RU2445479C2 - Free-piston engine - Google Patents
Free-piston engine Download PDFInfo
- Publication number
- RU2445479C2 RU2445479C2 RU2008102344/06A RU2008102344A RU2445479C2 RU 2445479 C2 RU2445479 C2 RU 2445479C2 RU 2008102344/06 A RU2008102344/06 A RU 2008102344/06A RU 2008102344 A RU2008102344 A RU 2008102344A RU 2445479 C2 RU2445479 C2 RU 2445479C2
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- piston
- cylinder
- turbine
- engine
- compressor
- Prior art date
Links
Images
Landscapes
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
Abstract
Description
Изобретение относится к теплотехнике и может быть применено в малой авиации, в автомобилях, а также для создания экономичных автономных домашних электростанций.The invention relates to heat engineering and can be applied in small aircraft, in cars, as well as to create economical autonomous home power plants.
Известен свободнопоршневой двигатель, содержащий свободнопоршневой генератор газа, выпускной канал рабочего цилиндра которого соединен с расширительным механизмом, например с турбиной (см. АЛЕКСЕЕВ Г.Н. Общая теплотехника. - М.: Высшая школа. Стр.513. Рис.7.60. б). Недостатком его является укороченный процесс расширения газа в поршневой части, что обусловлено отсутствием иных выходов энергии, кроме как через продукты сгорания. Следствием этого является повышенная температура газа, поступающего в турбину, что повышает требования к ее жаропрочности и ограничивает конструктивные возможности расширительного механизма, который также нуждается в усовершенствовании. Так, например, турбина на малых мощностях неэффективна, что ограничивает глубину регулирования мощности и делает данный двигатель неприменимым для диапазона малых и средних мощностей.A free-piston engine is known that contains a free-piston gas generator, the exhaust channel of the working cylinder of which is connected to an expansion mechanism, for example, a turbine (see ALEKSEEV G.N. General heat engineering. - M .: Higher school. Page 513. Fig. 7.60. b) . Its disadvantage is the shortened process of gas expansion in the piston part, which is due to the absence of other energy outputs, except through combustion products. The consequence of this is the increased temperature of the gas entering the turbine, which increases the requirements for its heat resistance and limits the design capabilities of the expansion mechanism, which also needs to be improved. For example, a turbine at low power is inefficient, which limits the depth of power control and makes this engine inapplicable to the range of small and medium powers.
Более совершенной в этом отношении является двигательная установка, состоящая из свободнопоршневого дизель-компрессора (см. там же стр.461. Рис.7.21.), нагнетательный воздушный канал которого соединен с расширительным механизмом. Однако эта схема имеет другие недостатки - большая потеря тепла с выхлопными газами и массогабаритные затраты на глушитель шума выхлопа.More perfect in this regard is the propulsion system, consisting of a free-piston diesel compressor (see ibid., P. 461, Fig. 7.21.), The discharge air channel of which is connected to the expansion mechanism. However, this scheme has other disadvantages - a large loss of heat with exhaust gases and weight and overall cost of an exhaust silencer.
Наиболее близким по структурной схеме к предлагаемому является двигатель, у которого и выпускной канал рабочего цилиндра и нагнетательный канал компрессорного цилиндра соединены с расширительным механизмом посредством камеры смешения продуктов сгорания с воздухом компрессора. Компрессор оборудован неуправляемыми автоматическими клапанами впуска и нагнетания. Продувочные и выпускные окна рабочего цилиндра разнесены к разным поршням. Поршни соединены между собой механическим устройством синхронизации (см., например, АС №1270389 А1, М. кл. F02b 71/00.)The closest structurally to the proposed one is the engine, in which both the exhaust channel of the working cylinder and the discharge channel of the compressor cylinder are connected to the expansion mechanism by means of a chamber for mixing combustion products with compressor air. The compressor is equipped with uncontrolled automatic intake and discharge valves. The purge and exhaust windows of the working cylinder are spaced to different pistons. The pistons are interconnected by a mechanical synchronization device (see, for example, AC No. 1270389 A1, M. cl. F02b 71/00.)
