Двигатель внутреннего сгорания

Содержит цилиндр с поршнем, связанным толкателем с преобразователем возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение вала двигателя. Преобразователь снабжен 2-х ступенчатой зубчатой передачей, первая ступень является планетарной передачей внутреннего зацепления с блоком 2-х разноразмерных шестерен-сателлитов на общей оси, вращающимся на водило и вместе с ним, вторая ступень образована большим сателлитом и зубчатым элементом привода толкателя, вращается против вращения вала с большей в два раза скоростью. Отличается тем, что преобразователь выполнен в виде диска, закрепленного неподвижно на валу двигателя с эксцентриситетом Е1 и вращающегося на диске ротора с зубчатым венцом внутреннего зацепления, связанным со вторым колесом-сателлитом и имеющим поводок с пальцем, ось которого расположена относительно оси ротора с эксцентриситетом Е2=Е1 и который шарнирно связан с толкателем, при этом число зубьев большего сателлита в раз выше числа зубьев меньшего сателлита, а поршни прикреплены к толкателю с возможностью регулировки их положения вдоль по оси толкателя. Фор-ла однозв., 3 илл.

Полезная модель относится к области двигателестроения, именно, к двигателям внутреннего сгорания поршневого типа и может быть использована как энергетическая установка для стационарных и мобильных машин в промышленности, сельском хозяйстве и иных сферах деятельности.

Известен двигатель внутреннего сгорания [1], содержащий цилиндр и размещенный в нем поршень, связанный посредством толкателя (шатуна) с преобразователем прямолинейного возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение приводного вала двигателя в форме кривошипов определенного радиуса, определяющего полный геометрический ход поршня от верхней мертвой точки (ВМТ) до нижней мертвой точки (НМТ). Это классическая конфигурация современного массового двигателя внутреннего сгорания.

Недостатком данного двигателя считается использование, в качестве преобразователя вида движения, кривошипно-шатунного механизма с коленчатым валом, поскольку при этом возникают боковые нагрузки на поршень, приводящие к таким отрицательным явлениям, как "перекладка" поршня, ударные нагрузки и усиленный износ боковой поверхности поршня, в результате приходится увеличивать геометрический ход и высоту поршня, длину шатуна, что приводит к возрастанию габаритных размеров, массы и снижению надежности двигателя внутреннего сгорания. Кроме того, усложняется решение, например, таких задач, как балансировка двигателя или регулировка величины и формы камеры сгорания.

Из уровня техники известен "бесшатунный двигатель Баландина", в конструкции которого реализовано стремление устранить указанные недостатки классического двигателя внутреннего сгорания путем применения особого преобразователя движения поршня, именно, механизма прямолинейного воздействия на поршень. Вариантом идей "двигателя Баландина" является более современный "двигатель Семернина" [2], в котором преобразователь движения поршня выполнен аналогично кривошипно-шатунному механизму, но состоящим из двух коленчатых валов, расположенных

параллельно или соосно один другому, и двух шатунов на одну поршневую пару.

Недостатком "двигателя Семернина" является необходимость использования двух дорогостоящих коленчатых валов и необходимость иметь достаточно длинные шатуны, вследствие чего увеличиваются габариты двигателя внутреннего сгорания, при этом усложняется уравновешивание его движущихся по сложным траекториям деталей.

Известен также двигатель внутреннего сгорания [3], выбранный в качестве прототипа, содержащий цилиндр и размещенный в нем поршень, связанный посредством толкателя с преобразователем возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение вала двигателя. Преобразователь снабжен зубчатой передачей планетарного типа, включающей в себя центральное (солнечное) колесо внутреннего зацепления, неподвижно закрепленное в корпусе двигателя соосно его валу, и водилом на валу двигателя с расположенной на одной общей оси парой зубчатых колес-сателлитов, одно из которых взаимодействует с центральным колесом, а второе - с ведущим звеном преобразователя возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение вала двигателя.

Преобразователь реализует гипоциклоидальную форму траектории движения точки присоединения толкателя поршня, поэтому при определенном соотношении характеристик и режимов функционирования элементов планетарной передачи эта траектория может быть преобразована в прямолинейную, при этом толкатель совершает только возвратно-поступательное, без колебаний, движение, а конструкция приводного вала значительно упрощается.

Недостатком двигателя внутреннего сгорания [3] является сравнительно большие габаритные размеры планетарной передачи и преобразователя вида движения вследствие использования зубчатой передачи с нерациональными размерами колес, в частности, колес-сателлитов и соотношения их размеров, от чего зависят общие габариты планетарной передачи и двигателя в целом.

