WO2017127910A1 - Устройство отбора мощности от двигателя внутреннего сгорания - Google Patents

Устройство отбора мощности от двигателя внутреннего сгорания Download PDF

Info

Publication number
WO2017127910A1
WO2017127910A1 PCT/BY2016/000005 BY2016000005W WO2017127910A1 WO 2017127910 A1 WO2017127910 A1 WO 2017127910A1 BY 2016000005 W BY2016000005 W BY 2016000005W WO 2017127910 A1 WO2017127910 A1 WO 2017127910A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
power take
gears
piston
shaft
movement
Prior art date
Application number
PCT/BY2016/000005
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Павел Валерьевич Шаплыко
Original Assignee
Павел Валерьевич Шаплыко
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 Павел Валерьевич Шаплыко filed Critical Павел Валерьевич Шаплыко
Priority to EP16886833.9A priority Critical patent/EP3409921B1/en
Priority to US16/073,739 priority patent/US10589624B2/en
Publication of WO2017127910A1 publication Critical patent/WO2017127910A1/ru

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B1/00—Reciprocating-piston machines or engines characterised by number or relative disposition of cylinders or by being built-up from separate cylinder-crankcase elements
    • F01B1/10—Reciprocating-piston machines or engines characterised by number or relative disposition of cylinders or by being built-up from separate cylinder-crankcase elements with more than one main shaft, e.g. coupled to common output shaft
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K25/00—Auxiliary drives
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B3/00—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F01B3/04—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis the piston motion being transmitted by curved surfaces
    • F01B3/045—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis the piston motion being transmitted by curved surfaces by two or more curved surfaces, e.g. for two or more pistons in one cylinder
    • 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
    • F02B67/00—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for
    • F02B67/04—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for of mechanically-driven auxiliary apparatus
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/26—Engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main-shaft axis; Engines with cylinder axes arranged substantially tangentially to a circle centred on main-shaft axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B3/00—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F01B3/0002—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having stationary cylinders
    • F01B3/0005—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having stationary cylinders having two or more sets of cylinders or pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B9/00—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups
    • F01B9/04—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups with rotary main shaft other than crankshaft
    • F01B9/042—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups with rotary main shaft other than crankshaft the connections comprising gear transmissions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B9/00—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups
    • F01B9/04—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups with rotary main shaft other than crankshaft
    • F01B9/06—Reciprocating-piston machines or engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding groups with rotary main shaft other than crankshaft the piston motion being transmitted by curved surfaces
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/32—Engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding main groups

