more complete combustion of fuel and an improvement in the economical efficiency of the DHW.
  • the seventh additional difference from the first option is that the overflow channels have an activator.
  • the quality of fuel combustion is determined by its preliminary preparation for combustion with the release of heat. Fine atomization of fuel is only the simplest of its primary mechanical preparation before burning. The best quality fuel preparation provides its evaporation on a low-temperature surface. Even better - hot gas-permeable ceramics, which can be considered as a standalone activator. Activators can perform better preparation of fuel for combustion at the quantum mechanical level, as well as during fuel combustion, by the action of an electric field, radio and / or microwave and / or optical field on a fuel-air mixture. As a result, the completeness of combustion of the fuel and the improvement of the economical efficiency of the DHW are ensured.
  • the overflow channels have a fuel nozzle and / or an injector for supplying an additional working fluid.
  • An additional working fluid for example, water or water vapor, at high temperature is capable of reacting with fuel hydrocarbons to form the so-called “synthesis gas” containing hydrogen and carbon monoxide. These gases are able to oxidize with the release of additional quantities. heat. The presence of such a "synthesis gas” provides an improvement in the efficiency of the gas engine.
  • the ninth additional difference from the previous embodiment is that the fuel nozzle and / or nozzle for supplying an additional working fluid have heat exchanger (s).
  • High-temperature heating of the fuel and the additional working fluid / water / steam with the help of heat exchangers provides an increase in the quantum-energy state of the reagents and high-quality preparation of the fuel for combustion.
  • an energy-saturated air-fuel mixture is formed in the overflow channels. It provides high-quality fuel combustion and economical operation of the gas engine.
  • the tenth additional difference from the first option is that the fuel nozzle and / or nozzle for supplying an additional working fluid are located between the inlet channel and the overflow channel.
  • the fuel nozzle and / or nozzle for supplying an additional working fluid are located between the inlet channel and the overflow channel.
  • the eleventh additional difference from the first option is that the inlet channel of the internal combustion engine contains a fuel nozzle and / or an injector for supplying an additional working fluid. External mixture formation in combination with the supply of an additional working fluid ensures a better quality of the mixture compared to the internal one due to the longer period of the process of mixing. Moreover, an additional increase in the mass of the working fluid improves the efficiency of the internal combustion engine and its economy due to the expansion of gases with high pressure and to a larger volume.
  • the inlet channel of the internal combustion engine contains an activator located between the inlet channel and the fuel nozzle and / or nozzle for supplying an additional working fluid. The presence of an activator in the inlet channel of the engine provides an increase in the quantum-energy state of the air-fuel mixture and its high-quality preparation for the most complete combustion of fuel. Ultimately, this improves the efficiency of the engine.
  • the thirteenth additional difference from the first option is that a turbocharger with an intercooler is installed in the inlet channel, located between the inlet channel equipped with an activator and the fuel nozzle and / or nozzle for supplying an additional working fluid.
  • an additional working fluid and / or fuel is supplied to the turbocompressor inlet, the resulting fuel the air mixture receives a good primary machining in terms of its dispersion.
  • the intercooler provides its cooling and high density of the working fluid at the engine inlet. This is necessary to ensure high specific indices of hydraulic engine for power without increasing internal friction losses.
  • the activator provides additional quantum-energy preparation of the air-fuel mixture for combustion. All this taken together ensures the completeness of fuel combustion and improved fuel economy of the engine.
  • the fourteenth additional difference from the previous version is that the turbocharger is equipped with a conveyor to remove dust.
  • the gas engine can be operated in a wide variety of conditions, including dusty roads and sandstorms.
  • the ingress of abrasive particles with a fuel-air mixture into the working cavity of a gas turbine engine leads to a disruption in the normal operation of compression seals, increased friction, deterioration in the efficiency of the engine and even its breakdown.
  • the turbocharger can effectively carry out the function of a centrifugal filter of dust particles with its timely removal from it. This makes the dust conveyor. Dust removal from the air-fuel mixture reduces the friction losses of the compression seals and improves the economical efficiency of the DHW.
  • the inlet blades of the turbocharger have an abrasion resistant coating.
  • the inlet blades of the turbocharger rotate at high speed. Therefore, they can be damaged if dust particles or even drops of water get on them.
  • the abrasive wear material of the turbocharger blades can itself cause a malfunction of the DHW. Coating the front edges of the turbocharger blades with a rubber-like abrasion-resistant coating prevents their damage and ensures the normal operation of compression seals with minimal friction losses. This improves the efficiency of the hydraulic engine.
  • figure 13 fitting lubricator for supplying oil to the working cavity
  • figure 14 is a single-section DHW with a toroidal working cavity
  • figures 23 - 30 options for the design of the channels of the overflow of the gas engine; figure 31 - GDVS with internal mixture formation;
  • figure 36 turbocharger with a dust removal conveyor.
  • figure 1 shows a longitudinal section of the engine with its planetary mechanism on the example of the RPA as a volume expansion machine
  • the eccentricity of the eccentric is conventionally indicated by the straight line / shaft OQ, and the letter O indicates the axis of the output and coaxial working shafts, as well as the axis of the circular working cavity of the RPM;
  • FIG. 2 the initial angular position of the vane pistons and links of their kinematic drive with conditionally initial (lower) the angular position of the output shaft eccentric 0 ° (360 °, 720 °, etc.) and the horizontal position of the carrier AB;
  • FIG. 3 the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated 45 ° clockwise (405 °, 765 °, etc.);
  • FIG. 4 - the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated by
  • FIG. 5 - the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated by
  • 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 is rotated by
  • FIG. 8 - the same as in figure 2, but when the output shaft is rotated by
  • Fig.9 the position of the current volumes of RPM with the closed faces of the bladed pistons of the RPM (conditionally the initial position of the bladed pistons of the RPM at 0 ° (360 °, 720 °, etc.));
  • figure 10 and figure 11 - the position of the current volumes of RPM with a dynamic change in the current volumes of RPM in the interval of rotation of the output shaft is more than 0 ° (360 °, 720 °, etc.) and less than 225 °;
  • Fig. 14 is a single-section hydraulic engine with a toroidal working cavity
  • Fig. 14 two-section hydraulic fuel engine with toroidal working cavities
  • Figures 16 and 17 are approximate graphs of the rotational moment of a one-sectional and two-sectional hydraulic engine, respectively;
  • Fig. 18 is a two-section hydraulic engine with toroidal working cavities of different volumes
  • figure 2 - 22 - the current angular position of the vane pistons during operation of the expansion section
  • FIG. 25 and 26 channels for the overflow of one-section and two-section DHW respectively, which are equipped with an activator
  • FIG. 27 and 28 channels for the overflow of one-section and two-section DHWs, respectively, which are equipped with porous ceramics, a fuel nozzle, and a nozzle for supplying an additional working fluid
  • FIG. 29 and 30 flow channels of a single-section and two-section hydraulic DHWs, respectively, which are equipped with porous ceramics and a heat exchanger (s), a fuel nozzle and a nozzle for supplying an additional working fluid;
  • FIG. 31 is a fragment of the hydraulic engine with located in the housing between the inlet channel and the overflow channel of the fuel nozzle and the nozzle for supplying an additional working fluid;
  • FIG. 32 is a fragment of the hydraulic engine with located in the inlet channel of the fuel nozzle and the nozzle for supplying an additional working fluid;
  • FIG. 33 is a fragment of the gas engine with an activator located in the inlet channel, a fuel nozzle and a feed nozzle additional working fluid;
  • FIG. 34 is a fragment of the hydraulic engine with an activator, an intercooler, a turbocompressor, a fuel nozzle and an additional nozzle for supplying an additional working fluid located in the inlet channel;
  • FIG. 35 is a fragment of the hydraulic engine with an activator, an intercooler, a turbocompressor with a dust removal conveyor, a fuel nozzle and an additional working fluid nozzle connected to the inlet channel;
  • FIG. 36 turbocharger with dust removal conveyor.
  • 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); the output shaft 7, graphically indicated in FIGS. 1, 14, 15 and 18 by a thick line;
  • flywheel / balancer 14 serving to balance the masses of the eccentric 8, carrier 9 and planetary wheel 11, connecting rods 10;
  • gear wheel 17 mounted on an overrunning clutch 16 and meshed with a gear wheel 13;
  • exhaust channel 19 also connected to the working cavity of the housing (section) 1;
  • carburetor 20 (used only for external mixture formation);
  • nozzle 30 for supplying an additional working fluid
  • the starter 15 receives power. Therefore, through the overrunning clutch 16 and the gear wheel 7, the gear 13 is rotated and then the output shaft 7 is rigidly connected to it, which is structurally made integral with the eccentric 8.
  • the eccentric 8 Since the eccentric 8 has a carrier 9 installed on the bearing (which is not indicated separately) with rigidly connected thereto planetary gear 11, their common axis (designated "the letter Q) receives a rotary motion around the axis O.
  • the engagement point of the planetary wheel 11 with the stationary central gear wheel 12 is the point of “zero” instantaneous speed for the planetary wheel 11 and the carrier 9.
  • the movement from the carrier 9 by means of the connecting rods 10 is transmitted to the levers 4 of the working shafts 2 and 3, on which the vane pistons 5 and 6. As a result of this, they begin to make rotational-oscillatory motion in the circular working cavity of the RPM.
  • FIG. 2 shows conditionally the initial position 0 ° of the output shaft 7 (in the form of a point O) with an eccentric 8 (in the form of a point Q). It corresponds to the position of the planetary gear 1 with the carrier 9, connecting rods 10 and levers 4 of the rotor-pistons 5 and 6 relative to the stationary central gear 12 and the housing (section) 1.
  • the eccentricity of the eccentric 8 of the output shaft 7 is indicated by the OQ line / shaft and occupies the lower initial vertical position (the Q axis in figure 2 is lower relative to the axis O of the shafts 2, 3 and 7).
  • carrier 9 occupies a horizontal position 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 straight / rods AC and BD.
  • the vane pistons 5 and 6 are arranged symmetrically with respect to the vertical and horizontal axes of FIG. 2. Moreover, the distance between their faces is minimal.
  • Figures 4, 5 and 6 show a further rotation of the output shaft 7 clockwise around the axis O successively through 90 °, 135 ° and 180 °. Due to the kinematic relations of the RPM and its axisymmetry, the faces of the vane pistons 5 and 6 diverge and converge. 7 shows a further rotation of the output shaft 7 clockwise at an angle of 225 °. At this angle, the vane pistons 5 and 6 diverge at the greatest distance (see top right). However, other bladed pistons 5 and 6 adjacent to them are closed (see the bottom of FIG. 7) due to their axisymmetry.
  • FIG. 1 shows a further rotation of the output shaft 7 clockwise at an angle of 450 °.
  • the faces of the same vane pistons 5 and 6 are closed again, and the adjacent vane pistons 5 and 6 diverge at the greatest distance between them.
  • carrier 9 is vertical.
  • FIGs 9 - 12 show a cross section of the housing 1 (see Fig. 1) of the simplest RPA in a circular working cavity for different positions of the vane pistons 5 and 6 for 225 ° of rotation of the working shaft 7.
  • a RPA has inlet 18 and outlet 19 channels, separated separately not indicated by the jumper of the housing 1.
  • the operation of the planetary mechanism of such an RPM is discussed in detail above (see figures 2 to 8).
  • In the circular working cavity RPA between the faces of the vane pistons 5 and 6 and the internal working cavity of the housing 1 take place eight variables in terms of (“current”) volumes. These 8 current working volumes are indicated in figures 9 to 12 by numbers in circles from “1” to “8”.
  • “4” - has a maximum volume, which in the case of an RPM corresponds to the completion of the “Running stroke” cycle and the beginning of the “Exhaust gas” cycle;
  • “6” - has the largest volume, which in the case of the RPMD corresponds to the completion of the “Intake” beat and the beginning of the “Compression” beat;
  • “8” - has a maximum volume, which in the case of an RPM corresponds to the completion of the “Running stroke” cycle and the beginning of the “Exhaust gas emission” cycle;
  • “1” - is connected to the inlet channel 18 with the fuel equipment / carburetor 20 (used only for the case of external mixture formation) and has an increasing volume, which in the case of an RPM corresponds to the beginning of the “Inlet” cycle; “2” - has a closed decreasing volume, which in the case of an RPM corresponds to the “Compression” tact;
  • “4” - is connected to the exhaust channel 19 and has a decreasing volume, which in the case of the RPMD corresponds to the beginning of the flow of “Exhaust gas”;
  • “5” - is connected to the inlet channel 18 with the fuel equipment / carburetor 20 (used only for the case of external mixture formation) and has an increasing volume, which in the case of an RPM corresponds to the beginning of the “Inlet” cycle;
  • “6” - has a closed decreasing volume, which, in the case of an RPA, corresponds to the “Compression” tact;
  • “7” - is connected to the “lower” channel of the overflow 23 and has an increasing volume, which in the case of an RPM corresponds to the beginning of the “Working stroke” cycle;
  • “8” - is connected to the exhaust channel 19 and has a decreasing volume, which in the case of the RPMD corresponds to the beginning of the flow of the “exhaust gas”;
  • “1” - is connected to the inlet channel 18 with the fuel equipment / carburetor 20 and has an increasing volume, which in the case of RPMD corresponds to the continuation of the “Inlet” cycle;
  • “3” - has an increasing closed volume, which in the case of the RPDV corresponds to the continuation of the “Work stroke” tact; “4” - is connected to the exhaust channel 19 and has a decreasing volume, which in the case of the RPDV corresponds to the continuation of the flow of the “exhaust gas”;
  • “5” - is connected to the inlet channel 18 with the fuel equipment 20 and has an increasing volume, which in the case of an RPM corresponds to the continuation of the “Inlet” cycle;
  • FIG. 12 shows the next position of the current working volumes. It is easy to see that the position of the current volumes shown in Figs. 9 and 12: 2 and 1, 3 and 2, 4 and 3, 5 and 4, 6 and 5, 7 and 6, 8 and 7, is 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.
  • the faces of adjacent vane pistons 5 and 6 cycle through intermediate positions and close at the same places in the housing 1 through every 225 ° of the angle of rotation of the output shaft 7 (see Figs. 9 and 12) 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 inlet channels 18 and outlet 19, the overflow channels 23 is uniquely determined by the previously discussed in detail kinematic RPM mechanism.
  • the RPA is carried out as follows. Fuel is supplied by the fuel equipment / carburetor 20 to the inlet 18 (for the case of external mixture formation). It is made in the housing 1, which has cooling cavities with walls 22. Further, the fuel is mixed with air and enters into expanding current volumes (Figs. 10 and 11). This is the “Intake” beat. Then the fuel-air mixture is compressed in closed current volumes that are decreasing in value (Figs. 9, 10 and 11). This is how the “Squeeze” cycle takes place. Further, the decreasing current volumes start injecting the fuel-air mixture into the overflow channel 23 (Fig. 11 is the phase position of the vane pistons 5 and 6 before the injection starts) under overpressure.
  • the phase of the beginning of injection of the fuel-air mixture into the overflow channel 23 is structurally made so that an overpressure is provided for unidirectional supply of the fuel-air mixture into the overflow channels 23 at nominal RPM speeds.
  • the overflow rate of the fuel-air mixture into the channels of the overflow 23 becomes greater than the propagation velocity of the flame front with excess pressure [1, 2].
  • This provides a unidirectional flow of the working fluid through the channels of the overflow 23, as it is necessary for the normal operation of the RPA.
