Nothing Special   »   [go: up one dir, main page]

WO2016114683A1 - Двигатель внутреннего сгорания и способ работы - Google Patents

Двигатель внутреннего сгорания и способ работы Download PDF

Info

Publication number
WO2016114683A1
WO2016114683A1 PCT/RU2015/000010 RU2015000010W WO2016114683A1 WO 2016114683 A1 WO2016114683 A1 WO 2016114683A1 RU 2015000010 W RU2015000010 W RU 2015000010W WO 2016114683 A1 WO2016114683 A1 WO 2016114683A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
isochoric
expansion
engine
cycle
heat
Prior art date
Application number
PCT/RU2015/000010
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Борис Львович ЕГОРОВ
Original Assignee
Борис Львович ЕГОРОВ
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 Борис Львович ЕГОРОВ filed Critical Борис Львович ЕГОРОВ
Priority to PCT/RU2015/000010 priority Critical patent/WO2016114683A1/ru
Publication of WO2016114683A1 publication Critical patent/WO2016114683A1/ru

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
    • F02B33/32—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type
    • 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
    • F02B75/28—Engines with two or more pistons reciprocating within same cylinder or within essentially coaxial cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02G—HOT GAS OR COMBUSTION-PRODUCT POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINE PLANTS; USE OF WASTE HEAT OF COMBUSTION ENGINES; NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F02G5/00—Profiting from waste heat of combustion engines, not otherwise provided for
    • F02G5/02—Profiting from waste heat of exhaust gases
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the invention relates to engine
  • thermodynamic cycle is closest to the cycle, described in the application JV ° PCT RU2014 / 000720 for two-stroke internal combustion engines with isothermal compression and a separate combustion chamber. But the difference of the proposed cycle is the use of heat recovery of exhaust gases, that is, it is a regenerative isothermal cycle, which significantly increases its efficiency.
  • the implementation of the cycle is proposed to be implemented in an engine with an opposed arrangement of communicating pairs of cylinders and counter-movement of the pistons. Unlike traditional engines with this arrangement, the proposed engine cylinders are located with axial displacement for
  • the main goal of the proposed method is to increase engine efficiency
  • thermodynamic cycle internal combustion through the use of a more efficient thermodynamic cycle and its implementation in a device whose design allows to minimize thermal, mechanical and gas-dynamic losses.
  • thermodynamic cycle (Fig. 1, 2): isothermal compression - isochoric heat supply - isothermal (isobaric) expansion - adiabatic expansion - isobaric (isochoric) heat removal.
  • This cycle like the Stirling or Ericsson cycle, is also regenerative, or rather partially regenerative.
  • the heat of the exhaust gases is used to heat the working fluid to a temperature of self-ignition after isothermal compression before being allowed into the engine cylinders.
  • the lower part of the cycle diagram (under the dashed line) is similar to the ideal Stirling cycle.
  • an ideal Stirling cycle has the same efficiency as an ideal Carnot cycle, i.e. the maximum possible for a given temperature difference.
  • an ideal Carnot cycle i.e. the maximum possible for a given temperature difference.
  • isochoric heat input is used instead of heating the working fluid as a result of adiabatic compression (isoentropic compression).
  • isentropic compression is more effective, since entropy does not increase as a result of it, and, therefore, in this case, the efficiency of the entire proposed cycle would be similar to the efficiency of an ideal Carnot cycle for a given temperature difference.
  • adiabatic compression in this case will be difficult and less practical due to the significant complexity of the design, increased compression work, mechanical and heat losses, and
  • the theoretical efficiency of the proposed cycle will be as close as possible to the efficiency of the ideal Carnot cycle, and differ only in the amount of losses due to increased entropy during isochoric heat supply, graphically depicted in the diagram as a triangle formed by the isochoric heat supply line and two dashed lines of the imaginary cycle Carnot (Fig. 3).
  • isothermal and adiabatic expansion can be replaced, by analogy with the real Otto cycle, with polytropic expansion, or by analogy with the real Sabate-Trinkler cycle, with isobaric and polytropic
  • isothermal compression up to 30% higher than the efficiency of reciprocating compressors. Effective implementation of the cycle is possible with a degree of pressure increase in the process of isothermal compression from 20 and above.
  • the temperature at the end of isothermal compression in a screw compressor is about 100 ° C or slightly higher. If it is not possible to compress to a given pressure in a single-stage compressor, a two-stage screw compressor or a single-stage screw compressor with an additional supercharger of any suitable design with or without an intercooler can be used.
  • the regenerator can be heated by an additional device operating on the principle of a pre-heater, and the engine itself is equipped with a glow plug similar to diesel engines.