Этот двигатель обладает, в принципе, наиболее высоким из вышеприведенных двигателей термодинамическим КПД, превышающим 80%, при сравнительно невысокой температуре поступающей в турбину газовоздушной смеси, не превышающей 500 С.This engine, in principle, has the highest thermodynamic efficiency of the above engines, exceeding 80%, at a relatively low temperature of the gas-air mixture entering the turbine, not exceeding 500 C.
Однако в известном двигателе не решена проблема глубокого регулирования мощности. Так, например, резкое изменение подачи топлива приведет к тому, что либо резко изменится степень сжатия горючей смеси (увеличится или уменьшится в зависимости от конкретных конструктивных особенностей - расположение нагнетательных окон, наличие и параметры буферного цилиндра), либо нарушится энергетический баланс, который, в свою очередь, либо восстановится с запаздыванием за счет изменения противодавления в компрессоре, либо не восстановится и возникнет нестационарный режим, ведущий либо к остановке двигателя, либо к разносу. Регулирование мощности старт-стопным способом ограничено нерешенностью проблемы надежного автоматического запуска. Регулирование мощности способом отключения части цилиндров при выполнении двигателя многоцилиндровым также ограничено, т.к. при небольших размерах камеры сгорания и при невозможности для свободнопоршневого двигателя применить вытеснительную камеру, факел распыла горючего попадает на стенки и возникает режим пленочного смесеобразования, который неприменим для свободнопоршневого двигателя из за малого времени прохождения свободным поршнем верхней «мертвой точки». К тому же пленочное смесеобразование зависит от температуры стенок, что осложняет надежный автоматический запуск. Переход же к внешнему смесеобразованию в известном двигателе приведет к неприемлемым потерям горючего в выпускной тракт, т.к. формируемая равномерно распределенными по окружности продувочными отверстиями осевая струя после отражения от второго поршня направляется прямо в выпускные окна, оставляя по периферии цилиндра застойные зоны, требующие избыточного объема продувки. Глубина регулирования мощности в известном двигателе ограничена также газовой турбиной, которая при дросселировании и работе с атмосферным противодавлением уменьшает срабатываемый теплоперепад, увеличивая потери тепла с отходящими газами. Регулирование же сопловым аппаратом, как и применение турбины в диапазоне малых и средних единичных мощностей, приводит к недопустимому уменьшению размеров проточной части, при котором начинают заметно проявляться потери в пограничных слоях и транзитные протечки через зазоры. Недостатком известного двигателя является также необходимость в механическом устройстве синхронизации хода поршней, которое ограничивает баллистические характеристики свободного поршня, ухудшает массогабаритные показатели двигателя, а также снижает надежность двигателя и ресурс.However, in the known engine the problem of deep power control is not solved. So, for example, a sharp change in fuel supply will result in either a sharp change in the compression ratio of the combustible mixture (increase or decrease depending on specific design features - the location of the discharge windows, the presence and parameters of the buffer cylinder), or the energy balance, which, in in turn, it either recovers with delay due to a change in back pressure in the compressor, or does not recover and an unsteady mode occurs, leading either to engine shutdown or spacing. Start-stop power control is limited by the unsolved problem of reliable automatic start. Power control by shutting off part of the cylinders when the engine is multi-cylinder is also limited, because if the combustion chamber is small and it is impossible for a free piston engine to use a displacement chamber, the fuel spray torch hits the walls and a film mixing mode arises, which is not applicable to a free piston engine because of the short time that the free piston passes through the top dead center. In addition, film mixing depends on the temperature of the walls, which complicates a reliable automatic start. The transition to external mixture formation in the known engine will lead to unacceptable loss of fuel in the exhaust tract, because the axial stream formed by the purge holes evenly distributed around the circumference after direct reflection from the second piston is directed directly to the outlet windows, leaving stagnant zones requiring an excess purge volume around the cylinder periphery. The depth of power control in the known engine is also limited by a gas turbine, which, when throttling and working with atmospheric backpressure, reduces the triggered heat drop, increasing heat loss with exhaust gases. The regulation of the nozzle apparatus, as well as the use of a turbine in the range of small and medium unit capacities, leads to an unacceptable reduction in the size of the flow part, at which losses in the boundary layers and transit leaks through the gaps begin to manifest themselves. A disadvantage of the known engine is the need for a mechanical piston synchronization device, which limits the ballistic characteristics of a free piston, affects the overall dimensions of the engine, and also reduces engine reliability and service life.