  • a sufficiently long and high-quality mixing of fuel with air between the faces of the vane pistons occurs during a compression stroke.
  • Subsequent injection of the fuel-air mixture into the overflow channel 23 additionally turbulizes it.
  • the time of the phase of injection of the fuel-air mixture into the overflow channel 23 is made shorter than the ignition delay time of the fuel [1, 2]. Therefore, it is already in the high-temperature channel of the overflow 23 that is already closed in the closed by the ends of the vane pistons 5 and / or 6, vaporizes, reliably ignites and burns out.
  • the initial ignition of the fuel-air mixture is carried out by an electric candle 21. Then it can be turned off, since during the operation of the RPMD, further ignition of the fuel is provided by the high temperature of the working fluid in the overflow channels 23 and from its hot walls.
  • the most intense heat from the combustion of fuel begins to be carried out in the channels of the overreact 23 with the closed faces of the vane pistons 5 and 6 (Fig.9 and 12).
  • the completion of fuel combustion can be carried out in increasing current volumes at the beginning of the “stroke” stroke (at high RPM speeds, when the fuel burning time is most limited). Then, the “stroke” is carried out in the closed current volumes that are increasing in size (FIGS. U and 11).
  • the overflow channels 23 in such a gas distribution system are adjacent to the working cavity and connect its compressor and expansion parts.
  • the channels of the overflow 23 in the GDVS function as combustion chambers of the internal combustion engine.
  • the resource and normal operation of the hydraulic engine is largely determined by the performance of the compression seals (not separately identified and not indicated) of the vane pistons 5 and 6.
  • the operation of the vane pistons 5 and 6 with the sliding of the gaskets on the smooth surface of the working cavity of the housing 1 under dry friction is possible as well as using dry lubricant, such as graphite.
  • dry lubricant can be included in the composition of the material of the compression seals or the material of the working surface of the engine.
  • the oil supply fittings 24 are mounted in the housing 1 (Fig.13) and are connected to the lubricator and / or to the crankcase of the kinematic mechanism of the engine.
  • the crankcase as a rule, there is an oil mist from the oil located there, which is sprayed by the kinematics of the internal combustion engine. This fog is needed to lubricate and cool the kinematic mechanism.
  • gases enter the crankcase from the working cavity under excessive pressure. Therefore, oil, as well as gases containing oil, it is advisable to submit to the working cavity of the housing 1 for lubrication.
  • FIG. 14 shows the simplest DHW having a housing 1 with a toroidal working cavity. His work is similar to the previously described RPA with an annular working cavity (see Figs. 1 and 9 - 12).
  • the execution of the housing 1 with a toroidal working cavity allows to reduce the number of corner joints in the compression seals by using rings. This minimizes the leakage of compressed gas, simplifies the sealing system of the vane pistons 5 and 6, and improves the economical efficiency of the DHW.
  • the GDVS has an output shaft 7 with two eccentrics 8 and a two-section housing 1 located between two previously described planetary mechanisms (see Figs. 2-8). Both sections of the housing 1 and the eccentrics 8 of the common output shaft 7 can be deployed one relative to the other so that during RPM operation the torques from both sections are added to the output shaft 7. The value of such a turn can reach 180 ° and is determined specialists based on the specific requirements and operating conditions of the RPA. As a rule, these are the rotation angles of the sections of the housing 1 and the eccentrics 8, which provide the phase displacement of the maximum and minimum amplitudes of the magnitude of the torques from each of the sections to obtain the most “smoothed” total torque.
  • the overflow channels 23 in such a two-section DHW are adjacent to the working cavity and connect its compressor and expansion parts in each individual section. In fact, the overflow channels 23 in such a gas-fired engine perform the function of combustion engines of an internal combustion engine.
  • ⁇ is the angle of rotation of the output shaft 7 of the simplest RPM (see Fig. 1, 9-12, 14) having a single-section housing 1.
  • the torque has not only a large amplitude of change in its magnitude, but also even a negative component.
  • a gas turbine engine with a two-section housing 1 has a smoothed resulting torque as a result of the addition of torque from both sections on a common output shaft 7.
  • the letter “A” indicates the approximated sinusoidal graph of torque from the left section
  • the flywheel-balancer 14 can be of minimum weight and can be made from conditions of sufficient strength, which reduces the weight and material consumption of the hydraulic engine.
  • Fig schematically shows the gas engine with a housing 1 with a working cavity in the form of two sections of different volumes. These sections communicate via overflow channels 23.
  • the working fluid In the smaller compression section, the working fluid is compressed, and in the significantly larger expansion section, the largest possible expansion of the working fluid / gases is carried out. This is done in order to utilize their energy to the fullest extent possible in order to improve the economical efficiency of the DHW.
  • Both sections are connected by overflow channels 23.
  • the overflow channel 23 actually acts as a combustion chamber, which is valveed by the ends of the vane pistons 5 and 6.
  • FIGS. 19 and 20 The operation of the compression section is illustrated in FIGS. 19 and 20.
  • the adjacent current volume increases and draws in a working fluid from the inlet channel 18 (FIG. 19).
  • the adjacent current volume decreases and compresses the working fluid, pushing it into the overflow channel 23 through its inlet (also indicated by 23 in FIGS. 19 and 20).
  • the overflow channel 23 is valveed by the ends of the vane pistons 5 and 6 to prevent excess pressure from entering the compression section (Fig. 20).
  • the vane piston 6 performs a similar operation.
  • FIGS. 21 and 22 The operation of the expansion section is illustrated in FIGS. 21 and 22.
  • the adjacent current volume increases and the overpressure of the working fluid from the overflow channel 23 does a useful job (Fig. 21).
  • the expansion of hot gases in the expansion section can be carried out as fully as possible, up to atmospheric pressure.
  • the vane piston 5 the adjacent current volume is reduced and the working fluid is pushed into the exhaust channel 19.
  • the vane piston 6 performs a similar operation.
  • the ends of the vane pistons 5 and 6 valve the overflow channel 23 (Fig. 22) and its output (also indicated by 23 in FIGS. 21 and 22).
  • the maximum possible expansion of the working fluid / gas provides an improvement in the efficiency of the DHW.
  • Fig.23 and Fig.24 shows the overflow channel 23 for single-section and two-section variants of the DHW, respectively. It is the most thermally stressed unit of the GDVS, because it is in it that the high-temperature combustion of fuel occurs.
  • the overflow channel 23 is moved outside the working cavity of the housing 1 and mounted on heat insulators 26. Thanks to the heat insulators 26, the heat removal from the walls of the overflow channel 23 to the housing 1 is minimized. Therefore, the process of fuel combustion in the overflow channels 23 approaches adiabatic due to a decrease in the temperature difference between their walls and the working fluid / gases. In this way, heat loss to the engine cooling system is minimized. This provides an improvement in the efficiency of the engine and the reliability of its operation.
  • the overflow channel 23 is located between the compressor and expansion parts of the working cavity of the housing 1 of the engine. Therefore, there is no need for forced interruption of fuel combustion, as occurs in piston ICEs and RPDs of F. Wankel. Actually here is the channel the overflow 23 performs the function of a combustion chamber by analogy with a gas turbine engine. This is the "hybrid" feature of such a rotary engine.
  • ICEs are characterized by direct finely dispersed mixing of the initial "raw" fuel with air before combustion. Those. fuel and fuel-air mixture, as a rule, do not undergo any special additional training for subsequent effective combustion.
  • FIG. 23 shows the overflow channel 23 of a single-section gas-pressure engine, which is lined / filled with highly porous, gas-permeable heat-resistant ceramic 27, for example, silicon carbide.
  • Fig. 24 shows an overflow channel 23 for a two-section GDVS variant, which is also lined / filled with highly porous heat-resistant ceramics 27 with good gas permeability. During the operation of the GDVS, such ceramics 27 are heated by burning fuel and have a temperature of more than 1000 degrees Celsius.
  • the mass and heat capacity of porous ceramics 27 far exceeds the mass and heat capacity of the gases located in the overflow channel 23. This limits the peak value of the combustion temperature of the fuel. The result is a small amount of harmful gases at the engine exhaust, for example, NOx, which ensures the environmental safety of the operation of the gas engine.
  • Fig and 26 shows the flow channel 23 with the activator 28 for single-section and two-section DHW, respectively.
  • the activator 28 carries out a quantum energy effect on the air-fuel mixture by an electric, radio and / or high-frequency and / or opto-quantum field both before the combustion of the fuel and during its combustion [6, 7]. This contributes to the breakdown of fuel into simpler hydrocarbons.
  • the positive effect of this effect is to reduce the burning time and completeness of combustion of the fuel-air mixture. In general, this provides an increase in the efficiency of the engine.
  • Fig and 28 shows the overflow channel 23 for single-section and two-section DHW with fuel nozzle 29 and nozzle 30 for supplying an additional working fluid, respectively.
  • An additional working fluid for example, water or water vapor
  • water vapor when it enters the working cavity of the hydraulic engine and flow channels 23 increases the mass of the working fluid, its pressure and volume during expansion.
  • water vapor is capable of reacting with carbon and hydrocarbons to form the so-called “synthesis gas” containing hydrogen and carbon monoxide. These gases are able to oxidize with the release of additional heat. All this taken together provides an improvement in the efficiency of the engine.
  • Fig and 30 shows the flow channel 23 of a single-section and two-section DHW, respectively, with heat exchanger (s) 31 for the fuel nozzle 29 and the nozzle 30 for supplying an additional working fluid.
  • Heat exchanger (s) 31 provide additional heating an additional working fluid and / or fuel immediately before its combustion. High temperature provides a high energy potential and the ultimate fineness of the fuel and / or additional working fluid before combustion, turning them into superheated steam.
  • heat exchanger (s) 31 are thermal activators for additional working fluid and / or fuel.
  • hydrocarbon fuel decays into its simplest components.
  • a “synthesis gas” is formed, which contains hydrogen and carbon monoxide. Their oxidation provides an additional amount of heat and virtually eliminates the presence of unburned carbon particles on the engine exhaust. This ensures the completeness of fuel combustion and increase the efficiency of the DHW.
  • FIG. 31 shows the initial phase position of the vane pistons 5 and 6, in which through the nozzles 29 and 30 fuel and additional working fluid are supplied directly to the working cavity of the gas engine.
  • the fuel supply can begin and end during the opening of the overflow channel 23 with the end face of the vane piston 5 or 6.
  • the overflow of the fuel-air mixture from the working cavity into the overflow channel 23 it is intensively injected with high turbulence. This provides a good dispersion of the fuel-air mixture.
  • thermodynamic parameters of the working fluid on both sides of the window that opens into the overflow channel 23 are chosen so that the overflow velocity is greater than the propagation velocity of the flame front [1, 2].
  • the initial ignition of the fuel in the overflow channel 23 is carried out from the electric candle 21.
  • the subsequent ignition of the fuel can be carried out from hot gases, the walls of the overflow channel 23 and hot porous ceramics 27 (Figs. 23 and 24).
  • the greatest heat in the overflow channel 23 is carried out with the closed faces of the vane pistons 5 and 6 (Fig.9 and 12). In this case, the nozzle opening of the fuel nozzle 29 is reliably blocked by the end face of one of the vane pistons 5 or 6.
  • On Fig shows a single-section gas-turbine engine with a fuel nozzle 29 and a nozzle 30 for supplying an additional working fluid located in front of the engine inlet 18.
  • a constructive solution maximizes the time and quality of mixture formation at the inlet of the DHW.
  • This provides additional dispersion of the fuel-air mixture during its intensive injection with high turbulence into the overflow channel 23. This ensures the completeness of combustion of fuel and increase the efficiency of the DHW.
  • Fig.ZZ shows a single-section hydraulic engine with an activator 28 located on the inlet pipe (not indicated separately) between the inlet channel 18 of the engine and the nozzle 29 and / or nozzle 30.
  • the presence of the activator 28 at the inlet of the engine having Significant cross-section and volume, allows to increase the time of its impact on the fuel-air mixture. This allows the fuel-air mixture to communicate a significant quantum energy potential through an electric, radio, and microwave and / or optical quantum field.
  • Such an additional treatment before burning ensures the completeness of fuel combustion and increases the efficiency of the hydraulic engine.
  • FIG. 34 shows a gas engine, in the inlet of which a turbocharger 32 with an intercooler 33 is installed, located between the inlet channel equipped with an activator 28 and the fuel nozzle 29 and / or nozzle 30 for supplying an additional working fluid.
  • a turbocharger 32 with an intercooler 33 located between the inlet channel equipped with an activator 28 and the fuel nozzle 29 and / or nozzle 30 for supplying an additional working fluid.
  • an additional working fluid and / or fuel is supplied to the inlet of a high-speed turbocharger 32, their fuel-air mixture receives good primary thermo-mechanical treatment, including heating from compression.
  • Intercooler 33 provides for its cooling and high density of the working fluid at the engine inlet. This is necessary to ensure high specific indicators of hydraulic engine for power with constant internal friction losses.
  • the activator 28 provides additional quantum energy preparation of the air-fuel mixture for combustion. All this taken together ensures the completeness of fuel combustion and improved fuel economy of the engine.
  • the gas engine can be operated in a wide variety of conditions, including dusty roads and sandstorms.
  • the ingress of abrasive particles with a fuel-air mixture into the working cavity of a gas turbine engine leads to a disruption in the normal operation of compression seals, increased friction, deterioration in the efficiency of the engine and even its breakdown. Therefore, it is necessary to prevent dust from entering GDVS.
  • Fig structurally shows the connection to the turbocharger 32 of the conveyor 34 to remove dust from it.
  • the turbocharger 32 and the dust conveyor 34 can be aggregated into one assembly and have a common housing 35 (Fig. 36).
  • the blades 36 of the turbocharger 32 rotate by means of centrifugal forces air / air-fuel mixture with dust into the peripheral annular channel 37.
  • centrifugal forces Air / air-fuel mixture with dust into the peripheral annular channel 37.
  • heavier dust enters the cavity of the screw and / or coil spring 38, which rotates from external drive 39.
  • dust is removed from the turbocharger 32 to the dust bin 40.
  • the turbocharger 32 can effectively perform the function of a centrifugal filter of dust particles with its timely removal from it. This makes the conveyor 34 dust. This ensures the operation of compression seals with minimal friction to improve the efficiency of the hydraulic engine.
  • the input vanes 36 of the turbocharger 32 rotate at high speed. Therefore, they can be damaged if dust particles or even drops of water get on them. Moreover, the abrasive material of the blades 36 of the turbocharger 32 itself may cause malfunctions of the DHW. Coating the rubber-like abrasion-resistant coating of the leading edges of the blades 36 of the turbocharger 32 prevents them from being damaged. This ensures the operation of compression seals with minimal friction and improve the efficiency of the DHW.
  • the proposed hybrid internal combustion engine does not have any design features that involve the use of specific materials, coatings, tools, equipment and special techniques for their use, not known in general engineering. To implement the invention, it is assumed to use existing materials, equipment and currently known technologies. Therefore, the proposed hybrid internal combustion engine can be mass-produced and used on an industrial scale.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)
  • Hydraulic Motors (AREA)