  • the working fluid After heating with exhaust gases, the working fluid is injected directly into the engine cylinders under a pressure of 25 atm. and higher.
  • the intake period should be approximately 15-20 ° of crankshaft rotation. At the same time, they ensure optimal filling, including at high speeds, by correctly selecting the cross section of the intake valve (s).
  • the communicating opposed cylinders are located with axial displacement for the possibility of placing poppet valves, and the opposing pistons counter-move not synchronously, but with a certain advance angle to allow the intake and isochoric supply of thermal energy directly inside the cylinders (Fig. 4, 5, 6 )
  • the piston of cylinder 1 (Fig. 4) reaches TDC and the piston of cylinder 2 is approximately 25-35 ° to TDC
  • the working fluid is inlet through the inlet valve (s) of cylinder 1.
  • the inlet lasts about 15-20 ° of crankshaft rotation.
  • fuel injection can also be started.
  • the start of injection is carried out with a certain advance angle or even delay, depending on the speed of the crankshaft. So at the maximum speed, the injection can be started simultaneously with the intake of the working fluid or even before it. But the ignition delay phase must end after closing the intake valve or at the same time as it closes.
  • High inlet pressure and flow of the working fluid from cylinder 1 to cylinder 2 and vice versa will provide maximum charge turbulence for high-quality mixing with the injected fuel and more efficient and complete combustion.
  • the piston of cylinder 1 will already be 25-35 ° after TDC, which is also more effective from the point of view of mechanics than the effect of maximum pressure on the piston in TDC.
  • the regenerator can also perform the functions of a catalytic converter when coating its surfaces
  • the exhaust valve is closed before opening the intake valve.
  • Figure 11 shows a comparative theoretical thermal calculation of the proposed cycle and the Sabate-Trinkler cycle for a turbocharged diesel engine with a compression ratio of 18.5.
  • the same values of the expansion polytropic and heat capacities, close to those of real diesel engines, are taken for clarity.
  • the thermal efficiency of the proposed cycle significantly exceeds the thermal efficiency of the Sabate-Trinkler cycle and can reach 0.78, which does not contradict the theory, since the efficiency of the ideal Carnot cycle for a given temperature difference (293K and 2457K) will be approximately 10% higher .
  • the mode of the proposed engine is push-pull and without compression in the expansion cylinders; therefore, much less cylinder volume is needed for the same power than for a diesel engine.
  • the liter capacity of the proposed engine will be approximately 2 times greater than the diesel engine.
  • the mechanical efficiency of a screw compressor can be 0.98, and the mechanical The adiabatic compression efficiency in ICE cylinders is at best 0.9.
  • the compression work in the proposed engine will be approximately 3 times less than in a diesel engine with the same power.
  • the maximum pressure in the cylinders of the proposed engine is approximately 2 times lower than in the cylinders of a diesel engine. From all this it follows that the mechanical efficiency of the proposed engine will be significantly higher than the mechanical efficiency of the diesel engine.
  • FIG. 1 TS diagram (temperature-entropy) of the proposed theoretical cycle.
  • FIG. 2 PV diagram (pressure-volume) of the proposed theoretical cycle.
  • FIG. 3 Comparative TS diagram of the proposed cycle and the ideal Carnot cycle.
  • FIG. 4, 5, 6 Schematic representation of engine operation during inlet, expansion, and exhaust.
  • FIG. 7 General diagram of a device operating according to the proposed method.
  • FIG. 8 Scheme of the expansion machine of the proposed device.
  • FIG. 9 Variant of inlet valve with hydraulic actuator.
  • FIG. 10 Diagram of the hydraulic drive of the intake valve.
  • FIG. 11 Comparative calculation of the engine working on the proposed cycle and the diesel engine working on the Sabate-Trinkler cycle. Description of an embodiment of the invention
  • the implementation of this method of operation can be carried out in a device, a diagram of which is shown in FIG. 7.
  • the device contains the following main elements: expansion cylinders 1 and 2, inlet valve 3, exhaust valve 4, nozzle 5, regenerator 6, separator 7, compressor 8, fan 9, compressor cooling radiator 10, fuel tank 11, high pressure fuel pump 12.
  • the design of the device may consist mainly of well-known technical solutions.
  • a screw compressor with oil or water injection, equipped with a cooling system and separation of the injected liquid can be standard or with a lightweight housing.
  • the regenerator which is a heat exchanger, can be supplemented by a pre-heating system and a system of neutralizing harmful substances.
  • the engine power system is generally similar to direct injection diesel systems.
  • the expansion machine or the engine itself actually consists of two opposed blocks of the known
  • FIG. 9 shows an inlet valve with a hydraulic actuator.
  • the cam of the hydraulic drive is located on the flywheel or behind the flywheel (Fig. 10).
  • the exhaust valve has an almost standard design of a side poppet valve with a lower camshaft (Fig. 8).