Целью изобретения является создание двигателя, допускающего глубокое быстродействующее оперативное регулирование мощности при сохранении во всем диапазоне мощностей высокого КПД и высокой надежности запуска и автоматического повторения цикла. В частных вариантах выполнения достигается также уменьшение удельной массы конструкции двигателя на единицу мощности, а также обеспечивается расширение эффективной применимости двигателя на диапазон малых и средних мощностей.The aim of the invention is to provide an engine that allows deep, fast, operational power control while maintaining high efficiency in the entire power range and high reliability of starting and automatic cycle repeating. In particular embodiments, a reduction in the specific gravity of the engine structure per unit of power is also achieved, and the effective applicability of the engine is expanded to a range of small and medium powers.
Предлагается свободнопоршневой двигатель, у которого, как минимум, нагнетательный канал свободнопоршневого компрессора соединен с расширительным механизмом. В наиболее общем случае цель достигается тем, что двигатель содержит поцикловый автоматический регулятор задержки закрытия впускных клапанов, у которого информационный вход соединен с датчиком индикаторного давления в рабочем цилиндре, а управляющий выход соединен с механизмом задержки момента закрытия впускного клапана, обслуживающего периферийную полость компрессорного цилиндра. При этом решающий блок регулятора запрограммирован так, что время задержки закрытия указанного клапана компрессора ставится в такую обратную зависимость от уровня тепловыделения в данном цикле, определяемого по параметрам пика давления в рабочем цилиндре, при которой работа компрессора по нагнетанию воздуха приводится в соответствие с индикаторной полезной работой рабочего поршня за счет изменения начального объема сжимаемого компрессором воздуха при неизменном объеме воздуха, оставшегося в буферном пространстве под поршнем компрессора в конце рабочего хода. Таким образом обеспечивается постоянство определяемой этим объемом степени сжатия горючей смеси в следующем цикле при любом многократном снижении подачи горючего, т.е. обеспечивается возможность глубокого быстрого оперативного регулирования мощности при сохранении постоянного идеального термодинамического КПД двигателя.A free piston engine is proposed in which at least the discharge channel of the free piston compressor is connected to an expansion mechanism. In the most general case, the goal is achieved by the fact that the engine contains a cyclic automatic regulator for delaying the closing of the intake valves, in which the information input is connected to the indicator pressure sensor in the working cylinder, and the control output is connected to the delay mechanism of the closing moment of the intake valve serving the peripheral cavity of the compressor cylinder. At the same time, the crucial unit of the controller is programmed so that the delay time for closing the specified compressor valve is set in such an inverse relationship to the level of heat generation in this cycle, determined by the parameters of the peak pressure in the working cylinder, at which the compressor's work on air injection is brought into line with the indicator useful work working piston due to changes in the initial volume of air compressed by the compressor with a constant volume of air remaining in the buffer space under the piston quarrel at the end of the stroke. This ensures the constancy of the compression ratio of the fuel mixture determined by this volume in the next cycle with any multiple decrease in fuel supply, i.e. provides the possibility of deep quick operational power control while maintaining a constant ideal thermodynamic efficiency of the engine.