Definitions

  • the present invention relates to engine building, in particular, power take-offs from internal combustion engines and can be used, in particular, in various vehicles for power take-off from reciprocating internal combustion engines, while simultaneously providing individual drive for the vehicle itself and various technological drive systems devices without the use of additional gears (belt, chain, etc.).
  • the engine is the main source of mechanical energy in the car and is used as a power plant, driving the car into motion.
  • Engines of various designs are installed on vehicles, among which piston internal combustion engines (ICE) are more widely used.
  • Rotary internal combustion engines (Wankel engines) are used to a much lesser extent, and an increasing number of manufacturers are inclined to use combined (hybrid) plants combining a piston ICE and an electric motor.
  • ICE piston internal combustion engines
  • Rotary internal combustion engines (Wankel engines) are used to a much lesser extent, and an increasing number of manufacturers are inclined to use combined (hybrid) plants combining a piston ICE and an electric motor.
  • Improving the internal combustion engine at the present stage is also associated with the use of high technology achievements in various industries related to engine building (electronic control, mechatronics, tribotechnology, chemical chemistry, materials science, processing technology, etc.) and are not related to fundamental changes in traditional kinematic schemes.
  • ICE efficiency has several components, including mechanical efficiency, which shows how much of the active work of the engine is uselessly spent on overcoming various mechanical resistances and driving additional parts and assemblies both in the engine and in the associated with it a mechanical power take-off device.
  • mechanical efficiency shows how much of the active work of the engine is uselessly spent on overcoming various mechanical resistances and driving additional parts and assemblies both in the engine and in the associated with it a mechanical power take-off device.
  • the low value of the mechanical efficiency of modern ICEs is determined, among other things, by the noticeable loss of power to overcome friction forces, inertia forces of reciprocating moving masses, as well as losses on the drive of auxiliary mechanisms.
  • design features / defects mechanically associated with the internal combustion engine of the power take-off are traditionally the largest contributor to power losses during the transfer of energy of the expanding fuel mixture to the power take-off shaft made in the form of a crank mechanism, which does not allow to transfer the force generated by the moving piston in full to the power take-off shaft (due to the “small angle” of the connecting rod deflection t vertically at the moment of ignition of the fuel mixture, the main force is transmitted "in focus" - on the crankshaft, substantially reducing the useful work).
  • the revolutions can be “reset” to the required lower values if the “path” between the cycles is made shorter (for the design claimed in the framework of the present invention, it is possible to reduce by 1.5–2 times), and with a shorter “ ways ”and maintaining high revolutions can provide an increase in power in the same multiplicity.
  • crankshaft In the general case, the construction of the crankshaft (in addition to the above-mentioned negative effect on the mechanical efficiency of the internal combustion engine) is itself complex and provides insufficient reliability, taking into account the large number of movements of complex trajectories made by structural elements (when the crank rotates, the connecting rod makes a complex plane-parallel movement), and a large number of forces acting differently on structural elements of the KShM.
  • the design of the crankshaft requires mandatory supply of pressurized oil to the liner of the crankshaft and structurally does not allow the use of significantly more reliable rolling bearings, which work with less energy loss to overcome friction than sliding bearings.
  • Wankel rotary piston engine [2] In 1958, a promising Wankel rotary piston engine [2] appeared, the design of which eliminates some of the above disadvantages.
  • the working chamber of such an engine has an elongated oval shape, and the rotor-piston is made in the form of a triangle with convex faces.
  • the rotor, rotating in the working chamber on an eccentric transmits torque to the motor shaft.
  • the main difference and positive moment of the Wankel rotary engine is the absence of masses with reciprocating movements. All moving mechanisms, and most importantly the rotor-piston itself, move in a circle without sudden stops.
  • the Wankel rotary engine has a simple and compact design.
  • the overall efficiency of the Wankel rotary engine is about 40-45% (compared with 25% of the efficiency of conventional piston ICEs and up to 40% of modern turbodiesels).
  • rotary piston engines have a number of significant drawbacks that prevent their widespread adoption in mechanical engineering.
  • the technological complexity of manufacturing, a small engine resource the need for frequent oil changes, strong heating and quick failure of spark plugs, poor geometry of the combustion chamber (as a result, poor combustion of the fuel-air mixture), tendency to overheat, high requirements for chamber seals, the difficulty of lubricating all friction surfaces of the rotor and the motor housing, high fuel consumption, insufficient power characteristics.
  • the objective of the invention is the development of a power take-off device from the internal combustion engine, which would have a simple, technologically advanced and highly reliable design that provides a significant (up to 40-50%) increase in efficiency (with the initial task of the efficiency value due to various forms of structural elements). Moreover, the design should provide a reduction in the number of revolutions up to 1.5 times for comparable power values and have a higher maintainability and working life of both the power take-off device and the internal combustion engine as a whole.
  • the task is solved by the claimed device for power take-off of an internal combustion engine, including at least two pairs of gears connected to the engine pistons.
  • Gear ratio mechanisms corresponds to the number of pistons.
  • Each of the transmission mechanisms is configured to convert the reciprocating movement of the corresponding piston into the rotational movement of the corresponding power take-off shaft and comprises a rotation setting means mounted on the axis connected to the piston with the possibility of reciprocating vertical movement.
  • the rotation setting means comprises a transmission element, from the side of the lower end surface of which at least one continuous, vertically undulating guide path is formed in the form of a guide strip with symmetrically arranged two vertices and two troughs, in the plan having the shape of a ring.
  • the rotation setting means also includes at least one slider having an unchanged vertical position and configured to move along the corresponding guide contact strip in a circular horizontal projection of the trajectory during the reciprocating vertical movement of the transmission element with rotation transmission to the corresponding power take-off shaft .
  • the slider contains a pair of bearings symmetrically mounted on a horizontal axis rigidly connected to the power take-off shaft.
  • the number of sliders corresponds to the number of guide contact strips. All adjacent gears are paired with each other by means of horizontal coordination, made in the form of many gears, each of which is rigidly mounted on the corresponding power take-off shaft, with all gears lying in the same plane and successively connected by gearing to form closed construction. All adjacent gears are paired with each other also by means of coordinating vertical movement, configured to specify a coordinated reciprocating vertical movement of the gear elements in each pair of adjacent gear elements in antiphase.
  • the means for coordinating vertical movement can be made in the form of a pivot-lever mechanism with a central beam and two symmetrically arranged connecting rods of the same length, pivotally connected to the corresponding means of defining rotation.
  • This form of implementation is the simplest and most effective, from the point of view of coordination of movements, but does not exclude the possibility of using other forms of implementation of the means of coordination of specialists.
  • inventive power take-off device in which a pair of guide contact strips are formed from the bottom end surface of each transmission element, which are arranged to simultaneously move two runners along them in opposite directions, each of which is connected to a separate power take-off shaft on which a gear wheel is rigidly mounted with gearing with gears of adjacent power take-off shafts.
  • the shape of the guiding contact strips in the vertical direction including at least the distance between the depression and the apex, the radii of rounding of the depression and the apex, the angle of inclination of the tangent, can be selected in accordance with the specified / and working th parameter / s of the engine selected from the group including at least the stroke of the pistons, power output, efficiency.
  • the operating parameters of the internal combustion engine can be set only by changing the shape of the wave-like in the vertical direction of the guide contact strips.
  • FIG. 1 is a general view of the claimed power take-off device from the internal combustion engine in one of the possible forms of implementation
  • FIG. 2 is a plan view of the device of FIG. one ;
  • FIG. 3 is a front view of the device of FIG. one ;
  • FIG. 4 is a section AA in FIG. 3;
  • FIG. 5 is a section CC of FIG. 2;
  • FIG. 6 is a front view of a slider with a gear wheel in one of the possible forms of implementation
  • FIG. 7 is a side view of the transmission element in one of the possible forms of implementation;
  • FIG. 8 is a front view of the transmission element of FIG. 7;
  • FIG. 9 is a front view of the device of FIG. 1 (gear at bottom dead center);
  • FIG. 10 is a front view of the device of FIG. 1 (gear in the middle position);