Landscapes

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

Abstract

Двигатель внутреннего сгорания работает по следующему теоретическому термодинамическому циклу: изотермическое сжатие, изохорный подвод тепла, изотермическое или изобарное расширение, адиабатическое расширение, изобарный или изохорный отвод тепловой энергии. Изохорный подвод тепловой энергии частично осуществляют с использованием теплоты отработавших газов в регенераторе 6. Изотермическое сжатие осуществляют в компрессоре 8 с внутренним охлаждением сжатого воздуха. Впуск заряда, впрыск топлива и расширение рабочего тела осуществляют в двигателе с оппозитными цилиндрами 1 и 2. Сообщающиеся пары цилиндров расположены с осевым смещением для размещения клапанов. Поршень цилиндра с впускным клапаном двигается навстречу поршню цилиндра с выпускным клапаном с углом опережения. Впуск рабочего тела, впрыск топлива и изохорное сгорание осуществляют непосредственно в цилиндрах двигателя.

Description

Двигатель внутреннего сгорания и способ работы
Область изобретения
Изобретение относится к двигателестроению
Предпосылки создания изобретения
Известны и широко используются двух- и четырехтактные бензиновые двигатели внутреннего сгорания с искровым зажиганием, работающие по циклу Отто и дизельные двигатели с воспламенением от сжатия, работающие по смешанному циклу Тринклера- Сабатэ. За последние десятилетия достигнут существенный прогресс в увеличении топливной эффективности данных двигателей, но в основном на переменных режимах работы. Повышение максимального эффективного КПД затруднено ограниченной теоретической эффективностью используемых в ДВС термодинамических циклов и сложностью практической реализации известных способов ее повышения. Так, например, способ повышения эффективности путем увеличения степени сжатия ограничен прочностью конструкционных материалов и побочными отрицательными явлениями, такими как, например, детонация в бензиновых двигателях, увеличение механических потерь и ряд других. Способ продолженного расширения, как в циклах Миллера и Аткинсона, связан с уменьшением литровой мощности, увеличением механических и насосных потерь. Применение наддува также имеет определенные ограничения, не позволяющие далее значительно повышать максимальный
эффективный КПД двигателей.
Для дальнейшего существенного повышения КПД двигателей внутреннего сгорания необходимо применить более эффективный термодинамический цикл с возможностью использования низко-потенциальной тепловой энергии, выделяемой двигателем в процессе работы. Предлагаемый термодинамический цикл наиболее близок к циклу, описанному в заявке JV° PCT RU2014/000720 для двухтактных двигателей внутреннего сгорания с изотермическим сжатием и отдельной камерой сгорания. Но отличие предлагаемого цикла состоит в применении регенерации теплоты отработавших газов, то есть он является регенеративным изотермическим циклом, что значительно повышает его эффективность. Осуществление цикла предлагается реализовать в двигателе с оппозитным расположением сообщающихся пар цилиндров и встречным движением поршней. В отличие от традиционных двигателей с такой компоновкой, в предлагаемом двигателе цилиндры расположены с осевым смещением для
возможности размещения тарельчатых клапанов, а движение противоположных поршней осуществляется не синхронно, а с определенным углом опережения для возможности осуществления впуска и изохорного подвода тепловой энергии непосредственно в цилиндрах двигателя. Такая конструкция позволяет отказаться от отдельной камеры сгорания и реализовать непосредственный впрыск топлива, что существенно снижает тепловые и газодинамические потери.
Сущность изобретения
Главной целью предлагаемого способа является повышение КПД двигателя
внутреннего сгорания за счет применения более эффективного термодинамического цикла и реализации его в устройстве, конструкция которого позволяет свести к минимуму тепловые, механические и газодинамические потери.