Для того чтобы обеспечить оптимальную степень сжатия также и в первом после пуска рабочем цикле и обеспечить т.о. надежный автоматический запуск, а также обеспечить остановку двигателя в случае полного прекращения подачи горючего с сохранением возможности последующего автоматического пуска, предлагаемый двигатель дополнительно содержит механизм управляемого стопорения поршня в конце рабочего хода, чем фиксируется достигнутый в предыдущем цикле оптимальный буферный объем воздуха, определяющий степень сжатия. Этим также обеспечивается возможность дополнительного увеличения глубины регулирования мощности до двух и более порядков.In order to ensure the optimum compression ratio also in the first working cycle after start-up and to ensure that reliable automatic start, as well as to ensure engine shutdown in the event of a complete cessation of fuel supply while maintaining the possibility of subsequent automatic start, the proposed engine additionally contains a controlled piston locking mechanism at the end of the stroke, which fixes the optimal buffer volume of air achieved in the previous cycle, which determines the compression ratio. This also provides the opportunity to further increase the depth of power control up to two or more orders of magnitude.
В частном варианте конструктивного выполнения указанный механизм стопорения поршня выполнен в виде закрепленной на поршне компрессора зубчатой рейки и закрепленных на крышке компрессорного цилиндра зубчатых клещей, снабженных механизмом управляемого синхронного сведения и разведения. При этом профиль зубьев рейки и клещей в нагруженной контактной зоне выполнен криволинейным. Этим обеспечивается ускоренное саморасцепление клещей при небольшом сдвиге зубьев, сопровождающемся уменьшением площади контакта. Саморасцепление происходит за счет изменения угла ориентации контактной площадки и соответствующей силы вследствие вышеуказанной криволинейности профиля. При этом появляется плечо и соответствующий момент этой силы, действующий на рычаги клещей. Таким устройством предотвращается появление недопустимых контактных напряжений в переходном спусковом процессе. Кроме этого зубья клещей выполнены в виде зубчатых губок, закрепленных на рычагах клещей с возможностью ограниченного перемещения в направлении оси цилиндра. Этим обеспечивается возможность самоустановки зубьев клещей по зубьям рейки в момент достижения поршнем нулевой скорости, который в общем случае не совпадает с моментом совмещения зубьев.In a particular embodiment of the structural embodiment, said piston locking mechanism is made in the form of a gear rack fixed to the compressor piston and toothed ticks fixed to the compressor cylinder cover and equipped with a mechanism for controlled synchronous information and dilution. In this case, the profile of the teeth of the staff and ticks in the loaded contact zone is made curved. This ensures accelerated self-disengagement of the mites with a slight tooth shift, accompanied by a decrease in the contact area. Self-disengagement occurs due to a change in the orientation angle of the contact pad and the corresponding force due to the above curvilinear profile. In this case, a shoulder appears and the corresponding moment of this force acting on the levers of the ticks. This device prevents the occurrence of unacceptable contact stresses in the transient trigger process. In addition, the teeth of the mites are made in the form of serrated jaws mounted on the levers of the mites with the possibility of limited movement in the direction of the axis of the cylinder. This provides the possibility of self-installing the teeth of the ticks along the teeth of the rack at the moment the piston reaches zero speed, which in the general case does not coincide with the moment of alignment of the teeth.
Поскольку для глубокого регулирования мощности вторая, не являющаяся периферийной, полость компрессорного цилиндра остается нерабочей, ее целесообразно вакуумировать. Это обеспечит реализацию значительной доли буферизации поршня, разгрузив частично от выполнения этой функции рабочий объем компрессора, а также уменьшит вентиляционные потери. Для этого указанную полость компрессорного цилиндра нужно соединить с вакуумным насосом или оборудовать автоматическим выпускным клапаном, сообщающим указанную полость с атмосферой. В последнем случае вакуумирование будет обеспечиваться поршнем самого компрессора.Since for deep power control a second, non-peripheral, cavity of the compressor cylinder remains inoperative, it is advisable to evacuate it. This will ensure the implementation of a significant proportion of piston buffering, partially relieving the compressor working volume from performing this function, and also reduce ventilation losses. To do this, the specified cavity of the compressor cylinder must be connected to a vacuum pump or equipped with an automatic exhaust valve that communicates the specified cavity with the atmosphere. In the latter case, evacuation will be provided by the piston of the compressor itself.