  • FIG. 1 1 is a front view of the device of FIG. 1 (gear at top dead center);
  • FIG. 12 - FIG. 13 curves of the trajectory of the runners with various forms of wavy in the vertical direction of the guide contact strips);
  • FIG. 14 - FIG. 15 is a diagram for calculating the useful work Fp £ at various stages of a piston stroke
  • FIG. 16 - FIG. 18 is a schematic diagram of calculating the useful work Fp of the crank mechanism in FIGS. 14 - FIG. 15 stages of the piston stroke.
  • FIG. 1 is a schematic perspective view
  • FIG. 2 is a plan view
  • FIG. 3 is a front view of the claimed power take-off device from the internal combustion engine in one of the possible forms of implementation.
  • the device is depicted without a crankcase for clarity and to demonstrate the absence of any "bindings" of the structural elements of the device to the crankcase.
  • structural elements associated with only one piston will be marked with positions on them, while for the other pistons the links given will remain valid.
  • the power take-off device in an example implementation form includes two pairs of gears 2 connected to the pistons 1 of the engine (i.e., four gears by the number of four ICE pistons). Each of the gears 2 is configured to convert reciprocating motion the corresponding piston 1 into the rotational motion of the corresponding power take-off shaft 3.
  • Each transmission mechanism 2 comprises a rotation setting means mounted on an axis 4 connected to the piston, comprising a transmission element 5 and, for the embodiment in question, two sliders 6 having an unchanged vertical position.
  • Each runner 6 (see Fig. 6) contains a pair of bearings 7 symmetrically mounted on a horizontal axis 8, which is rigidly connected to the power take-off shaft 3. On the lower end surface of each transmission element 5 is formed (see Fig. 7, Fig.
  • runners 5 are made with the possibility of simultaneous coordinated movement in opposite directions along the corresponding guide contact strips 9 along a circular horizontal projection of the trajectory during the reciprocating vertical movement of the transfer element 5 with transmission of rotation to the corresponding power take-off shaft 3.
  • the number of runners 5 corresponds to the number of guide contact strips 9. All adjacent gears 2 are paired together by means of horizontal motion matching made in the form of a set of gears 10, each of which is rigidly mounted on the corresponding power take-off shaft 3.
  • All gears 10 lie in one plane 11 and are successively connected by gearing to form a closed structure. All adjacent gears 2 are also paired with each other by means of vertical motion matching, configured to specify a coordinated reciprocating vertical movement of gear elements 5 in each pair of adjacent gear elements 2 in antiphase.
  • the means for coordinating the vertical movement is made in the form of a pivot-link mechanism 12 with a central beam 13 and two symmetrically located connecting rods 14 of the same length, pivotally connected to the corresponding transmission mechanism.
  • the Central beam 13 is mounted on a support 15 with the possibility of making a swinging movement in a vertical plane.
  • FIG. 4 schematically shows a section AA in FIG. 3, which more clearly depicts a means of coordinating the horizontal movement of the gears, which is made in the form of a set of gears 10, each of which is rigidly mounted on the corresponding power take-off shaft 3, lying in the same plane 1 1 and sequentially interconnected by gearing with the formation of a closed structure.
  • FIG. 5 schematically shows a section CC of FIG. 2, in which all structural elements in interaction are presented in more detail.
  • FIG. 6 is a schematic front view of a slider 6 with a gear wheel 10 in one possible implementation form.
  • the slider 6 contains a pair of bearings 7, symmetrically mounted on a horizontal axis 8 rigidly connected to the power take-off shaft 3.
  • FIG. 7 is a schematic side view
  • FIG. 8 is a front view of a transmission element in one of the possible forms of implementation.
  • two continuous, vertically undulating guide ways are formed in the form of guide contact strips 9 with two vertices 16 symmetrically and two troughs 17, in the plan having the shape of a ring.
  • FIG. 9 - Fyg. 1 1 schematically shows a front view of the device in this form of implementation in various positions of the transmission mechanism - at the bottom dead center (BDC), in the middle position, at the top dead center (TDC).
  • the shape of the guiding contact strips 9, wavy in the vertical direction corresponds to the specified engine operating parameters (piston stroke 1, output power, efficiency, etc.).
  • FIG. 12 - FIG. 13 schematically shows the curves of the trajectory of movement of the sliders 6 for various forms of vertical undulating guide contact strips 9.
  • the inventive power take-off device from the internal combustion engine works as follows.
  • the 4-cylinder two-row engine is equipped with the claimed power take-off.
  • the fuel mixture When the fuel mixture is ignited in the working volume (height of about 2 mm) of one of the ICE cylinders, it expands (about 6 times), which determines the downward movement (from TDC to BDC) of the corresponding piston 1.
  • Piston 1 of each of the cylinders is connected with the corresponding gear mechanism 2, and adjacent gears 2 are paired together so that the pistons move in antiphase.
  • the following sequence of movements is carried out (similar processes occur in parallel in the third of the four cylinders):
  • the transmission mechanism 2 moving vertically downward, upon contact of each of the two guide contact strips 9 with the corresponding slider 6, provides its movement along a continuous, undulating in the vertical direction guide path from the TDC position through the central position to the BDC position, but since the runner 6 has an unchanged vertical position, its bearings 7 mounted on a horizontal axis 8, rigidly connected to the power take-off shaft 3, simply “describes” the circle in the same horizontal plane during movement. Moreover, the movement of the runners 6 is carried out in one phase, but in opposite directions;
  • each power take-off shaft 3 is rotated, while simultaneously rotating the corresponding gears 10 that are mounted on them in opposite directions;
  • each gear wheel 10 of a pair of wheels of one transmission mechanism rotating, by means of gear engagement, rotates the gear wheel 10 of the paired (adjacent) transmission mechanism 2, which, in turn, rotates the first power take-off shaft 3 corresponding thereto;
  • the first power take-off shaft 3 rotating, rotates the horizontal axis 8 which is rigidly connected with it, as well as by means of gearing, the second power take-off shaft 3 of this gear 2, which, in turn, rotates rigidly connected to the opposite direction him the horizontal axis 8;
  • each element performs only one type of movement - vertical reciprocating, circular or rotational, in connection with which there are no “parasitic” shear forces arising, for example, when the connecting rod moves in the crankshaft.
  • the occurrence of transverse “shifts” during operation is also excluded due to the availability of means for coordinating the movement of the transmission mechanisms 2, both horizontally and vertically.
  • these means of coordination provide not only the specified (along the path, range, etc.) movement of each structural element, but also synchronizes the simultaneous forced movement of all structural elements, both in pairs and within the framework of the claimed device as a whole, which ensures uninterrupted operation and eliminates the occurrence of emergency emergencies (for example, jamming, etc.)
  • gears 2 are interconnected in pairs by means of horizontal movement coordination - by a variety of gears 10, each of which is rigidly mounted on the corresponding power take-off shaft 3. All gears 10 lie in one plane 11 and are successively connected by gearing to form a closed structure. This simultaneously provides synchronization of rotation of all shafts 3 power take-off and vertical "stability" of the design of the inventive power take-off device in the aggregate in the internal combustion engine.
  • All adjacent gears 2 are interconnected in pairs by means of coordinating the movement along the vertical — by articulated link mechanisms 12, each of which contains a central beam 13 and two symmetrically located at the ends of the rocker arm 13 of the connecting rod 14 of the same length, pivotally connected to the corresponding transmission elements 5 and the corresponding end of the central rocker arm 13.
  • the central rocker arm 13 is mounted on the support 15 with the possibility of the rocking movement in the vertical plane.
  • the connecting rods 14 are pivotally connected to the corresponding gears 5 and rotate and change the vertical position of the ends of the central rocker arm 13 (due to the articulation with these ends).
  • the central rocker 13 makes a rocking motion in the vertical plane, and the upper and lower positions of the ends of the central rocker 13 are determined in accordance with the positions of the TDC and the BDC of the transmission mechanisms 2 (the horizontal position of the central rocker 13 corresponds to the average position of the transmission mechanisms 2).
  • the position of the TDC and BDC is strictly determined by the geometry of the guide strip 9 (the same for all gears 2).
  • the power take-off from the power take-off shafts 3 can be carried out according to any suitable scheme - both simultaneously for different consumers (for each customer from an individual shaft), and with the "combination" of power from several power take-off shafts 3 for transmission to one consumer.
  • useful work is done by the piston on its first, about 12 mm stroke from TDC to BDC (the height of the working volume of the cylinder is about 2 mm when the fuel mixture expands about 6 times), and the maximum useful work is done on the first millimeters of the piston path 1.
  • the claimed power take-off device has a simple, technologically advanced and highly reliable design, which provides effective mutual connections and synchronization of all structural elements.
  • the device provides the ability to increase efficiency up to 40-50% and can be used as part of piston ICEs of various vehicles with simultaneous power take-off by several consumers.