В качестве базового теоретического термодинамического цикла взят следующий цикл (фиг. 1, 2): изотермическое сжатие - изохорный подвод теплоты - изотермическое (изобарное) расширение - адиабатическое расширение - изобарный (изохорный) отвод теплоты. Данный цикл подобно циклу Стерлинга или Эрикссона является также регенеративным или точнее частично регенеративным. Теплота отработавших газов используется для нагрева рабочего тела до температуры самовоспламенения после изотермического сжатия перед впуском в цилиндры двигателя. Для определения теоретической тепловой эффективности данного цикла его
необходимо сравнить с идеальным циклом Карно на тепловой диаграмме.
Как показано на фиг. 3 нижняя часть диаграммы цикла (под пунктирной линией) аналогична идеальному циклу Стерлинга. Как известно, идеальный цикл Стерлинга имеет такой же КПД, как и идеальный цикл Карно, т.е. максимально возможный для данной разности температур. Таким образом, при условии идеальной регенерации теплоты, отводимой в процессе выпуска, увеличения энтропии, а значит и тепловых потерь в нижней части диаграммы предлагаемого цикла не будет.
В верхней части диаграммы цикла (над пунктирной линией) предлагаемый цикл не будет регенеративным и его удобнее сравнить уже непосредственно с циклом Карно. Как следует из диаграммы, в отличие от цикла Карно в предлагаемом цикле
используется изохорный подвод теплоты вместо нагрева рабочего тела в результате адиабатического сжатия (изоэнтропического сжатия). Теоретически изоэнтропическое сжатие более эффективно, так как энтропия в результате него не увеличивается, а, следовательно, в таком случае эффективность всего предлагаемого цикла была бы аналогична эффективности идеального цикла Карно для заданной разности температур. Но в реальных условиях применение адиабатического сжатия в данном случае будет трудноосуществимо и менее целесообразно по причине существенного усложнения конструкции, увеличения работы сжатия, механических и тепловых потерь и
уменьшения литровой мощности.
Таким образом, теоретическая эффективность предлагаемого цикла будет максимально близка к эффективности идеального цикла Карно, и отличаться только на величину потерь вследствие увеличившейся энтропии при изохорном подводе тепловой энергии, графически изображенных на диаграмме в виде треугольника, образованного линией изохорного подвода теплоты и двумя пунктирными линиями воображаемого цикла Карно (фиг. 3).
В реальных условиях изотермическое и адиабатическое расширение могут быть заменены по аналогии с реальным циклом Отто на политропное расширение, или по аналогии с реальным циклом Сабатэ-Тринклера на изобарное и политропное
расширение. Предлагаемый цикл позволяет полностью заменить адиабатическое сжатие, используемое во всех традиционных ДВС, изотермическим сжатием, осуществляемым в отдельном компрессоре с высоким механическим КПД (около 0,98) и эффективным внутренним охлаждением, например в винтовом компрессоре с впрыском масла или воды (охлаждающей жидкости) и политропой сжатия близкой к 1,1. Как известно, эффективность промышленных винтовых компрессоров с впрыском масла и
изотермическим сжатием до 30% выше эффективности поршневых компрессоров. Эффективная реализация цикла возможна при степени повышения давления в процессе изотермического сжатия от 20 и выше. Температура в конце изотермического сжатия в винтовом компрессоре около 100°С или несколько выше. При невозможности осуществить сжатие до заданного давления в одноступенчатом компрессоре, может быть использован двухступенчатый винтовой компрессор или одноступенчатый винтовой компрессор с дополнительным нагнетателем любой подходящей конструкции с интеркулером или без него.
В предлагаемом регенеративном цикле после изотермического сжатия воздуха и сепарации свежий заряд нагревают отработавшими газами в теплообменнике
(регенераторе) повышая температуру до 500-600°С и достигая температуры
самовоспламенения топлива. Для облегчения холодного пуска регенератор может быть нагрет дополнительным устройством, работающим по принципу предпускового подогревателя, а сам двигатель снабжен свечой накаливания аналогично дизельным двигателям.