Целью предлагаемой полезной модели является демонстрация возможности оптимизировать устройство преобразователя вида движения в двигателе-прототипе и уменьшить габариты последнего.

Поставленная цель достигается тем, что в двигателе внутреннего сгорания, содержащем цилиндр и размещенный в нем поршень, связанный посредством толкателя с преобразователем возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение вала двигателя, снабженного зубчатой передачей планетарного типа, включающей в себя центральное

(солнечное) колесо внутреннего зацепления, неподвижно закрепленное в корпусе двигателя соосно его валу, и водило на валу двигателя с расположенной на одной общей оси парой зубчатых колес-сателлитов, одно из которых взаимодействует с неподвижным центральным колесом, а второе - с ведущим звеном преобразователя вида движения, последний (т.е. преобразователь) выполнен в виде неподвижно закрепленного на валу двигателя с эксцентриситетом Е1 круглого диска и расположенного на диске с возможностью вращения в обратном направлении вращению диска ротора в форме круглого кольца, выполняющего функцию ведущего звена преобразователя вида движения и оснащенного зубчатым венцом внутреннего зацепления, взаимодействующим со вторым зубчатым колесом-сателлитом планетарной передачи и имеющим радиальный поводок с расположенным на нем, с эксцентриситетом Е2=Е1=Е относительно оси вращения ротора, присоединительным пальцем, шарнирно связанным с одним общим, по крайней мере, для двух оппозитно расположенных в соответствующих цилиндрах поршней, прикрепленных к концам толкателя с возможностью регулировки положения поршней вдоль оси толкателя, при этом в планетарной передаче преобразователя вида движения обеспечивается соотношение размеров зубчатых колес по радиусам их начальных окружностей как: (r19/r18)*(r16/r5)=2 и (около) или по числу зубьев как: (z19/z18)*(z16/z5)=2 и (около), где r16 и z16 - радиус начальной окружности и число зубьев центрального колеса, r18 и z18 - то же меньшего колеса-сателлита, r19 и z19 - то же большего колеса-сателлита, r5 и z5 - то же зубчатого венца ротора преобразователя.

Ниже на фиг.1 представлена принципиальная схема полезной модели двигателя внутреннего сгорания, на фиг.2 - схема образования прямолинейной траектории возвратно-поступательного движения толкателя поршня, на фиг.3 - график оптимизации выбора соотношения размеров зубчатых колес блока сателлитов.

Полезная модель двигателя внутреннего сгорания (фиг.1) содержит гладкий приводной вал 1 с круглым диском 2, жестко установленным на одном конце вала 1 с эксцентриситетом Е1 (кратчайшее расстояние между осями O1-O2). Вал 1 имеет жестко закрепленное на нем водило 3.

На диске 2 с возможностью вращения вокруг оси O2 диска установлен кольцеобразный ротор 4 с выполненным по наружной окружности зубчатым венцом 5 внутреннего зацепления. Ротор 4 также имеет радиальный поводок 6 с пальцем 7, ось O3 которого смещена относительно оси O2 диска 2 на величину эксцентриситета Е2=Е1. К пальцу 7 с помощью шарнира 8

прикреплен толкатель 9, общий, по крайней мере, для двух оппозитно расположенных в цилиндрах 10 и 11 поршней 12 и 13. Поршни 12 и 13 скреплены с толкателем 9 таким образом, чтобы обеспечивалась возможность изменения вдоль по оси толкателя положения поршня в соответствующем цилиндре, например, с помощью винтового соединения 14 с контргайкой 15 и тем самым регулировать объем камеры сжатия и камеры сгорания.

Планетарная передача преобразователя вида движения включает в себя: центральное (солнечное) зубчатое колесо 16 внутреннего зацепления, установленное неподвижно в корпусе 17 двигателя соосно с валом 1, блок зубчатых колес-сателлитов 18 и 19, размещенных на одной общей оси 20 на водиле 3 с возможностью вращения и передающих момент от одного к другому через указанную ось 20. Колесо-сателлит 18 взаимодействует с центральным колесом 16, колесо-сателлит 19 взаимодействует с зубчатым венцом 5 ротора 4.

При такой схеме планетарной передачи преобразователя вида движения вал 1 и ротор 4, несущий на себе радиальный поводок 6 с присоединительным пальцем 7, вращаются в противоположные стороны (на фиг.1 - по стрелкам А и Б).