Landscapes

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

Abstract

Изобретение относится к устройствам отбора мощности от двигателей внутреннего сгорания и может быть использовано, в частности, в различных транспортных средствах для отбора мощности от поршневых двигателей внутреннего сгорания. Устройство отбора мощности от двигателя внутреннего сгорания, включающее, по меньшей мере, две пары связанных с поршнями двигателя передаточных механизмов, выполненных с возможностью преобразования возвратно-поступательного движения соответствующего поршня во вращательное движение соответствующего вала отбора мощности. Каждый передаточный механизм содержит установленное на связанной с поршнем оси средство задания вращения, включающее передаточный элемент, задающий, по меньшей мере, один непрерывный, волнообразный в вертикальном направлении направляющий путь в виде направляющей контактной полосы, и перемещающийся по контактной полосе бегунок, имеющий неизменное вертикальное положение. Устройство обеспечивает возможность увеличение КПД двигателя до 50%, а также снижения числа оборотов при аналогичных выходных мощностях.

Description

Устройство отбора мощности от двигателя внутреннего сгорания
Настоящее изобретение относится к двигателестроенйю, в частности устройствам отбора мощности от двигателей внутреннего сгорания и может быть использовано, в частности, в различных транспортных средствах для отбора мощности от поршневых двигателей внутреннего сгорания с обеспечением одновременного индивидуального привода как собственно транспортного средства, так й различных приводных технологических устройств без использования дополнительных передаточных механизмов (ременных, цепных и т.п.).
Двигатель является на автомобиле основным источником механической энергии и используется в качестве силовой установки, приводящей машину в движение. На автотранспортные средства устанавливают двигатели различных конструкций, среди которых большее распространение получили поршневые двигатели внутреннего сгорания (ДВС). Гораздо в меньшей степени используются роторные двигатели внутреннего сгорания (двигатели Ванкеля), и всё большее число производителей склоняется к применению комбинированных (гибридных) установок, объединяющих в себе поршневой ДВС и электродвигатель. Однако, для всех известных типов двигателей остаётся нерешённым вопрос существенного повышения КПД при одновременном упрощении конструкции как самих ДВС, так и устройств отбора мощности от них.
Современные двигатели внутреннего сгорания еще много десятилетий назад - с появлением непосредственного впрыска и систем турбонаддува поступающего в цилиндры воздуха, достигли сегодняшних значений КПД и топливной эффективности. Поэтому на сегодняшний день существенные затраты (финансовые, временные и т.д.) на совершенствование ДВС приводят, в основном, к значительному усложнению конструкции ДВС при повышении их КПД всего на 2-3 %. При всех этих усложнениях общий КПД лучших бензиновых двигателей (с искровым принудительным зажиганием) не превышает 25-30 %, а КПД лучших дизельных моторов в их самых экономичных крупногабаритных вариантах (у которых множество сложных дополнительных устройств) никак не может превысить 40-45 % [1]. Усовершенствование ДВС на современном этапе связано также с использованием достижений высоких технологий в различных отраслях, связанных с двигателестроением (электронное управление, механотроника, триботехника, химмотология, материаловедение, технология обработки и др.) и не связаны с принципиальными изменениями традиционных кинематических схем.
Специалистам в данной области техники известно, что КПД ДВС имеет несколько составляющих, в том числе, механическое КПД, которое показывает, какая часть активной работы двигателя бесполезно тратится на преодоление различных механических сопротивлений и привод дополнительных деталей и узлов и в самом двигателе, и в связанном с ним механически устройстве отбора мощности. Низкое значение механического КПД современных ДВС определяют, в том числе, заметные потери мощности на преодоление сил трения, сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс, а также потери на привод вспомогательных механизмов. Однако, по мнению автора настоящего изобретения, кроме этих, объективно трудно устранимых/неустранимых затрат, наибольший «вклад» в потери мощности при передаче энергии расширяющейся топливной смеси на вал отбора мощности вносят конструктивные особенности/дефекты, механически связанного с ДВС устройства отбора мощности, традиционно выполненного в виде кривошипно-шатунного механизма, которые не позволяют передать создаваемое двигающимся поршнем усилие в полном объёме на вал отбора мощности (из-за «маленького угла» отклонения шатуна от вертикали, в момент поджига топливной смеси, основное усилие передается «в упор» - на коленвал, существенно уменьшая полезную работу). Исключив за счёт принципиального изменения конструкции устройства отбора мощности неэффективные затраты на преодоление «упора» в коленвал можно существенно увеличить отбираемую мощность даже при сохранении или незначительном уменьшении упомянутых выше потерь передаваемой энергии, определяемых специалистами как механические потери. При этом специалистам известно, что механические потери зависят, в том числе, от кинематической схемы двигателя. Кроме того, кинематическая схема и конструктивное её исполнение так же влияют на другой важнейший показатель работы ДВС - режим и величина крутящего момента. В стандартном поршневом двигателе реакция шатуна КШМ (поперечная составляющая этой реакции относительно оси цилиндра) на давление рабочих газов все время прижимает поршень то к одной стороне цилиндра, то к другой. Эта система работы двигателя требует постоянной смазки сильно трущихся поверхностей, и затрат на преодоление этих сил трения. Кроме того, при вращении кривошипа КШМ, проекция плеча, создающего крутящий момент, к вектору движения поршня всё время меняется циклически от «ноля» до «максимума» и обратно каждый рабочий ход. И только на высоких оборотах поршневых двигателей из-за большего количества циклов сила крутящего момента заметно увеличивается. Но, высокие обороты (порядка 3-4 (до 5,5) тыс. об./мин.) не нужны большинству потребителей [1]. По мнению автора настоящего изобретения, обороты можно «сбросить» до требуемых более низких значений, если сделать «путь» между циклами короче (для заявляемой в рамках настоящего изобретения конструкции возможно обеспечить сокращение в 1,5-2 раза), а при более коротком «пути» и сохранении высоких оборотов можно обеспечить увеличение мощности в той же кратности.
В общем случае, конструкция КШМ (кроме упомянутого выше негативного влияния на механическое КПД ДВС) сама по себе сложна и обеспечивает недостаточную надёжность, принимая во внимание большое количество движений сложных траекторий, совершаемых конструктивными элементами (при вращении кривошипа шатун совершает сложное плоскопараллельное движение), и большое количество разнонаправлено действующих на конструктивные элементы КШМ сил. Кроме того, конструкция КШМ требует обязательной подачи масла под давлением во вкладыши коленчатого вала и конструктивно не позволяет использовать значительно более надежные подшипники качения, которые работают с меньшими потерями энергии на преодоление сил трения, чем подшипники скольжения.
В 1958 году, появился перспективный роторно-поршневой двигатель Ванкеля [2] конструкция которого позволяет устранить некоторые из указанных выше недостатков. Рабочая камера такого двигателя имеет вытянутую овальную форму, а ротор-поршень изготовлен в виде треугольника с выпуклыми гранями. Ротор, вращаясь в рабочей камере на эксцентрике, передает крутящий момент валу двигателя. Для обеспечения балансировки (особенно на холостых оборотах) нужно минимум два ротора. Главное отличие и положительный момент роторного двигателя Ванкеля - это отсутствие масс с возвратно-поступательными движениями. Все движущиеся механизмы, а главное и сам ротор-поршень, двигаются по кругу без резких остановок. Роторный двигатель Ванкеля имеет простую и компактую конструкцию. Как утверждают аналитики общий КПД роторного двигателя Ванкеля (термический и механический КПД) составляет около 40-45% (по сравнению с 25% КПД обычных поршневых ДВС и до 40% современных турбодизелей). В то же время, роторно- поршневые двигатели имеет ряд существенных недостатков, которые препятствуют широкому их внедрению в машиностроении. Среди основных недостатков следует отметить следующие: технологическая сложность изготовления, небольшой ресурс двигателя, необходимость частой смены масла, сильное нагревание и быстрый выход из строя свечей зажигания, плохая геометрия камеры сгорания (как следствие, плохое з сгорание топливно-воздушной смеси), склонность к перегреву, высокие требования к уплотнителям камер, сложность смазки всех трущихся поверхностей ротора и корпуса двигателя, большой расход топлива, недостаточно высокие мощностные характеристики .