Abstract

Гибридный двигатель внутреннего сгорания (его варианты) включающий корпус, имеющий: круговую рабочую полость с каналами - впускными, выпускными и перепуска; соосные рабочую полость, два рабочих вала, центральное неподвижное зубчатое колесо, выходной вал с эксцентриком, на котором установлено с планетарное зубчатое колесо с водилом, соединённым с рычагами обоих рабочих валов шатунами, при этом каналы перетока примыкают к рабочей полости и соединяют её компрессорную и расширительную части.

Description

ГИБРИДНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ (его варианты)
Область техники
Предлагаемый гибридный двигатель внутреннего сгорания (ГДВС) может использоваться как техническое устройство для преобразования энергии топлива в механическую работу.
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.
Особенностью работы заявляемого здесь ГДВС является то, что для его работы не нужно принудительное прерывание горения топлива. Для других машин объёмного расширения (например, поршневых ДВС) для нормальной работы необходимо регулярное прерывание горения топлива. Напротив, для нормальной работы газотурбинных двигателей необходимо непрерывное постоянное горение топлива. Работа ГДВС имеет много общего с работой тепловых машин объёмного расширения, однако также имеет специфические особенности в организации процессов воспламенения и горения топлива. Этим они отличаются от известных типов ДВС и поэтому здесь называются «гибридными». 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.
Применительно только к изобретению здесь и далее обозначены: термином «РПМ - роторно-поршневая машина» - машина, содержащая рабочую полость с объёмно-вытеснительными элементами РПМ - лопастными поршнями, плунжерами, манжетами, находящимися в одном корпусе (секции);
термином «РПДВС - роторно-поршневой двигатель внутреннего сгорания» - 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 «лопастные поршни» - такие подвижные объёмно- вытеснительные конструктивные элементы, между которыми и внутренними стенками одной секции циклически происходит изменение объёмов рабочего тела;
термином «торец» - переферийная поверхность каждого лопастного поршня, сопрягаемая с внутренними стенками рабочей полости корпуса; термином «грань» - боковая поверхность каждого лопастного поршня с одной стороны, сопрягаемая по её периметру с внутренними стенками рабочей полости корпуса;
термином «смыкание граней» - такое положение граней смежных лопастных поршней, которое характеризуется минимальным объём/расстоянием между этими гранями;
термином «рабочая полость корпуса (секции)» - 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 «текущий объём» - 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 «канал перетока» - вынесенный за пределы круговой рабочей полости корпуса суммарный объём, соединяющий(е) компрессорную и расширительную части рабочей полости корпуса;
термином «активатор» - устройство, предназначенное для обеспечения увеличения квантово-энергетического потенциала частиц топлива/топливовоздушной смеси и состоящее из внешнего источника энергии, передающего канала и излучателя.
термином «дополнительное рабочее тело» - вода, водяной пар или другие содержащие воду вещества. Уровень техники
Известны роторно-поршневые машины с планетарными механизмами подобного назначения, например, автор Е. Кауэртц, патент США: Eugene Kauertz, Rotary Radial-Piston Machine, US patent #3144007, Aug. 11 , 1964, publ. 1967; Rotary vane motor, US patent #6886527 ICT.
Они также описаны, например, в патентах Германии N°142119 за 1903 г.; NQ271552, кл. 46 аб 5/10 за 1914 г.; Франции N°844351 , кл. 46 а5 за 1938 г.; США N°3244156, кл. 12-8.47, 1966 г.; US Patent # 6,739,307, US CI. 123/245, May 25, 2004, Internal Combustion Engine and Method, author Ralph Gordon Morgado, и др. Подобного назначения механизмы и машины описаны в патентах России: N22013597, кл. 5 F02B 53/00, NQ2003818, кл. 5 F 02 В 53/00; NQ2141043, 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., N293603, кл. F01 C 1/063 (2006/01 ), F02B 53/10 (2006/01 ), F04C 2/063 (2006/01 ).
Планетарные механизмы этих роторных машин обеспечивают взаимно-относительное вращательно-колебательное движение их компрессионных элементов - лопастных поршней. Однако эти известные планетарные механизмы не способны с требуемым ресурсом несколько тысяч часов работы передавать на выходной вал значительные усилия от лопастных поршней, например, несколько тонн, во время рабочего хода двигателя в случае РПДВС.
Общими конструктивными признаками известных роторно- поршневых машин с такими планетарными механизмами являются:
корпус с круговой рабочей полостью, имеющий впускные и выпускные каналы; по меньшей мере две пары лопастных поршней, жестко закрепленные на двух рабочих валах, соосных поверхности рабочей полости, причём по крайней мере один из валов имеет кривошип;
соосный рабочим валам выходной вал с водилом;
расположенное на водиле выходного вала по меньшей мере одно планетарное зубчатое колесо, имеющие внешнее зубчатое зацепление с неподвижным центральным зубчатым колесом, соосным поверхности рабочей полости и выходному валу;
кривошипный(е) вал(ы), соосный(е) планетарному зубчатому колесу;
шатун(ы), шарнирно соединяющий(е) рычаги рабочих валов с кривошипными валами планетарных зубчатых колес.
Планетарный механизм таких двигателей имеет ряд недостатков. Первый - это необходимость делать большими размеры планетарных зубчатых колёс внешнего зацепления, чтобы обеспечить их работоспособность при передаваемых рабочих нагрузках. Другой недостаток - скорость вращения планетарных зубчатых колёс и соосных им кривошипных валов должна быть в несколько раз больше скорости вращения выходного вала, что ухудшает условия работы подшипников и уменьшает ресурс их работы. Третий недостаток - кривошипные валы и соосные им планетарные зубчатые колёса расположены на водиле на значительном радиусе от оси выходного вала. По этой причине на них действуют значительные центробежные силы, которые создают дополнительные нагрузки на подшипники планетарных зубчатых колёс, что также уменьшает ресурс работы РПМ.
Также известна РПМ по материалам международной патентной публикации WO/2009/072994 от 1 1.06.2009 (International Application N° PCT/UA2007/000080). Наиболее близка к технической сути изобретения конструкция устройства по материалам международной патентной публикации WO 2011/010978 А1 от 27.01.20 1 г., имеющая планетарный кинематический механизм.
Это устройство представляет собой РПМ с планетарным механизмом. Необходимое передаточное отношение планетарного зубчатого зацепления i = п / (п +1), где п = 1 , 2, 3, 4 и т.д. однозначно определяется количеством лопастных поршней п на каждом из рабочих валов РПМ.
В частности, эта РПМ имеет корпус с круговой рабочей полостью, впускными и выпускными каналами и каналами перетока, 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 с эксцентриком, на котором установлены водило с планетарным зубчатым колесом;
шатуны, шарнирно соединяющие водило и рычаги обоих рабочих валов,
при этом планетарное зубчатое колесо находится в зацеплении с центральным неподвижным зубчатым колесом с внутренним зубчатым зацеплением.
Отличительной особенностью этой РПМ является то, что круговая рабочая полость корпуса имеет каналы перетока, вынесенные за пределы рабочей полости.
Недостатком кинематического механизма такой РПМ является значительная нагрузка подшипника(ов) водила по скоростному режиму. Это следствие того, что направление вращения выходного вала с его эксцентриком, на котором установлено водило, и направление вращения самого водила - противоположны. Результатом является напряжённый скоростной режим подшипника водила вследствие сложения угловых скоростей выходного вала и водила. Это неизбежно приводит к ускоренному износу подшипника и, соответственно, уменьшению времени безотказной работы РПМ и надёжности её работы. К тому же за этот отрицательный эффект приходится расплачиваться повышенным трением в этом узле и соответственно бесполезной тратой энергии топлива.
Краткое изложение сущности изобретения
Целью изобретения является улучшение экономичности ДВС путём уменьшения потерь энергии топлива на внутреннее трение и при охлаждении РПМ, а также от неполноты сгорания топлива.
Поставленная задача изобретения решена тем, что роторно- поршневая машина объемного расширения, которая включает:
- корпус, имеющий круговую рабочую полость с каналами - впускными, выпускными и перетока - и планетарный механизм, содержащий:
- 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;
- концентричный рабочим валам выходной вал с эксцентриком, на котором установлено водило с планетарным зубчатым колесом;
- шатуны, шарнирно соединяющие рычаги обоих рабочих валов и водило, отличающаяся тем, что закрепленное на водиле планетарное зубчатое колесо имеет внутреннее зубчатое зацепление и находится в зацеплении с центральным неподвижным зубчатым колесом с внешним зубчатым зацеплением с передаточным отношением i = (п+1 ) / п, (где n = 2, 3, 4, 5 ... - ряд целых чисел), где п равно количеству лопастных поршней, установленных на каждом рабочем валу,
при этом каналы перетока примыкают к рабочей полости и соединяют её компрессорную и расширительную части.
В отличие от прототипа, замысел изобретения заключается в том, чтобы улучшить экономичность ДВС путём уменьшения потерь энергии топлива на внутреннее трение в двигателе, а также от неполноты сгорания топлива. Уменьшить фрикционный износ пар трения кинематического механизма РПМ можно путём уменьшения разницы угловых скоростей выходного вала и водила без увеличения относительных угловых скоростей в других кинематических парах трения. В отличие от прототипа, это достигается путем изменения передаточного отношения планетарного зубчатого зацепления для обеспечения однонаправленного вращения водила и выходного вала. При этом должно быть обеспечено условие постоянства фазы смыкания граней лопастных поршней относительно каналов впуска, выпуска и перетока. Это достигается указанным в отличительной части изобретения заданием специфического передаточного отношения планетарной пары РПМ в зависимости от количества лопастных поршней на рабочих валах (что не является очевидным для специалиста) и в целом является решением задачи изобретения.
В результате кинематический механизм такой РПМ реализует принцип «минимального перемещения в парах трения» для обеспечения минимальных потерь механической энергии, минимума фрикционного износа и лучшей экономичности ДВС для достижения цели изобретения:
- соосные рабочие валы с лопастными поршнями, а также выходной вал вращаются в одном направлении, т.е. с минимальной разностью угловых скоростей; - подшипники шатунов имеют только возвратно-вращательное движение с малой скоторстью в небольшом угловом секторе (в отличие от вращательного движения на коленчатом валу поршневых машин);
- водило вращается на эксцентрике выходного вала в одну с ним сторону, т.е. они также имеют минимальную разность угловых скоростей.
Каналы перетока в такой РПМ прилегают к рабочей полости и соединяют её компрессорную и расширительную части. Фактически, каналы перетока здесь выполняют функцию камер сгорания ДВС.
Первое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что выходные отверстия лубрикатора расположены между впускным каналом и каналом перетока. Это позволяет обеспечить целенаправленную подачу масла непосредственно в зону фрикционного контакта между поверхностью рабочей полости двигателя и компрессионными уплотнениями лопастных поршней. Этим обеспечивается переход от сухого трения к полусухому, что в значительной степени уменьшает потери энергии на трение и фрикционный износ компрессионных уплотнений. Соответственно улучшается экономичность двигателя.
Второе дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что круговая рабочая полость корпуса имеет торообразную форму. Компрессионные уплотнения, включая их угловые сопряжения, являются наиболее проблематичными узлами ДВС роторного типа. Торообразная форма рабочей полости и её компрессионных уплотнений обеспечивает минимальное количество угловых сопряжений в уплотнениях и, соответственно, минимальные утечки рабочего тела через них. Это обеспечивает минимальные компрессионные потери при работе ГДВС и улучшение его экономичности.
Третье дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что корпус имеет по меньшей мере двухсекционную круговую рабочую полость с находящимися в ней рабочими валами и лопастными поршнями,
а выходной вал имеет по меньшей мере два эксцентрика, на которых установлены водила вместе с планетарными зубчатыми колёсами, при этом
планетарные зубчатые колеса находятся в зацеплении с центральными неподвижными зубчатыми колесами, а водила шарнирно соединены шатунами с рычагами рабочих валов,
причём как секции рабочей полости корпуса так и эксцентрики выходного вала могут быть развёрнуты один относительно другого на угол до 180°.
Каналы перетока в такой двухсекционной РПМ прилегают к рабочей полости и соединяют её компрессорную и расширительную секции. Фактически, каналы перетока здесь выполняют функцию камер сгорания ДВС. Неравномерность вращения выходного вала односекционного роторного ДВС вызывает увеличенные пиковые механические нагрузки в парах трения кинематики двигателя. Соответственно увеличиваются потери механической энергии на трение. Двухсекционный вариант ГДВС при том же суммарном объёме рабочей полости имеет более равномерный характер вращения выходного вала, меньшие потери механической энергии и соответственно лучшую экономичность. Четвёртое дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что корпус имеет по меньшей мере двухсекционную круговую рабочую полость различного объёма с находящимися в ней рабочими валами и лопастными поршнями, при этом компрессионная секция и расширительная секция большего объёма сообщаются между собой посредством каналов перетока. При сжатии и расширении рабочего тела в одном и том же объёме, например, как это происходит в поршневых ДВС, отработавшие газы непосредственно перед выхлопом имеют значительное избыточное давление и, соответственно, энергию. Эта энергия утилизируется в таком ГДВС при дополнительном расширении рабочего тела в расширительной секции большего объёма с выполнением полезной работы. Этим обеспечивается увеличение экономичности ГДВС. Пятое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что каналы перетока установлены на корпусе на теплоизоляторах. Каналы перетока являются наиболее термически напряженным узлом ГДВС, так как они фактически выполняют функцию камеры сгорания. Их вынос за пределы рабочей полости ГДВС и установка на теплоизоляторы обеспечивают термическую разгрузку других элементов конструкции и минимизацию тепловых потерь при охлаждении ДВС. Это улучшает экономичность ГДВС.
Шестое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что каналы перетока могут быть футерованы и/или заполнены высокопористой газопроницаемой термостойкой керамикой. Полнота сгорания топлива обеспечивается его дисперсностью и качеством смешивания с воздухом. При попадании топлива в горячие каналы перетока и на раскалённую газопроницаемую керамику происходят сложные процессы его преобразования, начиная с испарения, расщепления на более простые углеводороды, смешивания с воздухом, воспламенения, сгорания и т.д. Наличие горячей газопроницаемой керамики в канале перетока способствует более полному сгоранию топлива и улучшению экономичности ГДВС.