В частном варианте выполнения двигатель содержит два поршневых комплекта, чем обеспечивается его уравновешивание. При этом функцию механизма синхронизации хода поршней можно возложить на указанный поцикловый регулятор задержки закрытия впускных клапанов. Для этого на информационный вход регулятора дополнительно подключен датчик параметров осевого виброперемещения блока цилиндров двигателя, а управляющий выход выполняют разделенным на два независимых канала, соединенных с указанными механизмами задержки момента закрытия впускных клапанов двух соответствующих оппозитных компрессорных цилиндров, с возможностью дифференциального перераспределения между ними управляющего воздействия, т.е. времени задержки, вырабатываемого указанным регулятором. При таком перераспределении возникает дисбаланс сил реакции двух компрессоров и дополнительная осевая вибрация блока цилиндров, которая, как будет показано в детальном описании, при соответствующей фазировке, производимой по сигналу датчика параметров осевого виброперемещения, могут привести к устранению рассинхронизированности хода поршней. Таким образом этим усовершенствованием попутно, т.е. почти без дополнительных конструктивных затрат удается устранить необходимость в сложном, громоздком и ненадежном механическом устройстве синхронизации поршней. Это позволяет повысить надежность и ресурс двигателя, а также повысить быстроходность с соответствующим уменьшением удельной массы конструкции двигателя, доведя ее до 75 г/кВт.In a private embodiment, the engine contains two piston sets, which ensures its balancing. In this case, the function of the mechanism for synchronizing the stroke of the pistons can be assigned to the indicated cyclic controller for the delay in closing the intake valves. To this end, the sensor of axial vibrational displacement parameters of the engine block of the engine cylinders is additionally connected to the information input of the regulator, and the control output is divided into two independent channels connected to the indicated delay mechanisms of the closing moment of the intake valves of two corresponding opposed compressor cylinders, with the possibility of differential redistribution of the control action between them, those. the delay time generated by the specified controller. With this redistribution, there is an imbalance in the reaction forces of two compressors and additional axial vibration of the cylinder block, which, as will be shown in the detailed description, with the corresponding phasing produced by the signal of the axial vibration displacement parameters sensor, can eliminate the out-of-synchronization of the piston stroke. Thus, this improvement along the way, i.e. With almost no additional design costs, it is possible to eliminate the need for a complex, bulky and unreliable mechanical piston synchronization device. This allows you to increase the reliability and resource of the engine, as well as to increase speed with a corresponding decrease in the specific gravity of the engine structure, bringing it to 75 g / kW.
В частном варианте выполнения двигателя выпускные окна рабочего цилиндра вплотную приближены к равномерно распределенным по окружности продувочным окнам, а в случае выполнения двигателя с двумя поршневыми комплектами, имеется вторая аналогичная система окон, симметричная первой. Таким выполнением окон реализуется режим аксиально-симметричной возвратно-петлевой продувки, при которой устраняется необходимость избыточности продувки и потери горючего в выпускные окна, и обеспечивается возможность перехода к внешнему смесеобразованию. В результате обеспечивается возможность многократного снижения единичной цилиндровой мощности двигателя. Таким образом, появляется возможность дополнительного расширения диапазона высокоэкономичного регулирования мощности за счет отключения части цилиндров при выполнении двигателя многоцилиндровым. Обеспечивается также возможность снижения единичной мощности двигателя при сохранении высокой экономичности.In a particular embodiment of the engine, the outlet windows of the working cylinder are closely approximated to the purge windows evenly distributed around the circumference, and in the case of the engine with two piston sets, there is a second similar window system symmetrical to the first. Such a window design implements an axially symmetric reciprocating-loop purge mode, which eliminates the need for purge redundancy and fuel loss in the exhaust windows, and provides the possibility of transition to external mixture formation. As a result, it is possible to repeatedly reduce the unit cylinder power of the engine. Thus, it becomes possible to further expand the range of highly economical power control by turning off part of the cylinders when the engine is multi-cylinder. It is also possible to reduce the unit power of the engine while maintaining high efficiency.