При этом известные из уровня техники усовершенствования двигателя Ванкеля направлены на устранение только отдельных недостатков базовой конструкции, например повышение мощности [3], и не обеспечивают комплексное решение проблем.
Различными конструкторами предпринимаются попытки не только модернизировать двигатели существующих типов с повышением эффективности их работы, но и разработать двигатели принципиально новых конструкций. Так, известный российский конструктор А.С.Абрамов среди ряда прочих нестандартных конструкций двигателей предложил конструкцию кулачково-поршневого двигателя [4]. От классического этот двигатель отличается тем, что цилиндры (три цилиндра) у него есть, а вот кривошипно-шатунного механизма нет. Возвратно-поступательное движение поршней в нём преобразуется во вращательное движение выходного вала именно с помощью роликов и кулачковых втулок. Ролики расположены на перекладинах Т-образных поршневых штоков. Концы перекладин входят в вертикальные пазы в Стенках картера, которые служат направляющими для штоков и не дают поршням проворачиваться в цилиндрах. «Скатываясь» по профилированным кулачкам, ролики заставляют их вращаться вокруг своих осей (если цилиндрическую поверхность кулачка развернуть на плоскости, то профиль его предстанет как синусоида). Так, вращая каждый свою втулку с шестерней, поршни проворачивают и выходной вал. Описанная конструкция, проиллюстрированная рисунками модели, на первый взгляд, проста и эффективна и обеспечивает повышение КПД двигателя за счёт уменьшения потерь на трение в цилиндрах и в подшипниках. Однако, более подробный анализ предложенной конструкции показывает её абсолютную неработоспособность. Так, перемещение штоков цилиндров по горизонтальной траектории, задаваемой кулачками, а также отсутствие средств согласования вертикального перемещения между поршневыми штоками может привести к перемещению поршней в диапазонах, выходящих за пределы заданных циклов, а также к отклонению траектории возвратно- поступательного перемещения цилиндров от вертикали. Перемещение перекладин Т- образных поршневых штоков в вертикальных пазах в стенках картера однозначно приведёт к быстрому перекосу этих перекладин в пазах и их заклиниванию. Но самое главное заключается в том, что в основу этой конструкции положен заранее проигрышный принцип передачи мощности от расширяющихся газов - «упор в корпус - исполнительный механизм», в то время как работоспособную и эффективную конструкцию с высоким КПД можно получить только, если она построена по принципу «упор в горящую смесь - исполнительный механизм».
Таким образом, анализ уровня техники показал, что на данный момент не известны конструкции ДВС, в которых бы были устранены упомянутые выше недостатки при одновременном существенном увеличении КПД. Прототип для заявляемого устройства отбора мощности от ДВС в уровне техники не выявлен.
Задачей изобретения является разработка устройства отбора мощности от ДВС, которое имела бы простую, технологичную и высоконадёжную конструкцию, обеспечивающую существенное (до 40-50%) повышение КПД (с исходным заданием значения КПД за счёт различных форм выполнения конструктивных элементов). При этом конструкция должна обеспечивать снижение количества оборотов до 1,5 раз для сравнимых значений мощности и иметь более высокую ремонтопригодность и рабочий ресурс, как устройства отбора мощности, так и ДВС в целом.
Поскольку, как уже было отмечено выше, дальнейшее повышение КПД поршневых ДВС традиционной конструкции практически невозможно без существенного усложнения конструкции, что обычно влечёт за собой дополнительные недостатки, связанные со снижением технологичности, надёжности, ремонтопригодности и т.п., в основу заявляемого технического решения автором была положена принципиально новая схема отбора мощности, исключающая необходимость использования КШМ и связанные с этим недостатки. В данной схеме сложное движение конструктивных элементов КШМ, в частности связанных с поршнями ДВС шатунов, было заменено на два вида простых движений - вертикальное возвратно- поступательное (совершаемое каждым поршнем и связанным с ним передаточным элементом соответствующего передаточного механизма) и вращательное движение (бегунка передаточного механизма, связанного с соответствующим валом отбора мощности), причём оба этих вида движений были «разделены» между отдельными конструктивными элементами. Далее, движения, задаваемые каждым из поршней ДВС, были, по сути, «разделены», и крутящий момент в конструкции передаётся отдельными передаточными механизмами простейшей конструкции на отдельные выходные валы отбора мощности, но при сохранении между передаточными механизмами связей, обеспечивающих принудительную синхронизацию их работы.
Таким образом, поставленная задача решается заявляемым устройством отбора мощности двигателя внутреннего сгорания, включающим, по меньшей мере, две пары связанных с поршнями двигателя передаточных механизмов. Количество передаточных механизмов соответствует количеству поршней. Каждый из передаточных механизмов выполнен с возможностью преобразования возвратно-поступательного движения соответствующего поршня во вращательное движение соответствующего вала отбора мощности и содержит установленное на связанной с поршнем оси с возможностью согласованного с поршнем возвратно-поступательного вертикального перемещения средство задания вращения. Средство задания вращения содержит передаточный элемент, со стороны нижней торцевой поверхности которого сформирован, по меньшей мере, один непрерывный, волнообразный в вертикальном направлении направляющий путь в виде направляющей контактной полосы с симметрично расположенными двумя вершинами и двумя впадинами, в плане имеющей форму кольца. Средство задания вращения содержит также, по меньшей мере, один бегунок, имеющий неизменное вертикальное положение и выполненный с возможностью перемещения по соответствующей направляющей контактной полосе по круговой в горизонтальной проекции траектории в процессе возвратно-поступательного вертикального перемещения передаточного элемента с передачей вращения на соответствующий вал отбора мощности. Бегунок содержит пару подшипников, симметрично установленных на жёстко связанной с валом отбора мощности горизонтальной оси. Количество бегунков соответствует количеству направляющих контактных полос. Все смежные передаточные механизмы попарно связаны между собой посредством средства согласования движения по горизонтали, вьшолненного в виде множества зубчатых колёс, каждое из которых жёстко установлено на соответствующем валу отбора мощности, причём все зубчатые колёса лежат в одной плоскости и последовательно связаны между собой зубчатым зацеплением с образованием замкнутой конструкции. Все смежные передаточные механизмы попарно связаны между собой также посредством средства согласования движения по вертикали, выполненного с возможностью задания согласованного возвратно-поступательного вертикального перемещения передаточных элементов в каждой паре смежных элементов передаточных механизмов в противофазе.
В заявляемом устройстве отбора мощности описанной выше конструкции оптимальным образом учтены все упомянутые выше принципы распределения движений между конструктивными элементами и передачи крутящих моментов на отдельные валы отбора мощности.
В предпочтительных формах реализации заявляемого устройства отбора мощности средство согласования движения по вертикали может быть выполнено в виде шарнирно-рычажного механизма с центральным коромыслом и двумя симметрично расположенными шатунами одинаковой длины, шарнирно связанными с соответствующим средством задания вращения. Такая форма реализации является наиболее простой и эффективной, с точки зрения согласования движений, но не исключает возможности использования и других форм реализации средства согласования специалистам.
Также предпочтительными являются формы реализации заявляемого устройства отбора мощности, в которых со стороны нижней торцевой поверхности каждого передаточного элемента сформирована пара направляющих контактных полос, которые выполнены с возможностью одновременного согласованного перемещения по ним в противоположных направлениях двух бегунков, каждый из которых связан с отдельным валом отбора мощности, на котором жёстко установлено зубчатое колесо с зацеплением с зубчатыми колёсами соседних валов отбора мощности.
В различных предпочтительных формах реализации заявляемого устройства отбора мощности форма волнообразных в вертикальном направлении направляющих контактных полос, включая, по меньшей мере, расстояние между впадиной и вершиной, радиусы скруглений впадины и вершины, угол наклона касательной, могут быть выбраны в соответствии с заданным/и рабочим/й параметром/ами двигателя, выбранными из группы, включающей, по меньшей мере, рабочий ход поршней, выходную мощность, КПД. Таким образом, по сути, рабочие параметры ДВС могут устанавливаться только за счёт изменения формы волнообразных в вертикальном направлении направляющих контактных полос.