После нагрева отработавшими газами рабочее тело впускают непосредственно в цилиндры двигателя под давлением от 25 атм. и выше. Период впуска должен составлять приблизительно 15-20° поворота коленчатого вала. При этом обеспечивают оптимальное наполнение, в том числе и на высоких оборотах, правильно подбирая сечение впускного клапана (клапанов).
В предлагаемом двигателе сообщающиеся оппозитные цилиндры расположены с осевым смещением для возможности размещения тарельчатых клапанов, а встречное движение противоположных поршней осуществляется не синхронно, а с определенным углом опережения для возможности осуществления впуска и изохорного подвода тепловой энергии непосредственно внутри цилиндров (фиг. 4, 5, 6). Когда поршень цилиндра 1 (фиг.4) достигает ВМТ, а поршень цилиндра 2 находится примерно в 25-35° до ВМТ, осуществляют впуск рабочего тела через впускной клапан (клапаны) цилиндра 1. Впуск длится примерно 15-20° поворота коленчатого вала.
Одновременно с впуском рабочего тела может быть начат и впрыск топлива. Также как и в дизельном двигателе, начало впрыска осуществляется с определенным углом опережения или даже запаздывания в зависимости от частоты вращения коленчатого вала. Так на максимальной частоте вращения впрыск может быть начат одновременно с впуском рабочего тела или даже до него. Но фаза задержки воспламенения должна завершаться после закрытия впускного клапана или одновременно с его закрытием. Высокое давление впуска и перетекание рабочего тела из цилиндра 1 в цилиндр 2 и обратно обеспечат максимальную турбулизацию заряда для качественного смешивания с впрыскиваемым топливом и более эффективного и полного сгорания.
В основном процессы впрыска и сгорания топлива могут быть организованы
аналогично дизельным двигателям с непосредственным впрыском. После закрытия впускного клапана, когда поршень цилиндра 2 будет находиться за 5- 10° до ВМТ, начинается фаза активного горения топлива и давление в цилиндрах резко повышается. Поршни противоположных цилиндров в течение определенного времени будут двигаться в одном направлении, образуя камеру сгорания постоянного объема. При этом силы, воздействующие на поршни, будут теоретически взаимно- уравновешены при одинаковом диаметре поршней.
При впуске рабочего тела, когда поршень цилиндра 1 будет находиться в ВМТ, струя сжатого рабочего тела под высоким давлением будет воздействовать сначала на поршень цилиндра 1, направленного на совершение полезной работы и давление в цилиндре 1 будет расти быстрее. Таким образом, при впуске рабочего тела также будет совершаться полезная работа, компенсирующая в определенной степени потери при перетекании рабочего тела в цилиндры. Также предпочтительно, чтобы воспламенение топлива начиналось в цилиндре 1, что является более вероятным исходя из
конструкции двигателя и способа работы. Когда поршень цилиндра 2 достигнет ВМТ, оба поршня будут направлены на совершение полезной работы и начнется фаза расширения рабочего тела (фиг. 5). В отличие от традиционного ДВС, в котором активная фаза горения топлива начинается также до достижения поршнем ВМТ и поэтому совершается дополнительная отрицательная работа сжатия, в предлагаемой конструкции такой отрицательной работы не будет. До достижения ВМТ поршнем цилиндра 2 силы, действующие на поршни, будут уравновешивать друг друга, а после ВМТ оба поршня будут совершать положительную полезную работу расширения.
В момент начала расширения поршень цилиндра 1 будет находиться уже в 25-35° после ВМТ, что с точки зрения механики также более эффективно, чем воздействие максимального давления на поршень в ВМТ.
Когда поршень цилиндра 1 достигнет НМТ, открывают выпускной клапан (клапаны), расположенный на цилиндре 2 и производят вьтуск отработавшего рабочего тела через регенератор в атмосферу (фиг. 6, 7). При этом регенератор может также выполнять функции каталитического нейтрализатора при покрытии его поверхностей,
контактирующих с отработавшими газами специальными веществами. Выпускной клапан закрывают перед открытием впускного клапана.