С целью расширения глубины регулирования мощности при сохранении высокого КПД турбина, входящая в состав двигателя в качестве расширительного механизма, дополнена импульсным прерывателем потока, а передняя и задняя кромки профилей лопаток рабочих колес турбины ориентированы параллельно оси турбины. При этом турбина используется в режиме кратковременного включения ее на полную мощность, чередующемся с холостым вращением турбины в режиме полного перекрывания потока газа через нее. Указанным выполнением лопаток рабочих колес турбины обеспечивается снижение до приемлемого уровня потерь при холостом вращении турбины, т.к. при этом края межлопаточных ячеек рабочего колеса расположены в эквипотенциальных поверхностях центробежного поля гидростатических давлений, и исключается вихреобразование, которое в обычной турбине обусловлено вытеканием газа из межлопаточных ячеек ротора под действием градиентов указанного поля давлений и попадание его в неподвижные межлопаточные ячейки статора с получением режима известной гидродинамической тормозной муфты. Таким образом, при любой скважности импульсов включенного состояния, т.е. при любой кратности снижения средней мощности турбины по сравнению с ее номинальной мощностью, мы получим высокий внутренний КПД турбины, а следовательно, и всего двигателя, который турбина имеет на номинальной мощности. Кроме того, при этом обеспечивается также возможность снижения единичной мощности свободнопоршневого двигателя с турбиной при сохранении высокого КПД за счет применения турбины многократно более мощной, а следовательно, и высокоэкономичной.In order to expand the depth of power control while maintaining high efficiency, the turbine, which is part of the engine as an expansion mechanism, is supplemented by a pulse flow chopper, and the front and rear edges of the profiles of the blades of the turbine impellers are oriented parallel to the axis of the turbine. In this case, the turbine is used in the mode of short-term turning it on at full power, alternating with idle rotation of the turbine in the mode of completely blocking the gas flow through it. The specified embodiment of the blades of the turbine impellers ensures a reduction to an acceptable level of losses during idle rotation of the turbine, because the edges of the interscapular cells of the impeller are located in the equipotential surfaces of the centrifugal field of hydrostatic pressures, and vortex formation is excluded, which in a conventional turbine is caused by the flow of gas from the interscapular cells of the rotor under the influence of gradients of the specified pressure field and its getting into the stationary interscapular cells of the stator with obtaining the known hydrodynamic mode brake clutch. Thus, for any duty cycle of the on-state pulses, i.e. for any multiplicity of decrease in the average power of the turbine compared to its rated power, we get a high internal efficiency of the turbine, and therefore the entire engine that the turbine has at rated power. In addition, it also provides the opportunity to reduce the unit power of a free piston engine with a turbine while maintaining high efficiency due to the use of the turbine many times more powerful, and therefore highly economical.
В частном варианте конструктивного выполнения импульсный прерыватель потока выполнен в виде катушки магнитоэлектрической динамической системы, подвижно установленной в кольцевом магнитном зазоре с возможностью выдвижения ее в поток газа с перекрыванием кольцевого сечения радиального потока, питающего турбину. Такое выполнение прерывателя хорошо сочетается с конструкцией радиальной турбины и обеспечивает требуемое для получения высокого КПД двигателя высокое быстродействие прерывателя.In a particular embodiment, the pulsed flow chopper is made in the form of a coil of a magnetoelectric dynamic system, movably mounted in an annular magnetic gap with the possibility of its extension into the gas stream with the overlapping of the annular section of the radial flow feeding the turbine. This embodiment of the chopper is well combined with the design of the radial turbine and provides the high chopper speed required to obtain high engine efficiency.