Седьмое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что каналы перетока имеют активатор. Качество сгорания топлива определяется его предварительной подготовкой к сгоранию с выделением тепла. Мелкодисперсное распыление топлива является лишь простейшей его первичной механистической подготовкой перед сжиганием. Лучшее качество подготовки топлива обеспечивает его испарение на низкотемпературной поверхности. Ещё лучше - горячая газопроницаемая керамика, которую можно рассматривать в качестве автономного активатора. Более качественную подготовку топлива к сгоранию на квантовомеханическом уровне, а также в ходе горения топлива, могут осуществлять активаторы воздействием электрического поля, радио- и/или сверхвысокочастотного и/или оптоквантового поля на топливо-воздушную смесь. В результате обеспечивается полнота сгорания топлива и улучшение экономичности ГДВС.
Восьмое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что каналы перетока имеют топливную форсунку и/или форсунку подачи дополнительного рабочего тела. Экономичность ДВС во многом определяется полнотой сгорания топлива. Дополнительное рабочее тело, например, вода или водяной пар, при высокой температуре способно к реакции с углеводородами топлива с образованием так называемого «синтез-газа», содержащего водород и угарный газ. Эти газы способны окисляться с выделением дополнительного количества тепла. Наличие такого «синтез-газа» обеспечивает улучшение экономичности ГДВС.
Девятое дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что топливная форсунка и/или форсунка подачи дополнительного рабочего тела имеют теплообменник(и). Высокотемпературный подогрев топлива и дополнительного рабочего тела/воды/пара с помощью теплообменников обеспечивает увеличение квантово-энергерического состояния реагентов и качественную подготовку топлива к сгоранию. В результате взаимодействия горячего топлива и перегретого «острого» пара на раскалённых порах термостойкой керамики в каналах перетока образуется энергонасыщенная топливовоздушная смесь. Она обеспечивает качественное сгорание топлива и экономичную работу ГДВС.
Десятое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что топливная форсунка и/или форсунка подачи дополнительного рабочего тела расположены между впускным каналом и каналом перетока. В результате расположения топливной форсунки и/или форсунки подачи дополнительного рабочего тела в непосредственной близи от входа канала перетока можно обеспечить высокую степень сжатия ГДВС (близкую к дизельной) без риска детонации топлива. Кроме того, обеспечивается хорошее смесеобразование в результате процесса интенсивной инжекции топливо-воздушной смеси с высокой турбулентностью в канал перетока/камеру сгорания. Всё это вместе взятое улучшает экономичность ГДВС. При этом такое конструктивное решение обеспечивает изоляцию сопла топливной форсунки от высокотемпературного газа. Это весьма целесообразно, потому что даже при незначительном «подтекании» топлива из форсунки её сопло может закоксоваться при контакте с высокотемпературным газом. Это приводит к неработоспособности ДВС.
Одиннадцатое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что впускной канал ДВС содержит топливную форсунку и/или форсунку подачи дополнительного рабочего тела. Внешнее смесеобразование в сочетании с подачей дополнительного рабочего тела обеспечивает лучшее качество смеси по сравнению с внутренним благодаря большему периоду времени протекания процесса смесеобразования. При этом дополнительное увеличение массы рабочего тела улучшает эффективность работы ДВС и его экономичность благодаря расширению газов с большим давлением и до большего объёма. Двенадцатое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что впускной канал ДВС содержит активатор, расположенный между впускным каналом и топливной форсункой и/или форсункой подачи дополнительного рабочего тела. Наличие активатора во впускном канале ГДВС обеспечивает увеличение квантово- энергетического состояния топливовоздушной смеси и её качественную подготовку к наиболее полному сгоранию топлива. В конечном итоге это улучшает экономичность работы ГДВС.
Тринадцатое дополнительное отличие от первого варианта состоит в том, что во впускном канале установлены турбокомпрессор с интеркуллером, расположенные между оснащённым активатором впускным каналом и топливной форсункой и/или форсункой подачи дополнительного рабочего тела. При подаче дополнительного рабочего тела и/или топлива на вход турбокомпрессора получающаяся топливо- воздушная смесь получает хорошую первичную механистическую обработку в аспекте её диспергации. При этом интеркулер обеспечивает её охлаждение и большую плотность рабочего тела на входе в двигатель. Это нужно для обеспечения высоких удельных показателей ГДВС по мощности без увеличения внутренних потерь на трение. Далее активатор осуществляет дополнительную квантово-энергетическую подготовку топливовоздушной смеси к сгоранию. Всё это вместе взятое обеспечивает полноту сгорания топлива и улучшение экономичности работы ГДВС.
Четырнадцатое дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что турбокомпрессор снабжён транспортёром для удаления пыли. ГДВС могут эксплуатироваться в самых разнообразных условиях, включая пыльные дороги и песчаные бури. Попадание абразивных частиц с топливовоздушной смесью в рабочую полость ГДВС приводит к нарушению нормальной работы компрессионных уплотнений, повышенному трению, ухудшению экономичности работы двигателя и даже к его поломке. Турбокомпрессор может эффективно осуществлять функцию центробежного фильтра частиц пыли при её своевременном удалении из него. Это делает транспортёр пыли. Удаление пыли из топливо- воздушной смеси обеспечивает уменьшение потерь на трение компрессионных уплотнений и улучшение экономичности ГДВС. Пятнадцатое дополнительное отличие от предыдущего варианта состоит в том, что входные лопатки турбокомпрессора имеют абразивостойкое покрытие Входные лопатки турбокомпрессора вращаются с большой скоростью. Поэтому они могут получать повреждения при попадании на них частиц пыли и даже капель воды. Более того, материал абразивного износа лопаток турбокомпрессора сам может стать причиной неполадок ГДВС. Покрытие резиноподобным абразивостойким покрытием передних кромок лопаток турбокомпрессора предотвращает их повреждение и обеспечивает нормальную работу компрессионных уплотнений с минимальными потерями на трение Это улучшает экономичность ГДВС.
Краткое описание чертежей
Далее сущность изобретения - в основном на минимальных примерах - поясняется описанием вариантов конструкции ГДВС со ссылками на прилагаемые чертежи, где изображены на:
фигурах 1 , 9 - 12 - РПМ с планетарным механизмом для частного случая значения передаточного отношения планетарного зубчатого зацепления i = (4+1) / 4 (где 4 - это количество лопастных поршней на каждом из валов РПМ). В общем случае i = (п +1) / п, (где п = 2, 3, 4, 5 и т.д., при этом п - это количество лопастных поршней на каждом из валов РПМ), как основы конструкции РПМ объемного расширения различного назначения (например, двигателей внутреннего сгорания); фигурах 2 - 8 - ряд последовательных положений звеньев кинематического механизма для пояснения его работы;
фигурах 9 - 12 - ряд последовательных положений лопастных поршней РПМ при её работе в качестве РПДВС;
фигуре 13 - штуцер лубрикатора для подачи масла в рабочую полость;
фигуре 14 - односекционный ГДВС с торообразной рабочей полостью;
фигурах 15 - 17 - двухсекционный ГДВС и аппроксимированные графики крутящего момента; фигурах 18 - 22 - двухсекционный ГДВС и его компрессорная и расширительная секции;
фигурах 23 - 30 варианты конструкций каналов перетока ГДВС; фигуре 31 - ГДВС с внутренним смесеобразованием;
фигурах 32 - 35 - варианты конструкций ГДВС с внешним смесеобразованием;
фигуре 36 - турбокомпрессор с транспортёром удаления пыли.
На чертежах схематически изображены:
на фиг.1 показан продольный разрез ГДВС с его планетарным механизмом на примере РПДВС в качестве машины объемного расширения;
на фигурах 2 - 8 показана работа планетарного механизма при передаточном отношении зубчатого зацепления i = 5/4 для различного углового положения лопастных поршней и звеньев кинематической цепи их привода в зависимости от текущего положения эксцентриситета эксцентрика выходного вала, а именно:
водила с закреплённым на нём планетарным зубчатым колесом.
Они оба установлены на эксцентрике выходного вала. Их ось обозначена литерой Q, плечи водила обозначены литерами А и В, рычаги соосных рабочих валов обозначены литерами СО и DO.
Эксцентриситет эксцентрика условно обозначен прямой/стержнем OQ, а литерой О обозначена ось выходного и соосных рабочих валов, а также ось круговой рабочей полости РПМ;
пары шатунов, обозначенных прямыми/стержнями АС и BD, соединяющих упомянутое водило АВ 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 (нижнем) угловом положении эксцентрика выходного вала 0° (360°, 720° и т.д.) и горизонтальном положении водила АВ;
фиг. 3 - то же, что и на фиг.2, но при повороте выходного вала на 45° по часовой стрелке (405°, 765° и т.д.);
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
450° ;
фиг.9 - положение текущих объёмов РПМ при сомкнутых гранях лопастных поршней РПМ (условно начальное положение лопастных поршней РПМ при 0° (360°, 720° и т.д.));
фиг.10 и фиг.11 - положение текущих объёмов РПМ при динамическом изменении текущих объёмов РПМ в промежутке вращения выходного вала больше 0° (360°, 720° и т.д.) и менее 225°; фиг.12 - положение текущих объёмов РПМ при сомкнутых лопастных поршнях РПМ (положение выходного вала кратное 225°) для случая передаточного соотношения планетарного зацепления i = (4+1 ) / 4 при 4-х лопастных поршнях на каждом из рабочих валов;
фиг.13 - штуцер лубрикатора для подачи масла в рабочую полость; фиг.14 - односекционный ГДВС с торообразной рабочей полостью; фиг.15 - двухсекционный ГДВС с торообразными рабочими полостями; фиг.16 и 17 - аппроксимированная графика вращательного момента одинсекцонного и двухсекционного ГДВС соответственно;
фиг.18 - двухсекционный ГДВС с торообразными рабочими полостями разного объема;
фиг.19 - 20 - текущее угловое положение лопастных поршней при работе компрессорной секции;
фиг.2 - 22 - текущее угловое положение лопастных поршней при работе расширительной секции;
фиг. 23 и 24 - каналы перетока одинсекцищнного и двухсекционного ГДВС соответственно, которые футерованы/заполнены пористой газопроницаемой термостойкой керамикой;
фиг. 25 и 26 - каналы перетока одинсекционного и двухсекционного ГДВС соответственно, которые оснащены активатором; фиг. 27 и 28 - каналы перетока одинсекционного и двухсекционного ГДВС соответственно, которые оснащены пористой керамикой, топливной форсункой и форсункой подачи дополнительного рабочего тела;
фиг. 29 и 30 - каналы перетока одинсекционного и двухсекционного ГДВС соответственно, которые оснащены пористой керамикой и теплообменником(и), топливной форсункой и форсункой подачи дополнительного рабочего тела;
фиг. 31 - фрагмент ГДВС с расположенными в корпусе между впускным каналом и каналом перетока топливной форсункой и форсункой подачи дополнительного рабочего тела;
фиг. 32 - фрагмент ГДВС с расположенными во впускном канале топливной форсункой и форсункой подачи дополнительного рабочего тела;
фиг. 33 - фрагмент ГДВС с расположенными во впускном канале активатором, топливной форсункой и форсункой подачи дополнительного рабочего тела;
фиг. 34 - фрагмент ГДВС с расположенными во впускном канале активатором, интеркулером, турбокомпрессором, топливной форсункой и форсункой подачи дополнительного рабочего тела;
фиг. 35 - фрагмент ГДВС с подключенными к впускному каналу активатором, интеркулером, турбокомпрессором с транспортером удаления пыли, топливной форсункой и форсункой подачи дополнительного рабочего тела;
фиг. 36 - турбокомпрессор с транспортером удаления пыли.
На фиг.1 , 14 и 15 стрелками показано преобладающее направление движения отработанных газов из выпускного канала РПДВС. На фиг. 19, 21 , 23, 25, 27, 29 стрелками показано преобладающее направление движения рабочего тела/газа относительно канала перетока.
Наилучшие варианты осуществления изобретения
Здесь и далее для нужд описания роторно-поршневой машины объемного расширения и её кинематического механизма схематически показаны:
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); выходной вал 7, графически обозначенный на фиг.1, 14, 15 и 18 толстой линией;
эксцентрик 8 выходного вала 7, графически обозначенный на фиг.1 , 14, 15 и 18 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 водило 9; неподвижное центральное зубчатое колесо 12, находящееся в зацеплении с планетарным колесом 11 и соосное: рабочим валам 2 и 3, выходному валу 7 и рабочей полости корпуса(секции) 1 ;
зубчатое колесо 13, жестко закрепленное на выходном валу 7;
маховик/балансир 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, закреплённое на обгонной муфте 16 и находящееся в зацеплении с зубчатым колесом 13;
впускной канал 18, соединенный с рабочей полостью корпуса (секции) 1 ;
выпускной канал 19, также соединенный с рабочей полостью корпуса (секции) 1 ;
карбюратор 20 (используемый только для случая внешнего смесеобразования);
электрическая свеча 21 ;
стенки 22 полости охлаждения корпуса (секции) 1 ;
канал перетока 23, примыкающий к рабочей полости корпуса (секции) 1 ;
масляный штуцер 24;
гидропроницаемый материал 25 штуцера 24; теплоизолятор 26;
газопроницаемая термостойкая керамика 27;
активатор 28;
топливная форсунка 29;
форсунка 30 подачи дополнительного рабочего тела;
теплообменник 31 ;
турбокомпрессор 32;
интеркулер 33;
транспортёр пыли 34;
общий корпус 35 турбокомпрессора 32 и транспортёра пыли 34; крыльчатка 36 турбокомпрессора 32;
кольцевой канал 37 для отвода пыли;
шнек и/или спиральная пружина 38;
привод 39 транспортёра шнека и/или спиральной пружины 38;
бункер 40 с пылью.
Работа планетарного механизма роторно-поршневой машины объемного расширения далее рассматривается на примере работы простейшего РПДВС, имеющего передаточное отношение планетарной зубчатой пары i = 5/4 (см. фиг.1 ) и по 4 лопастных поршня 5 и 6, установленных в рабочей полости корпуса(секции) 1 на обоих соосных валах 2 и 3. При пуске РПДВС стартер 15 получает электропитание. Поэтому он через обгонную муфту 16 и зубчатое колесо 7 приводит во вращение зубчатое колесо 13 и далее жестко соединенный с ним выходной вал 7, который конструктивно выполнен заодно с эксцентриком 8. Так как на эксцентрике 8 на подшипнике (который отдельно не обозначен) установлено водило 9 с жестко соединенным с ним планетарным зубчатым колесом 11 , то их общая ось (обозначенная ' литерой Q) получает вращательное движение вокруг оси О. При этом точка зацепления планетарного колеса 11 с неподвижным центральным зубчатым колесом 12 является точкой «нулевой» мгновенной скорости для планетарного колеса 11 и водила 9. Далее движение от водила 9 посредством шатунов 10 передаётся рычагам 4 рабочих валов 2 и 3, на которых закреплены лопастные поршни 5 и 6. В результате этого они начинают совершать вращательно-колебательное движение в круговой рабочей полости РПМ.
Такое движение является результатом постоянного изменения углового положения и расстояния плеч водила 9 относительно «нулевой» точки мгновенных скоростей, которой является точка сопряжения делительных окружностей планетарной зубчатой передачи. Шатуны 10 осуществляют кинематическую связь плеч водила 9 с рычагами 4 соосных рабочих валов 2 и 3. Этим обеспечивается вращательно-колебательное движение лопастных поршней 5 и 6. При этом выходной вал 7 с эксцентриком 8, водило 9 и рабочие валы 2 и 3 с лопастными поршнями 5 и 6 вращаются в одном направлении. Так обеспечивается минимальная разность угловых скоростей (и соответственно - линейных перемещений) в парах трения такого кинематического механизма РПМ с целью минимизации затрат полезной энергии на фрикционные потери. Это необходимо для улучшения экономичности двигателя.