На фиг.11 приведен сравнительный теоретический тепловой расчет предлагаемого цикла и цикла Сабатэ-Тринклера для дизельного двигателя с турбонаддувом и степенью сжатия 18,5. В сравнительном расчете для наглядности взяты одни и те же значения политропы расширения и значения теплоемкостей, приближенные к показателям реальных дизельных двигателей. Как видно из расчета, тепловой КПД предлагаемого цикла значительно превосходит тепловой КПД цикла Сабатэ-Тринклера и может достигать 0,78, что не противоречит теории, так как КПД идеального цикла Карно для данной разности температур (293К и 2457К) будет примерно на 10% выше.
Режим предлагаемого двигателя двухтактный и без сжатия в расширительных цилиндрах, поэтому на одну и ту же мощность нужен значительно меньший объем цилиндров, чем для дизельного двигателя. Согласно расчетам литровая мощность предлагаемого двигателя будет примерно в 2 раза больше чем дизельного двигателя. Механический КПД винтового компрессора может составлять 0,98, а механический КПД адиабатного сжатия в цилиндрах ДВС составляет в лучшем случае 0,9. Работа сжатия в предлагаемом двигателе будет примерно в 3 раза меньше чем в дизельном двигателе при одинаковой мощности. Максимальное давление в цилиндрах предлагаемого двигателя примерно в 2 раза ниже, чем в цилиндрах дизельного двигателя. Из всего этого следует, что механический КПД предлагаемого двигателя будет значительно выше механического КПД дизельного двигателя.
Площадь металлических поверхностей, контактирующих с рабочим телом при сгорании топлива и в начале расширения, будет даже меньше чем в дизельном двигателе с непосредственным впрыском, поэтому и относительный КПД
предлагаемого двигателя также будет выше.
На основании вышеизложенного можно предположить, что эффективный КПД предлагаемого двигателя сможет достигать 60%.
Описание чертежей Фиг. 1 TS-диаграмма (температура-энтропия) предлагаемого теоретического цикла.
Фиг. 2 PV-диаграмма (давление-объем) предлагаемого теоретического цикла.
Фиг. 3 Сравнительная TS-диаграмма предлагаемого цикла и идеального цикла Карно.
Фиг. 4, 5, 6 Схематичное изображение работы двигателя при впуске, расширении и выпуске. Фиг. 7 Общая схема устройства, работающего по предлагаемому способу.
Фиг. 8 Схема расширительной машины предлагаемого устройства.
Фиг. 9 Вариант исполнения впускного клапана с гидравлическим приводом.
Фиг. 10 Схема гидравлического привода впускного клапана.
Фиг. 11 Сравнительный расчет двигателя, работающего по предлагаемому циклу и дизельного двигателя, работающего по циклу Сабатэ-Тринклера. Описание варианта реализации изобретения
Реализация указанного способа работы может быть осуществлена в устройстве, схема которого представлена на фиг. 7. Устройство содержит следующие основные элементы: расширительные цилиндры 1 и 2, впускной клапан 3, выпускной клапан 4, форсунка 5, регенератор 6, сепаратор 7, компрессор 8, вентилятор 9, радиатор охлаждения компрессора 10, топливный бак 11, топливный насос высокого давления 12.
Конструкция устройства может состоять в основном из хорошо известных технических решений. Винтовой компрессор с впрыском масла или воды, снабженный системой охлаждения и сепарации впрыскиваемой жидкости может быть стандартным или с облегченным корпусом. Регенератор, представляющий собой теплообменник, может быть дополнен системой предпускового подогрева и системой нейтрализации вредных веществ. Система питания двигателя, в общем, аналогична системам дизельных двигателей с непосредственным впрыском. Расширительная машина или сам двигатель фактически состоит из двух оппозитно расположенных блоков известной
нижнеклапанной конструкции с боковыми клапанами (фиг. 8, 10). Впускной клапан должен быть специальной конструкции, предотвращающей самопроизвольное открытие вследствие разности давлений, а также быть максимально уравновешенным, чтобы на его открытие не требовалось больших энергетических затрат. Вариант исполнения клапана приведен на фиг. 9. Так как фаза открытия клапана составляет приблизительно 15-20°, реализация его механического привода может вызвать сложности. На фиг. 9 и 10 приведен вариант впускного клапана с гидравлическим приводом. Кулачок гидравлического привода расположен на маховике или за маховиком (фиг. 10). Выпускной клапан имеет практически стандартную конструкцию бокового тарельчатого клапана с нижним расположением распределительного вала (фиг. 8).