Упомянутые выше и другие достоинства и преимущества заявляемого устройства отбора мощности для ДВС будут далее рассмотрены более подробно на некоторых возможных предпочтительных, но не ограничивающих формах реализации со ссылками на позиции фигур чертежей, на которых схематично представлены:
Фиг. 1 - общий вид заявляемого устройства отбора мощности от ДВС в одной из возможных форм реализации;
Фиг. 2 - вид сверху устройства по Фиг. 1 ;
Фиг. 3 - вид спереди устройства по Фиг. 1 ;
Фиг. 4 - разрез А-А по Фиг. 3;
Фиг. 5 - разрез С-С по Фиг. 2;
Фиг. 6 - вид спереди бегунка с зубчатым колесом в одной из возможных форм реализации;
Фиг. 7 - вид сбоку передаточного элемента в одной из возможных форм реализации; Фиг. 8 - вид спереди передаточного элемента по Фиг. 7;
Фиг. 9 - вид спереди устройства по Фиг. 1 (передаточный механизм в нижней мёртвой точке);
Фиг. 10 - вид спереди устройства по Фиг. 1 (передаточный механизм в среднем положении);
Фиг. 1 1 - вид спереди устройства по Фиг. 1 (передаточный механизм в верхней мёртвой точке);
Фиг. 12 - Фиг. 13 - кривые траектории перемещения бегунков при различных формах волнообразных в вертикальном направлении направляющих контактных полос);
Фиг. 14 - Фиг. 15 - схема расчёта полезной работы Fp£ на различных стадиях рабочего хода поршня;
Фиг. 16 - Фиг. 18 - схема расчёта полезной работы Fp кривошипно-шатунного механизма на аналогичных Фиг. 14 - Фиг. 15 стадиях рабочего хода поршня.
На Фиг. 1 схематично представлен общий вид, на Фиг. 2 - вид сверху, а на Фиг. 3 - вид спереди заявляемого устройства отбора мощности от ДВС в одной из возможных форм реализации. Устройство изображено без картера для наглядности и для демонстрации отсутствия каких-либо «привязок» конструктивных элементов устройства к картеру. Кроме того, для «разгрузки» чертежей, на них позициями будут обозначены конструктивные элементы, связанные только с одним поршнем, при этом для остальных поршней приведенные ссылки будут оставаться справедливыми.
Устройство отбора мощности в рассматриваемой в качестве примера форме реализации включает две пары связанных с поршнями 1 двигателя передаточных механизмов 2 (т.е. четыре передаточные механизма по числу четырёх поршней ДВС)., Каждый из передаточных механизмов 2 выполнен с возможностью преобразования возвратно-поступательного движения соответствующего поршня 1 во вращательное движение соответствующего вала 3 отбора мощности. Каждый передаточный механизм 2 содержит установленное на связанной с поршнем оси 4 средство задания вращения, содержащее передаточный элемент 5 и, для рассматриваемой формы реализации, два бегунка 6, имеющих неизменное вертикальное положение. Каждый бегунок 6 (см. Фиг. 6) содержит пару подшипников 7, симметрично установленных на жёстко связанной с валом 3 отбора мощности горизонтальной оси 8. Со стороны нижней торцевой поверхности каждого передаточного элемента 5 сформировано (см. Фиг. 7, Фиг. 8), для рассматриваемой формы реализации, два непрерывных, волнообразных в вертикальном направлении направляющих пути в виде направляющих контактных полос 9 с симметрично расположенными двумя вершинами и двумя впадинами, в плане имеющей форму кольца. Бегунки 5 выполнены с возможностью одновременного согласованного перемещения в противоположных направлениях по соответствующим направляющим контактным полосам 9 по круговой в горизонтальной проекции траектории в процессе возвратно-поступательного вертикального перемещения передаточного элемента 5 с передачей вращения на соответствующий вал 3 отбора мощности. В общем случае, количество бегунков 5 соответствует количеству направляющих контактных полос 9. Все смежные передаточные механизмы 2 попарно связаны между собой посредством средства согласования движения по горизонтали, выполненного в виде множества зубчатых колёс 10, каждое из которых жёстко установлено на соответствующем валу 3 отбора мощности. Все зубчатые колёса 10 лежат в одной плоскости 11 и последовательно связаны между собой зубчатым зацеплением с образованием замкнутой конструкции. Все смежные передаточные механизмы 2 попарно связаны между собой также посредством средства согласования движения по вертикали, выполненного с возможностью задания согласованного возвратно-поступательного вертикального перемещения передаточных элементов 5 в каждой паре смежных элементов передаточных механизмов 2 в противофазе. В рассматриваемой форме реализации средство согласования движения по вертикали выполнено в виде шарнирно-р чажного механизма 12 с центральным коромыслом 13 и двумя симметрично расположенными шатунами 14 одинаковой длины, шарнирно связанными с соответствующим передаточным механизмом. Центральное коромысло 13 закреплено на опоре 15 с возможностью совершения качательного движения в вертикальной плоскости.
На Фиг. 4 схематично представлен разрез А-А по Фиг. 3, на котором более наглядно изображёно средство согласования движения передаточных механизмов по горизонтали, которое выполненного в виде множества зубчатых колёс 10, каждое из которых жёстко установлено на соответствующем валу 3 отбора мощности,, лежащих в одной плоскости 1 1 и последовательно связанных между собой зубчатым зацеплением с образованием замкнутой конструкции.
На Фиг. 5 схематично представлен разрез С-С по Фиг. 2, на котором более детально представлены все конструктивные элементы во взаимодействии.
На Фиг. 6 схематично представлен вид спереди бегунка 6 с зубчатым колесом 10 в одной из возможных форм реализации. Бегунок 6 содержит пару подшипников 7, симметрично установленных на жёстко связанной с валом 3 отбора мощности горизонтальной оси 8.
На Фиг. 7 схематично представлен вид сбоку, а на Фиг. 8 - вид спереди передаточного элемента в одной из возможных форм реализации. Со стороны нижней торцевой поверхности передаточного элемента 5 сформировано два непрерывных, волнообразных в вертикальном направлении направляющих пути в виде направляющих контактных полос 9 с симметрично расположенными двумя вершинами 16 и двумя впадинами 17, в плане имеющей форму кольца.
На Фиг. 9 - Фйг. 1 1 схематично представлен вид спереди устройства в рассматриваемой форме реализации в различных положениях передаточного механизма - в нижней мёртвой точке (НМТ), в среднем положении, в верхней мёртвой точке (ВМТ).
Форма волнообразных в вертикальном направлении направляющих контактных полос 9 (расстояние Н между впадиной 17 и вершиной 16, радиусы скруглений г впадины 17 и R вершины 16, угол а наклона касательной и т.д.) соответствует заданным рабочим параметрами двигателя (рабочий ход поршней 1, выходная мощность, КПД и т.д.).
На Фиг. 12 - Фиг. 13 схематично представлены кривые траектории перемещения бегунков 6 при различных формах волнообразных в вертикальном направлении направляющих контактных полос 9. Окружностями схематично обозначено последовательное перемещение подшипника 7 бегунка 6 по направляющей контактной полосе 9.
На Фиг. 14 - Фиг. 15 представлена схема расчёта полезной работы FPx на различных стадиях рабочего хода поршня 1 (Sp=12 мм и Sp=7 мм) для заявляемого устройства отбора мощности.
Фиг. 16 - Фиг. 18 - схема расчёта полезной работы FP кривошипно-шатунного механизма на аналогичных Фиг. 14 - Фиг. 15 стадиях ^=12 мм и Sp=7 мм) рабочего хода поршня.
Заявляемое устройство отбора мощности от ДВС работает следующим образом. 4-цилиндровый двухрядный двигатель снабжён заявляемым устройством отбора мощности. При воспламенении топливной смеси в рабочем объёме (высота около 2 мм) одного из цилиндров ДВС происходит её расширение (примерно в 6 раз), что задаёт движение вниз (из ВМТ к НМТ) соответствующего поршня 1. Поршень 1 каждого из цилиндров связан с соответствующим передаточным механизмом 2, причём смежные передаточные механизмы 2 попарно связаны между собой таким образом, что поршни перемещаются в противофазе. Для каждого цилиндра (поршня 1) посредством передаточного механизма 2 осуществляется следующая последовательность движений (аналогичные процессы происходят параллельно в третьем из четырёх цилиндре):
- поршень 1 под действие расширяющейся топливной смеси толкает вертикально вниз связанную с ним ось 4, на конце которой расположен передаточный элемент 5, со стороны нижней торцевой поверхности которого сформировано, для рассматриваемой формы реализации, два непрерывных, волнообразных в вертикальном направлении направляющих пути в виде направляющей контактной полосы 9 с симметрично расположенными двумя вершинами 16 и двумя впадинами 17, в плане имеющей форму кольца;