На фиг. 2 показано условно исходное положение 0° выходного вала 7 (в виде точки О) с эксцентриком 8 (в виде точки Q). Ему соответствует положение планетарного зубчатого колеса 1 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 линией/стержнем OQ и занимает нижнее исходное вертикальное положение (ось Q на фиг.2 находится внизу относительно оси О валов 2, 3 и 7). При этом водило 9 занимает горизонтальное положение и обозначено литерами АВ. Кинематическая связь между водилом 9 и рычагами 4 рабочих валов 2 и 3 осуществляется шатунами 10, обозначенными на фиг.2 прямыми/стержнями АС и BD. В исходном положении лопастные поршни 5 и 6 располагаются симметрично относительно вертикальной и горизонтальной осей фиг.2. При этом расстояние между их гранями минимально.
Далее выходной вал 7 с эксцентриком 8 начинает осуществлять вращательное движение по часовой стрелке вокруг оси О. Тогда, в силу кинематических связей, по неподвижному центральному зубчатому колесу 12 перекатывается планетарное зубчатое колесо 11 , которое закреплено на водиле 9, установленном на эксцентрике 8. Этим обеспечивается постоянное изменение движения плеч QA и QB водила 9 (как по направлению так и по величине скорости) относительно «нулевой» точки мгновенных скоростей. Этой точкой является точка сопряжения делительных окружностей зубчатых колёс 11 и 12. Такая вариация скоростей передаётся посредством шатунов 10 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. Так они получают вращательно- колебательное движение в круговой рабочей полости РПМ.
На фиг. 3 выходной вал 7 и его эксцентрик 8 (с эксцентриситетом OQ) показаны повернутыми на 45° по часовой стрелке вокруг оси О. Соответственно поворачиваются по часовой стрелке планетарное зубчатое колесо 11 с водилом 9. При этом, в силу кинематических связей, соответственно разводятся грани лопастных поршней 5 и 6.
На фиг.4, 5 и 6 показано дальнейшее вращение выходного вала 7 по часовой стрелке вокруг оси О последовательно через 90°, 135° и 180°. В силу кинематических связей РПМ и своей осе-симметричности грани лопастных поршней 5 и 6 расходятся и сходятся. На фиг.7 показано дальнейшее вращение выходного вала 7 по часовой стрелке на угол 225°. При этом угле лопастные поршни 5 и 6 расходятся на наибольшее расстояние (см. вверху справа). Однако смежные им другие лопастные поршни 5 и 6 смыкаются (см. внизу фиг.7) в силу их осе-симметричности.
На фиг.8 показано дальнейшее вращение выходного вала 7 по часовой стрелке на угол 450°. При этом угле грани одних лопастных поршней 5 и 6 снова смыкаются, а смежные им лопастные поршни 5 и 6 расходятся на наибольшее расстояние между ними. При угле 450° водило 9 занимает вертикальное положение. Таким образом, при передаточном отношении планетарной зубчатой пары i = 5/4 (см. фиг.1 - 8) и при 4 лопастных поршнях 5 и 6 на каждом из соосных валов 2 и 3, лопастные поршни 5 и 6 совершают вращательно-колебательное движение в рабочей полости. В этом случае при вращении выходного вала 7 они расходятся и сходятся с кратностью в 225° на минимальное расстояние в одном и том же месте рабочей полости корпуса 1 относительно исходного положения. Этим обеспечивается постоянное фазовое положение смыкания граней лопастных поршней 5 и 6 относительно рабочей полости корпуса 1 и неподвижно расположенных на нем: - центрального зубчатого колеса 12; - впускных 18 и выпускных 19 каналов; - каналов перетока 23.
На фигурах 9 - 12 показано сечение корпуса 1 (см.фиг.1 ) простейшего РПДВС по круговой рабочей полости для различных положений лопастных поршней 5 и 6 за 225° оборота рабочего вала 7. Такой РПДВС имеет впускные 18 и выпускные 19 каналы, разделенные отдельно не обозначенной перемычкой корпуса 1. Работа планетарного механизма такого РПДВС детально рассмотрена выше (см. фигуры 2 - 8). В круговой рабочей полости РПДВС между гранями лопастных поршней 5 и 6 и внутренней рабочей полостью корпуса 1 имеют место восемь переменных по величине («текущих») объемов. Эти 8 текущих рабочих объемов обозначены на фигурах 9 - 12 цифрами в окружностях от «1 » до «8».
На фиг.9 (для исходного положения 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 «Впуск» и началу такта «Сжатие»;
«3» - минимальный по величине объём, который расположен напротив «верхнего» канала перетока 23;
«4» - имеет максимальный объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Рабочий ход» и началу такта «Выпуск отработавших газов»;
«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 «Впуск» и началу такта «Сжатие»;
«7» - минимальный по величине объём, который расположен напротив «нижнего» канала перетока 23;
«8» - имеет максимальный объем, что в случае для РПДВС соответствует завершению такта «Рабочий ход» и началу такта «Выпуск отработавших газов»;
На фиг. 10 текущие рабочие объемы:
«1 » - соединен впускным каналом 18 с топливной аппаратурой/карбюратором 20 (используемым только для случая внешнего смесеобразования) и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует началу такта «Впуск»; «2» - имеет закрытый уменьшающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует такту «Сжатие»;
«3» - соединен с «верхним» каналом перетока 23 и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует началу такта «Рабочий ход»;
«4» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует началу протекания такта «Выпуск отработавших газов»;
«5» - соединен впускным каналом 18 с топливной аппаратурой/карбюратором 20 (используемым только для случая внешнего смесеобразования) и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует началу такта «Впуск»;
«6» - имеет закрытый уменьшающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует такту «Сжатие»;
«7» - соединен с «нижним» каналом перетока 23 и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует началу такта «Рабочий ход»;
«8» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует началу протекания такта «Выпуск отработавших газов»;
На фиг. 11 текущие рабочие объемы:
«1 » - соединен с впускным каналом 18 с топливной аппаратурой/карбюратором 20 и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Впуск»;
«2» - имеет закрытый уменьшающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Сжатие»;
«3» - имеет увеличивающийся закрытый объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Рабочий ход»; «4» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует продолжению протекания такта «Выпуск отработавших газов»;
«5» - соединен с впускным каналом 18 с топливной аппаратурой 20 и имеет увеличивающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Впуск»;
«6» - имеет закрытый уменьшающийся объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Сжатие»;
«7» - имеет увеличивающийся закрытый объём, что в случае для РПДВС соответствует продолжению такта «Рабочий ход»;
«8» - соединен с выпускным каналом 19 и имеет уменьшающийся объем, что в случае для РПДВС соответствует продолжению протекания такта «Выпуск отработавших газов».
На фиг. 12 показано очередное положение текущих рабочих объёмов. Нетрудно заметить, что показанное на фиг.9 и 12 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. Г рани смежных лопастных поршней 5 и 6 циклически проходят промежуточные положения и смыкаются в одних и тех же местах корпуса 1 через каждые 225° угла поворота выходного вала 7 (см. фиг.9 и 12) с образованием между ними минимального объёма. Фазовое положение лопастных поршней 5 и 6 и их граней относительно каналов впуска 18 и выпуска 19, каналов перетока 23 однозначно детерминировано ранее подробно рассмотренным кинематическим механизмом РПМ.
Через каждые 225° поворота выходного вала 7 (фиг.2, 7 и 8) лопастные поршни 5 и 6 будут занимать осе-симметричное положение относительно исходного положения (фиг.2). В результате параллельно в «верхней» и «нижней» части рабочей полости корпуса 1 последовательно пройдут все 4 такта рабочего процесса РПДВС. Следовательно, рабочий процесс РПДВС во всех восьми текущих рабочих объемах будет циклически повторяться через каждые 900° угла поворота выходного вала 7.
Непосредственно работа РПДВС осуществляется следующим образом. Топливо подаётся топливной аппаратурой/карбюратором 20 во впускной канал 18 (для случая внешнего смесеобразования). Он выполнен в корпусе 1 , который имеет охлаждающие полости со стенками 22. Далее топливо смешивается с воздухом и поступает в расширяющиеся текущие объёмы (фиг.10 и 11 ). Так происходит такт «Впуск». Потом топливо-воздушная смесь сжимается в закрытых уменьшающихся по величине текущих объёмах (фиг. 9, 10 и 11 ). Так происходит такт «Сжатие». Далее уменьшающиеся по величине текущие объёмы начинают инжекцию топливо-воздушной смеси в канал перетока 23 (фиг.11 - фазовое положение лопастных поршней 5 и 6 перед началом инжекции) под избыточным давлением. Фаза начала инжекции топливо-воздушной смеси в канал перетока 23 конструктивно делается такой, чтобы было обеспечено избыточное давление для однонаправленой подачи топливо-воздушной смеси в каналы перетока 23 на номинальных оборотах РПДВС. При этом избыточным давлением скорость перетекания топливо-воздушной смеси в каналы перетока 23 делается большей скорости распространения фронта пламени [1 , 2]. Это обеспечивает однонаправленность протекания рабочего тела через каналы перетока 23, так как это необходимо для нормальной работы РПДВС. В таком двигателе (в случае внешнего смесеобразования с использованием карбюратора 20) происходит достаточно продолжительное и качественное смешивание топлива с воздухом между гранями лопастных поршней во время такта сжатия. Последующая инжекция топливо-воздушной смеси в канал перетока 23 дополнительно её турбулизирует. При номинальных оборотах РПДВС время протекания фазы инжекции топливо-воздушной смеси в канал перетока 23 сделано меньшим времени задержки воспламенения топлива [1 , 2]. Поэтому оно уже в закрытом торцами лопастных поршней 5 и/или 6 высокотемпературном канале перетока 23 испаряется, надёжно воспламеняется и сгорает.
Первоначальное воспламенение топливо-воздушной смеси осуществляется электрической свечёй 21. Затем она может быть выключена, так как в процессе работы РПДВС дальнейшее воспламенение топлива обеспечивается высокой температурой рабочего тела в каналах перетока 23 и от его горячих стенок. Наиболее интенсивно тепловыделение от сгорания топлива начинает осуществляться в каналах преретока 23 при сомкнутых гранях лопастных поршней 5 и 6 (фиг.9 и 12). Завершение горения топлива может осуществляться в увеличивающихся текущих объёмах в начале такта «Рабочий ход» (на больших оборотах РПДВС, когда время горения топлива наиболее ограничено). Далее осуществляется такт «Рабочий ход» в уже в закрытых увеличивающихся по величине текущих объёмах (фиг.Ю и 11 ).
При сообщении расширяющихся текущих объёмов с выпускными каналами 19 начинается и продолжается такт «Выпуск отработавших газов» (фиг.10 и 11 ) вплоть до смыкания граней лопастных поршней 5 и 6 (фиг.12). 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 рабочего процесса и специфических фаз газообмена через каналы перетока 23 обеспечивают нормальную работу РПДВС (получившего название «гибридного» - ГДВС), который имеет внешнее смесеобразование.
Каналы перетока 23 в таком ГДВС прилегают к рабочей полости и соединяют её компрессорную и расширительную части. Фактически, каналы перетока 23 в ГДВС выполняют функцию камер сгорания ДВС.
Ресурс и нормальная работа ГДВС во многом определяются работоспособностью компрессионных уплотнений (отдельно не выделенных и не обозначенных) лопастных поршней 5 и 6. В принципе, возможна работа лопастных поршней 5 и 6 со скольжением компрессионных уплотнений по гладкой поверхности рабочей полости корпуса 1 в условиях сухого трения, а также с использованием сухой смазки, например, графита. Для этого сухая смазка может быть включена в состав материала компрессионных уплотнений или материала рабочей поверхности двигателя. Однако, для снижения коэффициента трения компрессионных уплотнений целесообразна подача смазывающего масла на поверхность рабочей полости корпуса 1 от специального лубрикатора и/или из картера ДВС. Для этого подающие масло штуцеры 24 крепятся в корпусе 1 (фиг.13) и соединяются с лубрикатором и/или с картером кинематического механизма ГДВС. В картере, как правило, имеет место масляный туман от находящегося там масла, которое разбрызгивается кинематикой ДВС. Этот туман необходим для смазки и охлаждения кинематического механизма. Кроме того, в картер из рабочей полости под избыточным давлением попадают газы. Поэтому масло, а также содержащие масло газы целесообразно подавать в рабочую полость корпуса 1 для её смазки. Три радиально расположенные окружности на фиг.13, которые не обозначены отдельно, обозначают выходные отверстия штуцеров 24 на боковой стенке рабочей полости корпуса 1. Подающие масло штуцеры 24 наиболее целесообразно располагать вдоль периметра кромок лопастных поршней 5 и 6 между каналом перетока 23 и впускным каналом 18 в непосредственной близости от последнего. Для этой зоны рабочей полости корпуса 1 характерно пониженное давление/разряжение и наименьшая температура. Эти условия оптимальны для подачи масла на поверхность рабочей полости, даже самотёком. Ограничение/дозирование подачи масла возможно применением в штуцерах 24 гидропроницаемого материала 25, например, гранул спеченной бронзы. Результатом такой смазки является уменьшение температуры и трения компрессионных уплотнений, что способствует улучшению ресурса работы и экономичности ГДВС.
На фиг. 14 показан простейший ГДВС, имеющий корпус 1 с торообразной рабочей полостью. Его работа аналогична ранее описанному РПДВС с кольцевой рабочей полостью (см. фиг. 1 и 9 - 12). Выполнение корпуса 1 с торообразной рабочей полостью позволяет уменьшить количество угловых стыков в компрессионных уплотнениях путём использования колец. Это минимизирует утечки сжатого газа, упрощает систему уплотнения лопастных поршней 5 и 6 и улучшает экономичность ГДВС.
Показанный на фиг.15 ГДВС имеет выходной вал 7 с двумя эксцентриками 8 и двухсекционный корпус 1 , расположенный между двумя ранее описанными планетарными механизмами (см. фиг. 2 - 8). Как секции корпуса 1 , так и эксцентрики 8 общего выходного вала 7 могут быть развёрнуты один относительно другого так, чтобы при работе РПДВС крутящие моменты от обеих секций складывались на выходном валу 7. Величина такого разворота может достигать 180° и определяется специалистами исходя из конкретных требований и условий работы РПДВС. Как правило, выбираются такие углы разворота секций корпуса 1 и эксцентриков 8, которые обеспечивают смещение фаз максимальной и минимальной амплитуд величины крутящих моментов от каждой из секций, чтобы получить наиболее «сглаженный» суммарный крутящий момент. Каналы перетока 23 в таком двухсекционном ГДВС прилегают к рабочей полости и соединяют её компрессорную и расширительную части в каждой отдельно взятой секции. Фактически каналы перетока 23 в таком ГДВС выполняют функцию камер сгорания ДВС.
На фиг.16 показан аппроксимированный синусоидой график изменения величины крутящего момента М = f (φ), где φ - угол поворота выходного вала 7 простейшего РПДВС (см. фиг. 1 , 9-12, 14), имеющего односекционный корпус 1. В этом случае крутящий момент имеет не только большую амплитуду изменения его величины, но и даже отрицательную составляющую. Чтобы в ходе работы простейшего РПДВС, особенно на малых оборотах, преодолеть отрицательную составляющую крутящего момента приходится делать маховик/балансир 14 массивным, что утяжеляет двигатель.