Для обеспечения прямолинейности движения центра присоединительного пальца 7 и, следовательно, толкателя 9 с поршнями 12 и 13 необходимо также, чтобы при одном полном повороте вала 1 на 360 град. ротор 4 вместе с радиальным поводком 6 и пальцем 7 повернулся на два полных оборота, т.е. на 720 град., что обеспечивается в модели соответствующим подбором зубчатых колес преобразователя вида движения и получением передаточного отношения в кинематической цепи передаточного механизма равного "минус" 2, где знак "минус" указывает на противоположное вращение вала 1 и ротора 4.

В исходном положении (фиг.2) угол поворота вала 1 равен нулю, а т.О1 (центр вращения вала 1), т.О2 (центр собственного вращения ротора 4 на диске 2, он же - центр диска 2) и т.О3 (центр пальца 7) располагаются на одной общей прямой линии MN - по этой линии и будет пролегать траектория прямолинейного движения как центра пальца 7, так и толкателя с поршнями.

При вращении вала 1 против часовой стрелки т.О2 описывает вокруг т.О1 окружность (направляющую окружность) радиусом О1О2=E1=Е2=Е и после поворота вала 1 на угол доказывается на направляющей окружности в т. К. Одновременно с поворотом отрезка О1О2 в положение О1К происходит поворот отрезка О2О3=Е2=Е1=Е в противоположном

направлении (по чертежу - по часовой стрелке) на угол 2, а т.О3 переместится по прямой MN влево по чертежу в т.О'3, что следует из свойств равнобедренного треугольника О1КО'3 - у этого треугольника всегда при переменном значении угла угол О1КО3 равен значению (180°-2), следовательно, чтобы вершина О3 треугольника перемещалась только по прямой MN, необходимо, чтобы сторона О2О3 треугольника поворачивалась по часовой стрелке от направления ОР на угол 2, т.к. [L О1KP - L О1КО' 3=180°-(180°-2)=2].

При дальнейшем увеличении угла поворота вала т.O3 переместится, например, в т.O''3, а из т.O'''3 начинается ее возврат вправо по той же прямой линии MN в исходное положение O3 - траектория движения т.O3 на всем протяжении ее пути будет прямолинейной. Путь, который проходит т.O3 за половину оборота вала 1, составляет длину отрезка O3O'''3, равную 4Е - это длина полного хода поршня из ВМТ в НМТ. За оставшуюся половину оборота вала 1 поршень возвращается из НМТ в ВМТ.

Отсюда, величина эксцентриситета Е=Е1=Е2 в преобразователе вида движения определяется величиной хода поршня или наоборот. Например, при необходимости иметь ход поршня из ВМТ в НМТ, равный 110 мм, величина эксцентриситета Е=Е1=Е2 должна составлять 27,5 мм.

Как отмечалось выше, ротор 4 должен вращаться с угловой скоростью в два раза превышающей угловую скорость вращения вала 1 (в противоположном направлении) - при этом условии и при равенстве Е1=Е2=Е обеспечивается движение центра присоединительного пальца 7 и всех точек толкателя поршня по прямолинейной траектории, или по "вырожденной" арке гипоциклоиды. Необходимое передаточное отношение, равное двум, между валом 1 и зубчатым венцом ротора 4 обеспечивают, как обычно, подбором зубчатых колес по размеру или числу зубьев, однако при этом нужно стремиться к уменьшению габаритных размеров деталей и всего преобразователя вида движения.

При известном значении хода поршня и, следовательно, эксцентриситета Е, а так же при заданном значении крутящего момента на валу двигателя габаритные размеры, с очевидностью, уменьшаются при использовании планетарной передачи внутреннего зацепления, поскольку при этом блок зубчатых колес-сателлитов будет размещаться внутри центрального колеса. Значит, планетарная передача "центральное колесо 16 - сателлит 18" должна быть повышающей, к примеру, в 4 раза, чтобы разместился сателлит. Тогда передача от колеса-сателлита 19 к зубчатому венцу 5 ротора 4 должна быть понижающей, в нашем примере, в 2 раза, что и

обеспечивает угловую скорость вращения ротора 4 с пальцем 7 в два раза большую, чем скорость вращения вала 1.Это можно записать для общего случая (опуская знаки) в виде соотношения:

или

где r16, r18, r19, r5 - радиус начальной окружности зубчатых колес 16, 18, 19, 5,

z16, z18, z19, z5 - число зубьев соответственно указанных колес.