- передаточный механизм 2, перемещаясь вертикально вниз, при контакте каждой из двух направляющих контактных полос 9 с соответствующим бегунком 6 обеспечивает его перемещение по непрерывному, волнообразному в вертикальном направлении направляющему пути из положения ВМТ через центральное положение в положение НМТ, но, т.к. бегунок 6 имеет неизменное вертикальное положение, его подшипники 7, установленные на горизонтальной оси 8, жёстко связанной с валом 3 отбора мощности, в процессе движения просто «описывает» окружность в одной горизонтальной плоскости. Причём движение бегунков 6 осуществляется в одной фазе, но в противоположных направлениях;
- поскольку горизонтальная ось 8 для каждого бегунка 6 жёстко связана с соответствующим валом 3 отбора мощности, при совершении бегунками 6 кругового движения каждый вал 3 отбора мощности приводится во вращение, одновременно вращая жёстко установленные на них соответствующие зубчатые колеса 10 в противоположных направлениях;
- каждое зубчатое колесо 10 из пары колёс одного передаточного механизма, вращаясь, посредством зубчатого зацепления приводит во вращение зубчатое колесо 10 парного (смежного) передаточного механизма 2, которое, в свою очередь, вращает соответствующий ему первый вал 3 отбора мощности;
- первый вал 3 отбора мощности, вращаясь, приводит во вращение жёстко связанную с ним горизонтальную ось 8, а также посредством зубчатого зацепления второй вал 3 отбора мощности данного передаточного механизма 2, который, в свою очередь, приводит во вращение в противоположном направлении жёстко связанную с ним горизонтальную ось 8;
- горизонтальные оси 8, вращаясь (в противоположных направлениях), перемещают по круговой траектории установленные на них подшипники 7 бегунков 6, которые имеет неизменное вертикальное положение и в процессе движения просто «описывают» одинаковые окружности в одной горизонтальной плоскости, а при контакте с соответствующими направляющими контактными полосами 9 соответствующих передаточных элементов 5 (передаточные элементы 5 находятся в положении противофазы по отношению к передаточным элементам 5 парного передаточного механизма 2), перемещаясь по задаваемым контактными полосами 9 непрерывным, волнообразным в вертикальном направлении направляющим путям, приводят к «выталкиванию» вверх передаточного элемента 5, перемещая тем самым передаточный механизм 2 вертикально вверх из положения НМТ через центральное положение в положение ВМТ.
Для каждой пары смежных цилиндров, а следовательно смежных передаточных механизмов 2, процесс повторяется в соответствии с приведенным выше описанием.
В заявляемом устройстве отбора мощности каждый элемент выполняет движение только одного типа - вертикальное возвратно-поступательное, круговое или вращательное, в связи с чем отсутствуют «паразитные» сдвиговые силы, возникающие, например, при движении шатуна в КШМ. Возникновение поперечных «сдвигов» в процессе работы исключено также благодаря наличию средства согласования движения передаточных механизмов 2, как по горизонтали, так и по вертикали. Кроме того, указанные средства согласования обеспечивают не только заданное (по траектории, диапазону и т.п.) перемещение каждого конструктивного элемента, но и синхронизирует одновременное принудительное перемещение всех конструктивных элементов, как в паре, так и в рамках заявляемого устройства в целом, что обеспечивает бесперебойную работу и исключает возникновение нештатных аварийных ситуаций (например, заклинивание и т.п.)
Так, все смежные передаточные механизмы 2 попарно связаны между собой средством согласования движения по горизонтали - множеством зубчатых колёс 10, каждое из которых жёстко установлено на соответствующем валу 3 отбора мощности. Все зубчатые колёса 10 лежат в одной плоскости 11 и последовательно связаны между собой зубчатым зацеплением с образованием замкнутой конструкции. Это одновременно обеспечивает синхронизацию вращения всех валов 3 отбора мощности и вертикальную «устойчивость» конструкции заявляемого устройства отбора мощности в совокупности в ДВС.
Все смежные передаточные механизмы 2 попарно связаны между собой средством согласования движения по вертикали - шарнирно-рычажными механизмами 12, каждый из которых содержит центральное коромысло 13 и два симметрично расположенных на концах коромысла 13 шатуна 14 одинаковой длины, шарнирно связанных с соответствующим передаточным элементами 5 и соответствующим концом центрального коромысла 13. Центральное коромысло 13 закреплено на опоре 15 с возможностью совершения качательного движения в вертикальной плоскости.
При перемещении в противофазе смежных передаточных механизмов 2 шарнирно связанные с соответствующими передаточными элементами 5 шатуны 14 поворачиваются и изменяют вертикальное положение концов центрального коромысла 13 (благодаря шарнирному соединению с этими концами). При этом в процессе работы ДВС центральное коромысло 13 совершает качательное движение в вертикальной плоскости, причём верхнее и нижнее положение концов центрального коромысла 13 определены в соответствии с положениями ВМТ и НМТ передаточных механизмов 2 (горизонтальное положение центрального коромысла 13 соответствует среднему положению передаточных механизмов 2).
Для передаточных механизмов 2 положение ВМТ и НМТ строго определены геометрией направляющей контактной полосы 9 (одинаковой для всех передаточных механизмов 2).
Кроме того, через форму волнообразных в вертикальном направлении направляющих контактных полос 9 (расстояние Н между впадиной 17 и вершиной 16, радиусы скруглений г впадины 17 и R вершины 16, угол а наклона касательной и т.д.) можно задавать рабочие параметры ДВС (рабочий ход поршней 1 (через положение ВМТ и НМТ), выходная мощность, КПД (через угол а) и т.д.).
Отбор мощности с валов 3 отбора мощности может осуществляться по любой подходящей схеме - как одновременно для различных потребителей (для каждого потребителя с индивидуального вала), так и с «объединением» мощностей с нескольких валов 3 отбора мощности для передачи одному потребителю.
Возможность заявленного выше существенного повышения КПД (до 40-50%) проиллюстрирована графически на Фиг. 14 - Фиг. 15 (схема расчёта полезной работы FP£ заявляемого устройства отбора мощности на различных стадиях рабочего хода поршня 1) в сравнении с полезной работой FP кривошипно-шатунного механизма на аналогичных стадиях (Sp=12 мм и Sp=7 мм) рабочего хода поршня (Фиг. 16 - Фиг. 18). Так, полезная работа совершается поршнем на первых его, примерно, 12 мм хода из ВМТ к НМТ (высота рабочего объёма цилиндра около 2 мм при расширении топливной смеси примерно в 6 раз), причём максимальная полезная работа совершается на первых миллиметрах пути поршня 1. Расчёты показывают, что полезная работа Fp заявляемого устройства отбора мощности на первых 7 мм пути поршня 1 составляет 95% от силы F, приложенной к поршню 1 от расширения топливной смеси, а на 12 мм - 90% от F. При этом при сравнимых условиях полезная работа КШМ составляет 77% и 62%, соответственно, от F. Поскольку значение полезной работы является определяющим для расчёта КПД ДВС, чем выше её значение, тем выше (пропорционально) значение КПД. Таким образом, при полученном увеличений полезной работы в 1,4-1,5 раз, можно говорить о соответствующем увеличений КПД.
Приведенные выше расчёты были осуществлены для представленной на Фиг. 14 - Фиг. 15 формы реализации геометрической формы волнообразных в вертикальном направлений направляющих контактных полос 9 (расстояние Н=64 мм, г=12 мм, R=52 мм, а=36° на 7 мм и а=55° на 12 мм). Проведенные испытания показали, что путём варьирования указанных параметров, определяющих геометрическую форму волнообразных в вертикальном направлении направляющих контактных полос 9 в технически целесообразных диапазонах можно достигнуть увеличение КПД до 2 раз (по сравнению с КПД ДВС с традиционными устройствами отбора мощности - КШМ).
Таким образом, заявляемое устройство отбора мощности имеет простую, технологичную и высоко надёжную конструкцию, в которой обеспечены эффективные взаимные связи и синхронизация работы всех конструктивных элементов. Устройство обеспечивает возможность повышения КПД до 40-50% и может быть использовано в составе поршневых ДВС различных транспортных средств с обеспечением одновременного отбора мощности несколькими потребителями.
Источники информации.
1. Интернет-ресурс «Роторные двигатели». Тема КПД и топливной эффективности. [Электронный ресурс] - 20 июля 2015. - Режим доступа: http :// www.rotor-motor.ru/page08. htm .
2. Интернет-ресурс «Полный газ!». Роторно-поршневой двигатель. Принцип работы. [Электронный ресурс] - 18 января 2016. - Режим доступа: http://avto- mpl.com/index.php/article/item/28-rotoniiy-dvigatel-princip-raboty.
3. Патент RU Vs 2464432 С2, опубл. 27.07.2010.
4. Интернет-ресурс «Моделист-конструктор». Двигатели на ладони, опубл. 31 марта 2014. [Электронный ресурс] - 18 января 2016. - Режим доступа: http://modeHst-konstruktor.com/razrabotki/dvigateli-na-ladoni.