ГДВС с двухсекционным корпусом 1 (см. фиг.15) имеет сглаженный результирующий крутящий момент в результате сложения на общем выходном валу 7 крутящих моментов от обеих секций. На фиг. 17 литерой «А» обозначен аппроксимированный синусоидой график крутящего момента от левой секции, литерой «В» - от правой секции, литерой «С» - суммарный график от обеих секций. Следовательно, при работе ГДВС с двухсекционным корпусом 1 уже возможно получение нового качества - крутящий момент на выходном валу 7 может быть без отрицательной составляющей и без больших перепадов его величины. При работе и сопряжении такого двигателя с нагрузкой уровень пиковых нагрузок и вибраций будет меньше. Это благоприятно сказывается на экономичности двигателя, надежности его работы и ресурсе. В этом случае маховик-балансир 14 может быть минимального веса и изготавливаться из условий достаточной прочности, что снижает вес и материалоёмкость ГДВС.
На фиг.18 схематически показан ГДВС с корпусом 1 с рабочей полостью в виде двух секций различного объёма. Эти секции сообщаются посредством каналов перетока 23. В меньшей компрессионной секции осуществляется сжатие рабочего тела, а в существенно большей по объёму расширительной секции осуществляется возможно большее расширение рабочего тела/газов. Это делается с целью наиболее полной утилизации их энергии для улучшения экономичности ГДВС. Обе секции соединены каналами перетока 23. Как в односекционном, так и в двухсекционном ГДВС канал перетока 23 фактически выполняет роль камеры сгорания, которая клапанируется торцами лопастных поршней 5 и 6.
Работа компрессионной секции иллюстрируется фиг.19 и 20. В ходе работы с одной стороны лопастного поршня 5 прилегающий текущий объём увеличивается и засасывает рабочее тело из впускного канала 18 (фиг.19). С другой стороны лопастного поршня 5 прилегающий текущий объём уменьшается и сжимает рабочее тело, выталкивая его в канал перетока 23 через его вход (также обозначенный позицией 23 на фиг.19 и 20). При этом канал перетока 23 клапанируется торцами лопастных поршней 5 и 6 для исключения попадания избыточного давления обратно в компрессионную секцию (фиг.20). Вслед за лопастным поршнем 5 аналогичную работу осуществляет лопастной поршень 6.
Работа расширительной секции иллюстрируется фиг.21 и 22. В ходе работы с одной стороны лопастного поршня 5 прилегающий текущий объём увеличивается и избыточное давление рабочего тела из канала перетока 23 совершает полезную работу (фиг.21 ). При этом расширение горячих газов в расширительной секции может осуществляться максимально полно, вплоть до атмосферного давления. С другой стороны лопастного поршня 5 прилегающий текущий объём уменьшается и рабочее тело выталкивается в выпускной канал 19. Вслед за лопастным поршнем 5 аналогичную работу осуществляет лопастной поршень 6. При этом торцы лопастных поршней 5 и 6 клапанируют канал перетока 23 (фиг.22) и его выход (также обозначенный позицией 23 на фиг.21 и 22). Так максимально возможным расширением рабочего тела/газа обеспечивается улучшение экономичности ГДВС.
На фиг.23 и фиг.24 показан канал перетока 23 для односекционного и двухсекционного вариантов ГДВС соответственно. Он является наиболее термонапряжённым узлом ГДВС, т.к. именно в нём происходит высокотемпературное сгорание топлива. С целью термической разгрузки конструктивных элементов двигателя канал перетока 23 вынесен за пределы рабочей полости корпуса 1 и установлен на теплоизоляторы 26. Благодаря теплоизоляторам 26 теплоотвод от стенок канала перетока 23 в корпус 1 минимизирован. Поэтому процесс сгорания топлива в каналах перетока 23 приближается к адиабатическому вследствие уменьшения разницы температур между их стенками и рабочим телом/газами. Таким путём минимизированы потери тепла в систему охлаждения двигателя. Этим обеспечивается улучшение экономичности ГДВС и надёжность его работы.
Канал перетока 23 находится между компрессорной и расширительной частями рабочей полости корпуса 1 ГДВС. Поэтому нет необходимости в принудительном прерывании горения топлива, как это происходит в поршневых ДВС и РПД Ф.Ванкеля. Фактически здесь канал перетока 23 выполняет функцию камеры сгорания по аналогии с газотурбинным двигателем. В этом заключается «гибридная» особенность такого роторного ДВС. Для известных типов ДВС характерно непосредственное мелкодисперсное смешивание исходного «сырого» топлива с воздухом перед сгоранием. Т.е. топливо и топливо-воздушная смесь, как правило, не проходят какой-либо специальной дополнительной подготовки для последующего эффективного сгорания. Несовершенством подготовки топлива к последующему горению во многом определяется неполнота его сгорания (особенно в непосредственной близости от «холодных» стенок рабочей полости и на больших оборотах, когда время горения топлива жёстко лимитировано). На фиг.23 показан канал перетока 23 односекционного ГДВС, который футерован/наполнен высокопористой с хорошей газопроницаемостью термостойкой, керамикой 27, например, из карбида кремния. Аналогично, на фиг.24 показан канал перетока 23 для варианта двухсекционного ГДВС, который также футерован/наполнен высокопористой с хорошей газопроницаемостью термостойкой керамикой 27. При работе ГДВС такая керамика 27 нагревается при горении топлива и имеет температуру более 1000 градусов Цельсия. При попадании на неё топливовоздушной смеси происходит ряд процессов: испарение топлива, его термическое расщепление на более простые углеводороды, смешивание с воздухом и т.д. непосредственно перед сгоранием и в ходе горения топлива [3, 4, 5]. Этим обеспечивается полнота сгорания топлива и улучшение экономичности ГДВС.
Масса и теплоёмкость пористой керамики 27 намного превышает массу и теплоёмкость находящихся в канале перетока 23 газов. Это ограничивает пиковое значение температуры горения топлива. Результатом является незначительное количество вредных газов на выхлопе двигателя, например, NOx, что обеспечивает экобезопасность эксплуатации ГДВС.
На фиг.25 и 26 показан канал перетока 23 с активатором 28 для односекционного и двухсекционного ГДВС соответственно. Активатор 28 осуществляет квантово-энергетическое воздействие на топливо- воздушную смесь электрическим, радио- и/или высокочастотным и/или оптоквантовым полем как перед сгоранием топлива, так и в ходе его горения [6, 7]. Это способствует расщеплению топлива на более простые углеводороды. Положительный эффект такого воздействия заключается в сокращении времени горения и полноте сгорания топливо-воздушной смеси. В целом это обеспечивает повышение экономичности ГДВС.
На фиг.27 и 28 показан канал перетока 23 для односекционного и двухсекционного ГДВС соответственно с топливной форсункой 29 и форсункой 30 подачи дополнительного рабочего тела. Экономичность ДВС во многом определяется теплотворной способностью топливо- воздушной смеси. Дополнительное рабочее тело, например, вода или водяной пар, при попадании в рабочую полость ГДВС и каналы перетока 23 увеличивает массу рабочего тела, его давление и объём при расширении. Кроме того, при высокой температуре пары воды способны к реакции с углеродом и углеводородами с образованием так называемого «синтез-газа», содержащего водород и угарный газ. Эти газы способны окисляться с выделением дополнительного тепла. Всё это вместе взятое обеспечивает улучшение экономичности ГДВС.
На фиг.29 и 30 показан канал перетока 23 односекционного и двухсекционного ГДВС соответственно с теплообменноком(и) 31 для топливной форсунки 29 и форсунки 30 подачи дополнительного рабочего тела. Теплообменник(и) 31 обеспечивают дополнительный нагрев дополнительного рабочего тела и/или топлива непосредственно перед его сгоранием. Высокая температура обеспечивает высокий энергетический потенциал и предельную мелкодисперсность топлива и/или дополнительного рабочего тела перед сгоранием, превращая их в перегретый пар. Фактически, теплообменник(и) 31 являются тепловыми активаторами для дополнительного рабочего тела и/или топлива. В результате взаимодействия на раскалённых порах термостойкой керамики 27 горячего топлива и перегретого «острого» пара в каналах перетока 23 образуется энергонасыщенная топливовоздушная смесь. Под воздействием высокой температуры углеводородное топливо расцепляется на простейшие составляющие. При этом в присутствии водяного пара образуется «синтез-газ», который содержит водород и угарный газ. Их окисление обеспечивает дополнительное количество тепла и практически исключает наличие частиц несгоревшего углерода на выхлопе двигателя. Это обеспечивает полноту сгорания топлива и повышение экономичности ГДВС.
Работа РПДВС с внутренним смесеобразованием обеспечивается топливной форсункой 29 и/или форсункой 30 подачи дополнительного рабочего тела, которые расположены между впускным каналом 18 и каналом перетока 23. На фиг.31 показано начальное фазовое положение лопастных поршней 5 и 6, при котором через форсунки 29 и 30 топливо и дополнительное рабочее тело подаются непосредственно в рабочую полость ГДВС. При больших степенях сжатия (близких к дизельным) подача топлива может начинаться и завершаться в ходе открытия канала перетока 23 торцем лопастного поршня 5 или 6. В ходе перетока топливо-воздушной смеси из рабочей полости в канал перетока 23 осуществляется её интенсивная инжекция с высокой турбулентностью. Это обеспечивает хорошую диспергацию топливо- воздушной смеси. При этом необходимо исключить возможность воспламенения топлива во время совершения такта «Сжатие». Термодинамические параметры рабочего тела по обе стороны открывшегося окна в канал перетока 23 выбираются такими, чтобы скорость перетекания была больше скорости распространения фронта пламени [1 , 2]. Первоначальное воспламенение топлива в канале перетока 23 осуществляется от электрической свечи 21. Последующее воспламенение топлива может осуществляться от горячих газов, стенок канала перетока 23 и горячей пористой керамики 27 (фиг.23 и 24). Наибольшее тепловыделение в канале перетока 23 осуществляется при сомкнутых гранях лопастных поршней 5 и 6 (фиг.9 и 12). В этом случае сопловое отверстие топливной форсунки 29 надёжно перекрыто торцем одного из лопастных поршней 5 или 6. В этом положении подача топлива через форсунку 29 должна быть прекращена. Так исключается возможность закоксовывания форсунки 29 горячими газами даже при «подтекании» топлива. В целом, это обеспечивает полноту сгорания топлива и повышение экономичности ГДВС.
На фиг.32 показан односекционный ГДВС с топливной форсункой 29 и форсункой 30 подачи дополнительного рабочего тела, расположенных перед впускным каналом 18 двигателя. Такое конструктивное решение максимизирует время и качество смесеобразования на входе ГДВС. При этом обеспечивается дополнительная дисперсность топливо-воздушной смеси в ходе её интенсивной инжекции с высокой турбулентностью в канал перетока 23. Это обеспечивает полноту сгорания топлива и повышение экономичности ГДВС.
На фиг.ЗЗ показан односекционный ГДВС с активатором 28, расположенном на впускном патрубке (отдельно не обозначенном) между впускным каналом 18 двигателя и форсункой 29 и/или форсункой 30. Наличие активатора 28 на входе двигателя, имеющего значительное поперечное сечение и объём, позволяет увеличить время его воздействия на топливо-воздушную смесь. Это позволяет сообщить топливо-воздушной смеси значительный квантовоэнергетический потенциал посредством электрического, радио- и сверхвысокочастотного и/или оптоквантового поля. Такая дополнительная её обработка перед сжиганием обеспечивает полноту сгорания топлива и повышение экономичности ГДВС.
На фиг. 34 показан ГДВС, во впускном канале которого установлены турбокомпрессор 32 с интеркуллером 33, расположенные между оснащённым активатором 28 впускным каналом и топливной форсункой 29 и/или форсункой 30 подачи дополнительного рабочего тела. При подаче дополнительного рабочего тела и/или топлива на вход высокоскоростного турбокомпрессора 32 их топливо-воздушная смесь получает хорошую первичную термо-механическую обработку, включая нагрев от сжатия. Интеркулер 33 обеспечивает её охлаждение и большую плотность рабочего тела на входе в двигатель. Это нужно для обеспечения высоких удельных показателей ГДВС по мощности при постоянстве внутренних потерь на трение. Далее активатор 28 осуществляет дополнительную квантово-энергетическую подготовку топливовоздушной смеси к сгоранию. Всё это вместе взятое обеспечивает полноту сгорания топлива и улучшение экономичности работы ГДВС.
ГДВС могут эксплуатироваться в самых разнообразных условиях, включая пыльные дороги и песчаные бури. Попадание абразивных частиц с топливовоздушной смесью в рабочую полость ГДВС приводит к нарушению нормальной работы компрессионных уплотнений, повышенному трению, ухудшению экономичности работы двигателя и даже к его поломке. Поэтому необходимо исключить попадание пыли в ГДВС. На фиг.35 структурно показано подключение к турбокомпрессору 32 транспортёра 34 удаления пыли из него. Конструктивно турбокомпрессор 32 и транспортёр 34 пыли могут быть агрегатированы в один узел и иметь общий корпус 35 (фиг.36). Вращающиеся с большой скоростью лопатки 36 турбокомпрессора 32 посредством центробежных сил подают воздух/топливовоздушную смесь вместе с пылью в периферийный кольцевой канал 37. Под действием центробежных сил более тяжёлая пыль попадает в полость шнека и/или спиральной пружины 38, которая вращается от внешнего привода 39. В итоге пыль удаляется из турбокомпрессора 32 в бункер 40 для пыли. Турбокомпрессор 32 может эффективно осуществлять функцию центробежного фильтра частиц пыли при её своевременном удалении из него. Это делает транспортёр 34 пыли. Так обеспечивается работа компрессионных уплотнений с минимальным трением для улучшения экономичности ГДВС.
Входные лопатки 36 турбокомпрессора 32 вращаются с большой скоростью. Поэтому они могут получать повреждения при попадании на них частиц пыли и даже капель воды. Более того, материал абразивного износа лопаток 36 турбокомпрессора 32 сам может стать причиной неполадок ГДВС. Покрытие резиноподобным абразивостойким покрытием передних кромок лопаток 36 турбокомпрессора 32 предотвращает их повреждение. Это обеспечивает работу компрессионных уплотнений с минимальным трением и улучшение экономичности ГДВС.
Промышленная применимость
Предлагаемый гибридный двигатель внутреннего сгорания не имеет каких-либо конструктивных особенностей, 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 настоящее время технологий. Следовательно, предлагаемый гибридный двигатель внутреннего сгорания может серийно изготовляться и использоваться в промышленных масштабах.
Литература:
1. Ленин И.М. и др. Автомобильные и тракторные двигатели (Теория, системы питания, конструкции и расчёт). «Высш. школа», -М., 1969;
стр.90, 95.
2. Архангельский В.М. и др. Автомобильные двигатели.
«Машиностроение», - М., 1967; стр.89, 96, 97.
3. Franz Durst1 and Miroslaw Weclas2. A New Concept of I.C. Engine with
Homogeneous Combustion in a Porous Medium. 1 Institute of Fluid
Mechanics, University of Erlangen-Niimberg, Cauerstrasse 4, D-91058
Erlangen, Germany; 2 Invent GmbH, Development of New Technologies,
Am Weichselgarten 21 , D-91058 Erlangen, Germany.
4. Durst, F., Weclas, M., A new type of internal combustion engine based on the porous-medium combustion technique, J. Automobile Engineering.
IMechE, part D, Vol. 214 (2000).
5. Durst, F., Weclas, M., Method and device for converting heat into work, US Patent No.6, 125,815 (2000).
6. Дудышев В.Д. "Способ управления горением пламени" //Патент РФ N° 2071219 от 19.04.94г.
7. Дудышев В.Д. "Способ интенсификации и управления горением пламени "//Патент РФ N° 2125682.