Изобретение поясняется нижеследующим детальным описанием примеров выполнения и двумя фигурами.The invention is illustrated by the following detailed description of exemplary embodiments and by two figures.
На фиг.1 изображен в разрезе предлагаемый двигатель в наиболее развернутом варианте его выполнения: с двумя поршневыми комплектами, с механизмом стопорения поршней, с внешним смесеобразованием и с турбиной, оборудованной импульсным прерывателем потока. При этом показана только одна из зеркально симметричных половин свободнопоршневой части двигателя.Figure 1 shows a cross section of the proposed engine in the most expanded version of its implementation: with two piston sets, with a piston locking mechanism, with external mixture formation and with a turbine equipped with a pulse flow chopper. In this case, only one of the mirror-symmetric halves of the free-piston part of the engine is shown.
На фиг.2 проиллюстрированы особенности криволинейного профиля зубьев механизма стопорения поршня.Figure 2 illustrates the features of the curved profile of the teeth of the piston locking mechanism.
В данном варианте выполнения предлагаемый двигатель содержит рабочий цилиндр 1 с двумя зеркально симметрично расположенными поршневыми комплектами. Каждый поршневой комплект состоит из рабочего поршня 2, компрессорного поршня 3 и соединяющего их штока 4. Для повышения жесткости один шток может быть заменен несколькими штоками, распределенными по сечению поршня 2. Два симметрично расположенных компрессорных цилиндра 5 соединены между собой посредством камеры 6, являющейся основанием блока цилиндров двигателя и выполняющей также функцию камеры смешения продуктов сгорания с воздухом компрессора. Рабочий цилиндр 1 закреплен в камере 6 соосно с цилиндрами 5. Две крышки 7 отделяют полость камеры 6 от вакуумной нерабочей полости компрессорного цилиндра, которая сообщается с атмосферой посредством автоматического выпускного клапана 8, служащего для поддержания в данной полости вакуума в процессе работы двигателя. Для уменьшения вредного пространства форма крышки 7 повторяет форму поршня 3. Другая полость компрессорного цилиндра, периферийная, является рабочей полостью компрессора и сообщается с камерой смешения 6 посредством автоматического нагнетательного клапана 9 и патрубка 10. Впускной клапан 11 компрессора выполнен также автоматическим и расположен на крышке 12 рабочей полости компрессора. Посредством стержня 13, пропущенного через рабочее сечение клапана, клапан 11 взаимодействует с кулачком 14, который препятствует закрытию клапана 11. Нужное суммарное сечение как нагнетательных 9, так и впускных 11 клапанов компрессора обеспечивается за счет нужного числа их, распределенных по окружности. При этом кулачки 14, в отличие от фиг.1, ориентируют вдоль окружности крышки 12 и выполняют в виде кулачкового кольца, управляемого от общего электромагнита 15. Причем электромагниты 15 двух компрессорных цилиндров двигателя подключены к разным выходам поциклового автоматического регулятора 16 задержки закрытия впускных клапанов. К информационным входам регулятора 16 подключен датчик 17 индикаторного давления в рабочем цилиндре 1, например тензорезисторного типа, а также датчик 18 осевого виброускорения, например сейсмический, всего блока цилиндров. В центре компрессорного поршня 3 закреплена зубчатая рейка 19, например круглая, а на крышке 12 компрессора установлены зубчатые клещи 20. Они снабжены механизмом управляемого синхронного сведения и разведения двух своих рычагов. Этот механизм состоит из двухзвенника 21, штока 22, установленного в направляющих осевого перемещения, и пневматической диафрагмы 23 с двумя пневмокамерами, которые посредством электроуправляемых пневмопереключателей 24 могут соединяться либо с источником избыточного давления, например с камерой 6, либо с атмосферой. Шток 22 диафрагмы 23 снабжен зубчатым стопорным механизмом, управляемым от электромагнита 25. Таким образом выполнена двухкаскадная система усиления, снижающая массу электромагнита. Зубчатые