Claims

Формула изобретения
Двигатель внутреннего сгорания, отличающийся тем, что теоретический термодинамический цикл двигателя включает изотермическое сжатие, изохорный подвод тепловой энергии, изотермическое или изобарное расширение,
адиабатическое расширение, изобарный или изохорный отвод тепловой энергии, причем изохорный подвод тепловой энергии частично выполняют в
теплообменнике-регенераторе с использованием теплоты отработавших газов, отвод теплоты осуществляют как в процессе выпуска, так и в процессе
изотермического сжатия, вьшолняемого в отдельном охлаждаемом компрессоре, а основной подвод тепловой энергии и расширение рабочего тела производят в расширительной машине, состоящей из пары или пар сообщающихся оппозитных цилиндров, расположенных с осевым смещением для размещения впускных и выпускных клапанов, при этом поршень цилиндра с впускным клапаном двигается навстречу противоположному поршню цилиндра с выпускным клапаном с определенным углом опережения, образуя с противоположным поршнем в течение заданного времени камеру сгорания постоянного объема, что позволяет
осуществить впуск рабочего тела, непосредственный впрыск топлива и изохорное сгорание в цилиндрах двигателя.
PCT/RU2015/000010 2015-01-15 2015-01-15 Двигатель внутреннего сгорания и способ работы WO2016114683A1 (ru)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/RU2015/000010 WO2016114683A1 (ru) 2015-01-15 2015-01-15 Двигатель внутреннего сгорания и способ работы

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/RU2015/000010 WO2016114683A1 (ru) 2015-01-15 2015-01-15 Двигатель внутреннего сгорания и способ работы

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2016114683A1 true WO2016114683A1 (ru) 2016-07-21

Family

ID=56406116

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/RU2015/000010 WO2016114683A1 (ru) 2015-01-15 2015-01-15 Двигатель внутреннего сгорания и способ работы

Country Status (1)

Country Link
WO (1) WO2016114683A1 (ru)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2018195619A1 (pt) * 2017-04-25 2018-11-01 Associação Paranaense De Cultura - Apc Motor térmico de ciclo diferencial composto por quatro processos isobáricos, quatro processos politrópicos com regenerador e processo de controle para o ciclo termodinâmico do motor térmico
WO2018195618A1 (pt) * 2017-04-25 2018-11-01 Associação Paranaense De Cultura - Apc Motor térmico de ciclo diferencial composto por quatro processos isobáricos, quatro processos isotérmicos e processo de controle para o ciclo termodinâmico do motor térmico
PL421942A1 (pl) * 2017-06-19 2019-01-02 Politechnika Krakowska im. Tadeusza Kościuszki Silnik izochoryczny
US10837396B1 (en) 2019-05-14 2020-11-17 Science Applications International Corporation Torque-slewing diesel engine operation