Перепишем уравнения (1) и (2) так, чтобы выделить соотношение размеров колес-сателлитов 18 и 19:

или

Правая часть уравнений (1)...(4) есть постоянная величина, равная 2 - непременное условие обеспечения прямолинейности движения центра пальца 7. В то же время два сомножителя в левой части уравнений (3) и (4), представленные в виде отношений (r19/r18) и (r16/r5) или (z19/z18) и (z16/z5), могут иметь какие угодно значения при условии, если их произведение в конечном итоге оказывается равным 2.Например, если соотношение (r19/r18)=0,5, то соотношение (r16/r5)=4, или если (r19/r18)=2, то (r16/r5)=1 и т.д. и т.п.

Из этого следует, что выбор размеров зубчатых колес преобразователя вида движения лишен определенности и потому габаритные размеры двигателя внутреннего сгорания могут получаться какими угодно большими, другими словами, будут нерациональными.

Легко убедиться, что уравнение (3) или (4) представляет собой уравнение равносторонней гиперболы, отнесенной к асимптотам - осям прямоугольной системы координат [4]:

где применительно к нашему случаю: X=(r19/r18), Y=(r16/r5), а²/2=2 или а ²=4, а=2. Здесь а - полуось ОА гиперболы, график которой представлен на фиг.3, из которого следует, что т.А, образованная пересечением линии гиперболы с ее действительной осью MN, делит гиперболу на две симметричные части АС и АД и является вершиной гиперболы.

Т. А замечательна так же тем, что в ее окрестности прирост аргумента Х равен приросту самой функции Y, что можно использовать в качестве критерия при выборе оптимизированного варианта соотношения (r19/r18) или (z19/z18).

Рассмотрим прямоугольный равнобедренный треугольник ОВА, в котором, на основании теоремы Пифагора:

OA²=OB ²+BA²

Т.к. OВ=ВА, то ОА ²=2ОВ² или OВ² =ОА²/2,

Но ОА=а=2, следовательно, .

Поэтому оптимизированное значение соотношения размеров зубчатых колес-сателлитов 19 и 18 составляет:

Соответственно, соотношение также, или имеем , т.е. выполняется условие, предусмотренное выражениями (1) или (2).

Как следует из фиг.3, даже при незначительном увеличении соотношения (r19/r18) от оптимизированного (6) резко возрастает соотношение (r16/r5), т.е. резко возрастает размер солнечной шестерни или должен быть резко уменьшен размер зубчатого венца ротора 4, но данный размер ограничивается снизу задаваемой величиной хода поршня или величиной эксцентриситета Е.

Если же увеличивать (r19/r18) относительно оптимизированного значения (6), то снижение (r16/r5) не будет столь значимым и не потребует значительного ответного увеличения размера зубчатого венца и ротора 4.

Результат (6) может быть получен иным путем, именно, исследованием функции (3) на экстремум, для чего запишем это уравнение в форме уравнения обратной функции вида Y=m/Х:

И возьмем первую производную этой функции:

В т.А, являющейся вершиной гиперболы и делящей гиперболу на две

симметричные ветви АС и АД, первая производная равна "минус единице", поэтому , откуда имеем , или, используя только положительный корень уравнения, .

Использованный метод оптимизации соотношения размеров колес-сателлитов нерационально применять для оптимизации и соотношения (r16/r18) из уравнения (1), поскольку оно тоже будет равно , а это означает, что колесо-сателлит 18 не разместится по своему размеру внутри центрального колеса и тогда надо переходить от внутреннего зацепления к внешнему, а это увеличивает габаритные размеры всего устройства, и задача становится другой.

Функционирует предлагаемая полезная модель, в которой зубчатый механизм является обратимым, следующим образом. Пусковое устройство двигателя внутреннего сгорания проворачивает вал 1 двигателя, крутящий момент которого по кинематической цепи: водило 3 - планетарная передача 16 - 18 - ось 20 - зубчатая передача 19 - 5 - эксцентриковый механизм: диск 2 - ротор 4 - поводок 6 - палец 7 - шарнир 8 - толкатель 9 переводит поршень, например, 13 в положение вблизи ВМТ, когда производится воспламенение горючей смеси, после чего под давлением газов поршень перемещается от ВМТ к НМТ, воздействуя на толкатель, который с помощью преобразователя вида движения совершает прямолинейное движение и вращает при этом вал двигателя, совершая полезную работу. В предлагаемой полезной модели может использоваться как четырехтактный, так и двухтактный рабочий, процесс. Навесное оборудование двигателя получает привод от левого конца его вала, там же может располагаться и маховик двигателя.