Claims

ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ
1. Гибридный двигатель внутреннего сгорания включающий:
корпус, имеющий круговую рабочую полость с каналами - впускными, выпускными и перетока - и планетарный зубчатый 5 механизм, содержащий:
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, ю которое соосно поверхности рабочей полости и рабочим валам;
концентричный рабочим валам выходной вал, имеющий эксцентрик, на котором установлено водило с планетарным зубчатым колесом;
шатуны, шарнирно соединяющие водило и рычаги обоих рабочих 15 валов,
отличающийся тем, что
закрепленное на водиле планетарное зубчатое колесо имеет внутреннее зубчатое зацепление и находится в зацеплении с центральным неподвижным зубчатым колесом с внешним зубчатым 0 зацеплением с передаточным отношением
i = (п+1) / п, (где п = 2, 3, 4, 5 ... - ряд целых чисел), где п равно количеству лопастных поршней, установленных на каждом рабочем валу,
при этом каналы перетока примыкают к рабочей полости и 5 соединяют её компрессорную и расширительную части.
2. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1 , отличающийся тем, что выходные отверстия лубрикатора расположены между впускным каналом и каналом перетока.
3. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1 , отличающийся тем, что круговая рабочая полость корпуса имеет торообразную форму.
4. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1 ,
5 отличающийся тем, что корпус имеет по меньшей мере
двухсекционную круговую рабочую полость с находящимися в ней рабочими валами и лопастными поршнями,
а выходной вал имеет по меньшей мере два эксцентрика, на которых установлены водила вместе с планетарными зубчатыми ю колёсами, при этом
планетарные зубчатые колеса находятся в зацеплении с центральными неподвижными зубчатыми колесами, а водила шарнирно соединены шатунами с рычагами рабочих валов,
причём как секции рабочей полости корпуса так и эксцентрики 15 выходного вала могут быть развёрнуты один относительно другого на угол до 180°.
5. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.4, отличающийся тем, что корпус имеет круговую рабочую полость в виде по меньшей мере двух секций различного объёма с находящимися в них 0 рабочими валами и лопастными поршнями, при этом компрессионная секция и расширительная секция большего объёма сообщаются между . собой посредством каналов перетока.
6. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1 , отличающийся тем, что каналы перетока установлены на корпусе на 5 теплоизоляторах.
7. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1 , отличающийся тем, что каналы перетока могут быть футерованы и/или заполнены высокопористой газопроницаемой термостойкой керамикой.
8. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1 , отличающийся тем, что каналы перетока имеют активатор.
9. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1, отличающийся тем, что каналы перетока имеют топливную форсунку и/или форсунку подачи дополнительного рабочего тела.
10. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.9, отличающийся тем, что топливная форсунка и/или форсунка подачи дополнительного рабочего тела имеют теплообменник(и).
11. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1 , отличающийся тем, что топливная форсунка и/или форсунка подачи дополнительного рабочего тела расположены между впускным каналом и каналом перетока.
12. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1 , отличающийся тем, что впускной канал содержит топливную форсунку и/или форсунку подачи дополнительного рабочего тела.
13. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1 , отличающийся тем, что впускной канал содержит активатор, расположенный между впускным каналом и топливной форсункой и/или форсункой подачи дополнительного рабочего тела.
14. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.1, отличающийся тем, что впускные каналы подсоединены к турбокомпрессору с интеркуллером, которые расположенны между оснащённым активатором впускным каналом и топливной форсункой и/или форсункой подачи дополнительного рабочего тела.
15. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.14, отличающийся тем, что турбокомпрессор снабжён транспортёром для удаления мусора.
16. Гибридный двигатель внутреннего сгорания по п.15, отличающийся тем, что входные лопатки турбокомпрессора имеют абразивостойкое покрытие.
PCT/UA2012/000056 2011-06-03 2012-05-31 Гибридный двигатель внутреннего сгорания (его варианты) WO2012166079A1 (ru)