Claims

Формула изобретения
1. Устройство отбора мощности от двигателя внутреннего сгорания, включающее, по меньшей мере, две пары связанных с поршнями двигателя передаточных механизмов, причём количество передаточных механизмов соответствует количеству поршней, где каждый из передаточных механизмов выполнен с возможностью преобразования возвратно-поступательного движения соответствующего поршня во вращательное движение соответствующего вала отбора мощности и содержит установленное на связанной с поршнем оси с возможностью согласованного с поршнем возвратно-поступательного вертикального перемещения средство задания вращения, содержащее передаточный элемент, со стороны нижней торцевой поверхности которого сформирован, по меньшей мере, один непрерывный, волнообразный в вертикальном направлении направляющий путь в виде направляющей контактной полосы с симметрично расположенными двумя вершинами и двумя впадинами, в плане имеющей форму кольца, и, по меньшей мере, один бегунок, имеющий неизменное вертикальное положение и выполненный с возможностью перемещения по соответствующей направляющей контактной полосе по круговой в горизонтальной проекции траектории в процессе возвратно-поступательного вертикального перемещения передаточного элемента с передачей вращения на соответствующий вал отбора мощности и содержащий пару подшипников, симметрично установленных на жёстко связанной с валом отбора мощности горизонтальной оси, причём количество бегунков соответствует количеству направляющих контактных полос, все смежные передаточные механизмы попарно связаны между собой посредством средства согласования движения по горизонтали, выполненного в виде множества зубчатых колёс, каждое из которых жёстко установлено на соответствующем валу отбора мощности, при этом все зубчатые колёса лежат в одной плоскости и последовательно связаны между собой зубчатым зацеплением с образованием замкнутой конструкции, и посредством средства согласования движения по вертикали, выполненного с возможностью задания согласованного возвратно-поступательного вертикального перемещения передаточных элементов в каждой паре смежных элементов передаточных механизмов в противофазе.
2. Устройство по п. 1 , отличающееся тем, что средство согласования движения по вертикали выполнено в виде шарнирно-рычажного механизма с центральным коромыслом и двумя симметрично расположенными шатунами одинаковой длины, шарнирно связанными с соответствующим средством задания вращения.
3. Устройство по любому из пп. 1 или 2, отличающееся тем, что со стороны нижней торцевой поверхности каждого передаточного элемента сформирована пара направляющих контактных полос, которые выполнены с возможностью одновременного согласованного перемещения по ним в противоположных направлениях двух ббгунков, каждый из которых связан с отдельным валом отбора мощности, на котором жёстко установлено зубчатое колесо с зацеплением с зубчатыми кол сами соседних валов отбора мощности.
4. Устройство по п. 3, отличающееся тем, что форма волнообразных в вертикальном направлении направляющих контактных полос, включая, по меньшей мере, расстояние между впадиной и вершиной, радиусы скруглений впадины и вершины, угол наклона касательной, соответствует заданным рабочим параметрами двигателя, выбранными из группы, включающей, по меньшей мере, рабочий ход поршней, выходную мощность, КПД.
PCT/BY2016/000005 2016-01-28 2016-09-15 Устройство отбора мощности от двигателя внутреннего сгорания WO2017127910A1 (ru)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP16886833.9A EP3409921B1 (en) 2016-01-28 2016-09-15 Power take-off device for an internal combustion engine
US16/073,739 US10589624B2 (en) 2016-01-28 2016-09-15 Power take-off device for an internal combustion engine

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EA201600173A EA025961B1 (ru) 2016-01-28 2016-01-28 Устройство отбора мощности от двигателя внутреннего сгорания
EA201600173 2016-01-28

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2017127910A1 true WO2017127910A1 (ru) 2017-08-03

Family

ID=58228603

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/BY2016/000005 WO2017127910A1 (ru) 2016-01-28 2016-09-15 Устройство отбора мощности от двигателя внутреннего сгорания

Country Status (4)

Country Link
US (1) US10589624B2 (ru)
EP (1) EP3409921B1 (ru)
EA (1) EA025961B1 (ru)
WO (1) WO2017127910A1 (ru)

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2220303C2 (ru) * 2001-08-27 2003-12-27 Открытое акционерное общество "КАМАЗ" Механизм привода вспомогательных агрегатов двигателя внутреннего сгорания с переднего конца коленчатого вала
RU2500907C2 (ru) * 2011-06-21 2013-12-10 Юрий Андреевич Гребнев Двигатель внутреннего сгорания
EP2924262A1 (en) * 2006-06-26 2015-09-30 Fallbrook Intellectual Property Company LLC Continuously variable transmission

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB358046A (en) * 1930-06-28 1931-09-28 Adriaan Cornelis Van Maarsevee Improvements in engines with pistons which both reciprocate and rotate
US2451374A (en) * 1944-12-05 1948-10-12 Joseph D Bell Engine drive
DE102005039609B4 (de) * 2004-08-25 2009-10-01 Iskakova, Kamila Motor mit einem oder mehreren Hubkolben
US20110011368A1 (en) * 2005-10-07 2011-01-20 Wavetech Engines, Inc. Reciprocating engines
RU2464432C2 (ru) 2009-01-21 2012-10-20 Геннадий Константинович Холодный Способ работы роторного двигателя и роторный двигатель холодного
US9032917B1 (en) * 2011-04-21 2015-05-19 Mark McNitt Barrel cam rotating cylinder engine
US9032920B2 (en) * 2012-01-01 2015-05-19 Brian Robards Axial piston internal combustion engine using an Atkinson cycle

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2220303C2 (ru) * 2001-08-27 2003-12-27 Открытое акционерное общество "КАМАЗ" Механизм привода вспомогательных агрегатов двигателя внутреннего сгорания с переднего конца коленчатого вала
EP2924262A1 (en) * 2006-06-26 2015-09-30 Fallbrook Intellectual Property Company LLC Continuously variable transmission
RU2500907C2 (ru) * 2011-06-21 2013-12-10 Юрий Андреевич Гребнев Двигатель внутреннего сгорания

Also Published As

Publication number Publication date
EA201600173A1 (ru) 2017-02-28
US10589624B2 (en) 2020-03-17
EA025961B1 (ru) 2017-02-28
US20190009674A1 (en) 2019-01-10
EP3409921A4 (en) 2019-08-14
EP3409921A1 (en) 2018-12-05
EP3409921B1 (en) 2020-12-30

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US5673665A (en) Engine with rack gear-type piston rod
CN111566314B (zh) 用于将往复运动转换为旋转运动或进行反向转换的机构及其应用
RU2423615C2 (ru) Двигатель внутреннего сгорания (варианты)
EP1681437A1 (en) Rotary internal combustion engine
WO2001065072A1 (en) Internal-combustion engine with improved reciprocating action
JP3143564B2 (ja) カム式エンジン
WO1989010502A1 (en) Motion conversion mechanism for use between rotating motions and reciprocating motions, and internal combustion engine using the same mechanism
US10267225B2 (en) Internal combustion engine
WO1995013491A1 (en) Internal combustion engine with improved cycle dynamics
EP0834007B1 (en) Tri-lobed cam engine
EA011059B1 (ru) Двигатель внутреннего сгорания
GB1565669A (en) Reciprocating rotary combustion engines
WO2017127910A1 (ru) Устройство отбора мощности от двигателя внутреннего сгорания
CN103089425A (zh) 集成式环型曲滑道发动机
BG63221B1 (bg) Гърбичен двигател
RU2349813C1 (ru) Двухвальный кривошипно-шатунный механизм
AU673507B2 (en) Radial internal combustion engine
CN209011947U (zh) 一种发动机传动装置
Yukawa Continuously variable transmission using quadric crank chains and ratchets
RU2516040C2 (ru) Двигатель внутреннего сгорания
RU2131528C1 (ru) Двигатель внутреннего сгорания
RU2786863C1 (ru) Двигатель внутреннего сгорания
RU2200239C2 (ru) Двигатель внутреннего сгорания
CN113323737B (zh) 正时连杆组件及水平对置式发动机
CN102192008A (zh) 齿轮传动内燃机

Legal Events

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

Ref document number: 16886833

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2016886833

Country of ref document: EP

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2016886833

Country of ref document: EP

Effective date: 20180828