В отдельных случаях, как, например, при использовании другого вида топлива или иного типа смесеобразования, изменяют объем камеры сжатия путем ослабления контргайки 15 и необходимого поворота поршня по винтовой части 14 толкателя.

Пример осуществления полезной модели в части подбора зубчатых

колес: Из теории зубчатого зацепления известно [5], что желательно, чтобы нормальные колеса с эвольвентным профилем зуба имели не менее 17 зубьев для колес внешнего зацепления (сложности в нарезании) и не менее 34 зубьев для колес внутреннего зацепления (требование иметь весь профиль зуба эвольвентным).Поэтому, если в полезной модели у малого колеса-сателлита 18 нарезать 17 зубьев (для примера), т.е. z18=17, тогда получается z16=68, т.к. ранее принималось передаточное отношение в этой паре равное 4-ем, a (по условию оптимизации), т.е. z19=24 и z5=48. После подстановки в уравнение (4) получаем:

(z19/z18)*(z16/z5)=(24/17)*(68/48)=4/2=2.

При выбранном числе зубьев колес 16, 18, 19 и 5 их геометрические размеры по начальной окружности зависят от принимаемого значения модуля, например, при модуле m=2 мм размеры колес получаются равными: r16=68 мм, r18=17 мм, r19=24 мм, r5=48 мм. После подстановки этих значений в формулу (3) получаем:

(r19/r18)*(r16/r5)=(24/17)*(68/48)=4/2=2.

По исходным данным рассмотренного примера и результатам графического моделирования, эксцентриситет находится около 27,20 мм. В действительности же только после составления задания на проектирование двигателя и выполнения расчетов по действующим нагрузкам можно получить габаритные размеры и иные размеры полезной модели, но всегда нужно выдерживать оптимальное соотношение (6) - это обеспечивает получение определенной, рациональной конструкции двигателя внутреннего сгорания поршневого типа с планетарным преобразователем и эксцентриковым механизмом.

Использованные источники информации:

1. Гугин A.M. Быстроходные поршневые двигатели / Справочник. - M.: Машиностроение, 1967. - 259 с.

2. МПК F02В 75/32. Заявка RU 2004122977/06. Двигатель Семернина. - RU БИПМ. N 2, 2006, с.1223.

3. Крайнев А.Ф. Словарь-справочник по механизмам. - 2-е изд.,

перераб., и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - С.324 (прототип).

4. Рывкин А.А. и др. Справочник по математике. Изд. 2-е. М.: Высшая школа, 1970. - С.251...252.

5. Баранов Г.Г. Курс теории механизмов и машин. Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1975. - С.196...203, 226...228, 286...288.

Двигатель внутреннего сгорания, содержащий цилиндр и размещенный в нем поршень, связанный посредством толкателя с преобразователем возвратно-поступательного движения поршня во вращательное движение вала двигателя, снабженного зубчатой передачей планетарного типа, включающей в себя центральное (солнечное) колесо внутреннего зацепления, неподвижно закрепленное в корпусе двигателя соосно его валу, и водило на валу двигателя с расположенной на одной общей оси парой зубчатых колес-сателлитов, одно из которых взаимодействует с центральным колесом, а второе - с входным звеном преобразователя вида движения, отличающийся тем, что преобразователь движения выполнен в виде неподвижно закрепленного на валу двигателя с эксцентриситетом Е1 круглого диска и расположенного на диске с возможностью вращения в обратном вращению вала двигателя направлении ротора в форме круглого кольца, оснащенного зубчатым венцом внутреннего зацепления, взаимодействующего со вторым зубчатым колесом-сателлитом планетарной передачи и имеющим радиальный поводок с расположенным на нем с эксцентриситетом Е2=Е1 относительно оси вращения ротора с присоединительным шипом, шарнирно связанным с одним общим толкателем, по крайней мере, двух оппозитно расположенных в соответствующих цилиндрах поршней, прикрепленных к концам толкателя с возможностью регулировки положения поршней вдоль оси толкателя, при этом в планетарной передаче преобразователя вида движения обеспечивается соотношение размеров зубчатых колес по радиусам их начальных окружностей как: (r19/r18)*(r16/r5)=2 и (около), или по числу зубьев зубчатой передачи, как: (z19/z18*z16/z5)=2 и (около),

где r19 и z19 - размеры большего колеса-сателлита;

r18 и z18 - размеры меньшего колеса-сателлита;

r16 и z16 - размеры центрального колеса внутреннего зацепления;

r5 и z5 - размеры зубчатого венца внутреннего зацепления ротора преобразователя.