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4040400A (en) * 1975-09-02 1977-08-09 Karl Kiener Internal combustion process and engine
SU1444548A1 (ru) * 1987-02-23 1988-12-15 Б. А. Глазунов Поршневой двигатель внутреннего сгорани
SU1590590A1 (ru) * 1988-01-08 1990-09-07 Филиал Научно-Исследовательского И Конструкторско-Технологического Института Тракторных И Комбайновых Двигателей Двигатель внутреннего сгорани
RU2246625C2 (ru) * 2002-06-27 2005-02-20 Закрытое акционерное общество "Научно-производственное объединение "Аркон" Способ работы двигателя внутреннего сгорания и устройство для его осуществления

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4040400A (en) * 1975-09-02 1977-08-09 Karl Kiener Internal combustion process and engine
SU1444548A1 (ru) * 1987-02-23 1988-12-15 Б. А. Глазунов Поршневой двигатель внутреннего сгорани
SU1590590A1 (ru) * 1988-01-08 1990-09-07 Филиал Научно-Исследовательского И Конструкторско-Технологического Института Тракторных И Комбайновых Двигателей Двигатель внутреннего сгорани
RU2246625C2 (ru) * 2002-06-27 2005-02-20 Закрытое акционерное общество "Научно-производственное объединение "Аркон" Способ работы двигателя внутреннего сгорания и устройство для его осуществления

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2018195619A1 (pt) * 2017-04-25 2018-11-01 Associação Paranaense De Cultura - Apc Motor térmico de ciclo diferencial composto por quatro processos isobáricos, quatro processos politrópicos com regenerador e processo de controle para o ciclo termodinâmico do motor térmico
WO2018195618A1 (pt) * 2017-04-25 2018-11-01 Associação Paranaense De Cultura - Apc Motor térmico de ciclo diferencial composto por quatro processos isobáricos, quatro processos isotérmicos e processo de controle para o ciclo termodinâmico do motor térmico
PL421942A1 (pl) * 2017-06-19 2019-01-02 Politechnika Krakowska im. Tadeusza Kościuszki Silnik izochoryczny
US10837396B1 (en) 2019-05-14 2020-11-17 Science Applications International Corporation Torque-slewing diesel engine operation
US11261821B2 (en) 2019-05-14 2022-03-01 Science Application International Corporation Torque-slewing diesel engine operation

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5007377B2 (ja) ダブル六行程自体冷卻式エンジン
US5103645A (en) Internal combustion engine and method
US20050274334A1 (en) Energy storing engine
US20030070635A1 (en) Split four stroke engine
AU2006335254A2 (en) Split-cycle air hybrid engine
WO2009066178A2 (en) Heat engines
CA2376594A1 (en) High efficiency, air bottoming engine
US9194287B1 (en) Double cam axial engine with over-expansion, variable compression, constant volume combustion, rotary valves and water injection for regenerative cooling
KR20080025366A (ko) 래디얼 임펄스 엔진, 펌프 및 압축기 시스템과 관련 동작방법
US6668809B2 (en) Stationary regenerator, regenerated, reciprocating engine
WO2016114683A1 (ru) Двигатель внутреннего сгорания и способ работы
RU2645888C1 (ru) "двухтактный" двигатель внутреннего сгорания с предварительно охлаждаемой компрессией
US6116222A (en) Two stroke regenerative engine
US5179839A (en) Alternative charging method for engine with pressurized valved cell
CN102518513B (zh) 液控移动活塞式发动机
US3143850A (en) Supercharged integral compression engine
RU2214525C2 (ru) Способ работы силовой установки с поршневым двигателем внутреннего сгорания (его варианты) и силовая установка для осуществления способов
RU2432474C2 (ru) Способ работы поршневого двигателя внутреннего сгорания
RU2636642C2 (ru) Унифицированный поршневой двигатель без системы охлаждения
RU2449138C2 (ru) Двигатель внутреннего сгорания
WO2017091098A1 (ru) Способ работы двигателя внутреннего сгорания
WO2016048184A1 (ru) Двигатель внутреннего сгорания и способ работы
RU2477375C2 (ru) Способ осуществления цикла поршневого двигателя и поршневой двигатель
WO1999030017A1 (en) Internal combustion engine
CN216008677U (zh) 一种压燃式发动机及车辆

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: 15878167

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 15878167

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1