Priority Applications (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
KR1020147000082A KR101909521B1 (ko) 2011-06-03 2012-05-31 하이브리드 내연기관
US14/119,861 US8950377B2 (en) 2011-06-03 2012-05-31 Hybrid internal combustion engine (variants thereof)
EP12793911.4A EP2716887A4 (en) 2011-06-03 2012-05-31 HYBRID INTERNAL COMBUSTION ENGINE (AND ITS VARIANTS)
CN201280026422.5A CN103608562B (zh) 2011-06-03 2012-05-31 混合动力内燃机
JP2014513481A JP5933698B2 (ja) 2011-06-03 2012-05-31 ハイブリッド内燃機関（その他の同様のデバイス）
RU2013153153/06A RU2570542C2 (ru) 2011-06-03 2012-05-31 Гибридный двигатель внутреннего сгорания

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
UAA201106981 2011-06-03
UAA201106981A UA101699C2 (ru) 2011-06-03 2011-06-03 Гибридный двигатель внутреннего сгорания

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2012166079A1 true WO2012166079A1 (ru) 2012-12-06

Family

ID=56120493

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/UA2012/000056 WO2012166079A1 (ru) 2011-06-03 2012-05-31 Гибридный двигатель внутреннего сгорания (его варианты)

Country Status (8)

Country Link
US (1) US8950377B2 (ru)
EP (1) EP2716887A4 (ru)
JP (1) JP5933698B2 (ru)
KR (1) KR101909521B1 (ru)
CN (1) CN103608562B (ru)
RU (1) RU2570542C2 (ru)
UA (1) UA101699C2 (ru)
WO (1) WO2012166079A1 (ru)

Families Citing this family (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013169817A1 (en) * 2012-05-07 2013-11-14 Richards, John Advanced alternating piston rotary engine
US10472965B2 (en) * 2015-06-19 2019-11-12 Anatoli Galin Electromagnetic only vane coordination of a cat and mouse engine
EP3109459B1 (de) * 2015-06-23 2021-01-06 MWI Micro Wave Ignition AG Rotationskolben-verbrennungsmotor
RU2659905C2 (ru) * 2016-02-17 2018-07-04 Валерий Алфеевич Тараканов Прямоточный роторно-компрессорный двигатель внутреннего сгорания
US9677401B1 (en) 2016-10-17 2017-06-13 Adel K. Alsubaih Radial piston rotary device with compact gear drive mechanism
US10598285B2 (en) 2017-03-30 2020-03-24 Quest Engines, LLC Piston sealing system
US10753308B2 (en) 2017-03-30 2020-08-25 Quest Engines, LLC Internal combustion engine
US10989138B2 (en) 2017-03-30 2021-04-27 Quest Engines, LLC Internal combustion engine
US11041456B2 (en) 2017-03-30 2021-06-22 Quest Engines, LLC Internal combustion engine
US10590813B2 (en) 2017-03-30 2020-03-17 Quest Engines, LLC Internal combustion engine
US10465629B2 (en) 2017-03-30 2019-11-05 Quest Engines, LLC Internal combustion engine having piston with deflector channels and complementary cylinder head
US10590834B2 (en) 2017-03-30 2020-03-17 Quest Engines, LLC Internal combustion engine
US10526953B2 (en) 2017-03-30 2020-01-07 Quest Engines, LLC Internal combustion engine
US10724428B2 (en) 2017-04-28 2020-07-28 Quest Engines, LLC Variable volume chamber device
WO2018204684A1 (en) 2017-05-04 2018-11-08 Quest Engines, LLC Variable volume chamber for interaction with a fluid
US11060636B2 (en) 2017-09-29 2021-07-13 Quest Engines, LLC Engines and pumps with motionless one-way valve
US11134335B2 (en) 2018-01-26 2021-09-28 Quest Engines, LLC Audio source waveguide
WO2019147963A1 (en) 2018-01-26 2019-08-01 Quest Engines, LLC Method and apparatus for producing stratified streams
KR102543353B1 (ko) * 2022-10-06 2023-06-13 김길영 원형 회전체 방식의 엔진

Citations (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE271552C (ru)
DE142119C (ru)
FR844351A (fr) 1937-12-04 1939-07-24 Moteur à explosions
US3144007A (en) 1960-06-29 1964-08-11 Kauertz Proprietary Ltd Rotary radial-piston machine
US3244156A (en) 1963-09-20 1966-04-05 Jerry Witcher Internal combustion engine
US5112204A (en) * 1989-11-15 1992-05-12 Jaguar Cars Limited Oscillatory rotating engines with rotor speed control
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
RU2071219C1 (ru) 1994-04-19 1996-12-27 Валерий Дмитриевич Дудышев Способ управления горением пламени
RU2125682C1 (ru) 1995-06-06 1999-01-27 Дудышев Валерий Дмитриевич Способ интенсификации и управления пламенем
RU2141043C1 (ru) 1998-02-24 1999-11-10 Тимофеев Юрий Федорович Роторный двигатель с системой компенсации инерционных сил (варианты)
US6125815A (en) 1997-12-02 2000-10-03 Invent GmbH--Entwicklung Neuer Technologien Method and device for converting heat into work
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
RU2257476C1 (ru) * 2003-11-17 2005-07-27 Гридин Валерий Владиславович Роторно-лопастной двигатель внутреннего сгорания
UA18546U (en) 2006-05-04 2006-11-15 Valerii Yevhenovych Rodionov Gas high pressure cylinder
WO2009072994A1 (en) 2007-12-04 2009-06-11 Yevgeniy Fedorovich Drachko Volume expansion rotary piston machine
WO2011010978A1 (ru) 2009-07-20 2011-01-27 Drachko Yevgeniy Fedorovich Роторно-поршневая машина объёмного расширения «typбomoтop» (её варианты)

Family Cites Families (26)

* 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
US2349848A (en) * 1942-12-08 1944-05-30 Davids Robert Brewster Relative motion rotative mechanism
US3807368A (en) * 1972-07-21 1974-04-30 R Johnson Rotary piston machine
JPS5244311A (en) * 1975-10-07 1977-04-07 Fujio Hisashi Internal combustion engine
CH622582A5 (ru) * 1977-09-23 1981-04-15 Istvan Simon
JPS54141411A (en) * 1978-04-26 1979-11-02 Sanyo Electric Co Ltd Rotary fluid machine
JPS55164702A (en) * 1979-06-11 1980-12-22 Sanyo Electric Co Ltd Rotary type fluid machine
JPS5620033U (ru) * 1979-07-23 1981-02-21
FR2475126A1 (fr) * 1980-02-06 1981-08-07 Snecma Perfectionnement aux moteurs volumetriques rotatifs
JPS57210142A (en) * 1981-06-18 1982-12-23 Sanyo Electric Co Ltd Engine
DE3263873D1 (en) * 1981-06-19 1985-07-04 Bridgestone Tire Co Ltd The use of a porous ceramic body as gas-permeable thermal insulator
US4699839A (en) * 1982-10-27 1987-10-13 Sermetel Corp. Coated part, coating therefor and method of forming same
JPS59173511A (ja) * 1983-03-23 1984-10-01 Diesel Kiki Co Ltd 内燃機関の弁機構
US4867634A (en) * 1986-05-09 1989-09-19 Allied-Signal Inc. Turbocharger turbine housing particulate debris trap
GB9007372D0 (en) * 1990-04-02 1990-05-30 Leggat Bernard C A rotary engine
RO118978B1 (ro) * 2001-07-16 2004-01-30 V. Vasile Hangan Motor rotativ cu ardere internă
US6880494B2 (en) * 2003-07-22 2005-04-19 Karl V. Hoose Toroidal internal combustion engine
US20050188943A1 (en) * 2003-10-21 2005-09-01 Henry Gonzalez System and method for customizing a rotary engine for marine vessel propulsion
US20050217636A1 (en) * 2004-04-06 2005-10-06 Turner Mars S Toric pulsating continuous combustion rotary engine compressor or pump
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
ITMI20050029A1 (it) * 2005-01-13 2006-07-14 Eliodoro Pomar Cinematismo privo di parti in moto alternativo capace di trasformare le variazioni di pressione di un fluido operante in camere toroidali a volume ciclicamente variabile in lavoro meccanico reso disponibile su un asse ruotante e motore dotato di tale
US7472676B2 (en) * 2005-04-12 2009-01-06 Mccoin Dan K Differential with guided feedback control for rotary opposed-piston engine
JP2008073596A (ja) * 2006-09-20 2008-04-03 Watanabe Kaitai Kogyo Kk 空気中の粉塵を除去する装置、及び空気中の粉塵を除去する方法
JP4140017B1 (ja) * 2007-06-05 2008-08-27 樹伸 大森 回転ピストンエンジンの相関式クランク
WO2009004637A1 (en) * 2007-07-03 2009-01-08 Vishvas Ambardekar Cat and mouse type machine with multi-purpose ports

Patent Citations (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE271552C (ru)
DE142119C (ru)
FR844351A (fr) 1937-12-04 1939-07-24 Moteur à explosions
US3144007A (en) 1960-06-29 1964-08-11 Kauertz Proprietary Ltd Rotary radial-piston machine
US3244156A (en) 1963-09-20 1966-04-05 Jerry Witcher Internal combustion engine
RU2003818C1 (ru) 1989-10-27 1993-11-30 Евгений Петрович Иванов Роторно-поршневой двигатель
US5112204A (en) * 1989-11-15 1992-05-12 Jaguar Cars Limited Oscillatory rotating engines with rotor speed control
RU2013597C1 (ru) 1991-02-25 1994-05-30 Иванов Евгений Петрович Силовая установка
RU2071219C1 (ru) 1994-04-19 1996-12-27 Валерий Дмитриевич Дудышев Способ управления горением пламени
RU2125682C1 (ru) 1995-06-06 1999-01-27 Дудышев Валерий Дмитриевич Способ интенсификации и управления пламенем
US6125815A (en) 1997-12-02 2000-10-03 Invent GmbH--Entwicklung Neuer Technologien Method and device for converting heat into work
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
RU2257476C1 (ru) * 2003-11-17 2005-07-27 Гридин Валерий Владиславович Роторно-лопастной двигатель внутреннего сгорания
UA18546U (en) 2006-05-04 2006-11-15 Valerii Yevhenovych Rodionov Gas high pressure cylinder
WO2009072994A1 (en) 2007-12-04 2009-06-11 Yevgeniy Fedorovich Drachko Volume expansion rotary piston machine
WO2011010978A1 (ru) 2009-07-20 2011-01-27 Drachko Yevgeniy Fedorovich Роторно-поршневая машина объёмного расширения «typбomoтop» (её варианты)
UA93603C2 (ru) 2009-07-20 2011-02-25 Евгений Федорович Драчко Potopho-поршневая машина объемного расширения

Non-Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
ARCHANGELSKY V. M. ET AL.: "Automobile engines-Moscow", MASHINOSTROYENIE PUBLISHERS, pages: 89,96,97
DURST, F.; WECLAS, M.: "A new type of internal combustion engine based on the porous-medium combustion technique", J. AUTOMOBILE ENGINEERING. IMECHE, PART D, vol. 214, 2000
LENIN, . M. ET AL.: "Theory, power systems, designs and computation", 1969, VYSHAYA SHKOLA PUBLISHERS, article "Automobile and tractor engines", pages: 90,95
ROTARY RADIAL-PISTON MACHINE, 1967
See also references of EP2716887A4

Also Published As

Publication number Publication date
US8950377B2 (en) 2015-02-10
KR20140043110A (ko) 2014-04-08
CN103608562B (zh) 2016-03-30
KR101909521B1 (ko) 2018-12-19
EP2716887A4 (en) 2014-12-10
JP5933698B2 (ja) 2016-06-15
RU2013153153A (ru) 2015-07-20
EP2716887A1 (en) 2014-04-09
UA101699C2 (ru) 2013-04-25
JP2014518984A (ja) 2014-08-07
RU2570542C2 (ru) 2015-12-10
US20140109864A1 (en) 2014-04-24
CN103608562A (zh) 2014-02-26

Similar Documents

Publication Publication Date Title
RU2570542C2 (ru) Гибридный двигатель внутреннего сгорания
RU2439333C1 (ru) Роторно-поршневая машина объемного расширения
US6530211B2 (en) Quasi-isothermal Brayton Cycle engine
KR101711778B1 (ko) 회전 피스톤 기계 및 제어 기어 장치
CA2680200C (en) Positive displacement rotary vane engine
JP2009545699A (ja) ハイブリッドサイクルロータリーエンジン
US6298821B1 (en) Bolonkin rotary engine
RU2528221C2 (ru) Роторно-поршневая машина объемного расширения
EP1270899A1 (en) Quasi-isothermal Brayton cycle engine
KR101654509B1 (ko) 하이브리드 내연기관
CN113167172A (zh) 转子型内燃机及其工作方法
RU2327886C9 (ru) Торово-роторный двигатель внутреннего сгорания "трд-кан21" (варианты)
RU2587506C2 (ru) Способ работы роторно-лопастной машины (варианты) и роторно-лопастная машина
RU2193675C2 (ru) Роторно-поршневой двигатель внутреннего сгорания
RU2198307C2 (ru) Роторно-поршневой двигатель внутреннего сгорания
RU2374454C2 (ru) Устройство поршневой машины и способ выполнения ее рабочего объема для организации термодинамического цикла
RU2083850C1 (ru) Роторный двигатель внутреннего сгорания
RU2168034C2 (ru) Роторно-поршневой двигатель братьев ольховенко
WO1982001743A1 (en) Gas turbine two-phase internal combustion engine and method
NO341788B1 (en) Combustion engine with rotors

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201280026422.5

Country of ref document: CN

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

Ref document number: 12793911

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 14119861

Country of ref document: US

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2014513481

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 20147000082

Country of ref document: KR

Kind code of ref document: A

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2013153153

Country of ref document: RU

Kind code of ref document: A