губки 26 клещей 20 закреплены на рычагах клещей с возможностью ограниченного перемещения вдоль направления оси цилиндра на величину не менее шага зубьев и снабжены пружинкой, удерживающей их в среднем положении. Профиль зубьев рейки и клещей взаимно комплементарный, периодический и имеет вид гладкой кривой без углов и спрямлений. Он похож на синусоиду. Однако в нагруженной части периода профиль должен удовлетворять следующему условию: это должна быть кривая линия, имеющая примерно на половине высоты зуба точку перегиба «р», нормаль «n» к которой с точностью до величины угла трения проходит через ось 27 подвеса рычагов клещей (на фиг.2 это точка «О»), а на остальных участках, направленных в сторону рейки 19 и в сторону губок 26 клещей, нормали «n1» и «n2» к указанной кривой должны отклоняться от точки «О» с образованием плечей «h1» и «h2», которые с контактной силой, действующей в соответствующей точке на кривой профиля, создают на рычагах клещей 20 момент, направленный в сторону разжатия клещей.In this embodiment, the proposed engine comprises a working cylinder 1 with two mirror-symmetrically arranged piston sets. Each piston set consists of a working piston 2, a
Рабочий цилиндр 1 снабжен равномерно распределенными по окружности продувочными окнами 28, сообщающимися с подпоршневой продувочной камерой 29. Камера 29 посредством автоматических клапанов 30 сообщается с камерой 31 внешнего смесеприготовления, в которой расположен источник 32 дисперсного горючего. В любом случае это источник непрерывного действия с управляемой производительностью. В случае применения жидкого горючего он представляет собой форсунку с источником непрерывного давления и регулятором расхода. Если применяется твердое расплавляемое топливо, то это может быть форсунка с подогревом. В случае применения твердого пылеобразного горючего источник 32 представляет собой пылепитатель, например роторный, снабженный устройством шлюзования пыли из бункера в камеру с избыточным давлением. Или же это может быть мельница с управляемой производительностью. Камера 31 смесеприготовления сообщается с камерой 6 смешения продуктов сгорания и воздуха в той ее части, где присоединен подводящий воздушный патрубок 10 от компрессора, т.е. в зоне, недоступной для продуктов сгорания. Выпускные окна 33 рабочего цилиндра 1 расположены максимально близко к продувочным окнам 28 и образуют второй кольцевой ярус окон. При этом, для защиты стенок камеры 6 от действия горячих выхлопных струй, имеется газоотражающий экран 34. Кроме этого в камере 6 могут быть и другие экраны, служащие для организации потоков в камере 6 в процессе смешения.The working cylinder 1 is provided with purge windows 28 evenly distributed around the circumference, communicating with the
Двигатель снабжен также регулятором 35 давления в камере 6. Выходы регулятора 35 подключены к органу управления производительностью источника 32 дисперсного горючего, а также к электромагниту 25 устройства стопорения поршня. На вход регулятора 35 кроме датчика давления 36 подключен датчик 37, служащий для регистрирования момента времени прихода поршня в конечную точку рабочего хода. По принципу действия датчик 37 может являться датчиком минимального расстояния от поршня до крышки 12 или датчиком нулевой скорости поршня. По конструктивному выполнению он может быть электромагнитным, оптическим и др.. Блок цилиндров двигателя установлен на мягких амортизаторах, собственная частота которых должна быть ниже частоты циклов двигателя.The engine is also equipped with a
В качестве расширительного механизма на фиг.1 изображена турбина. Она присоединена к камере 6 смешения посредством эластичной термостойкой виброкомпенсирующей муфты 38 и снабжена импульсным прерывателем потока. Особенностью турбины в рассматриваемом применении является то, что передняя и задняя кромки профилей лопаток 39 рабочего колеса турбины расположены параллельно оси турбины. Такую ориентацию лопаток легче всего обеспечить в турбине радиального типа. Причем в маломощной турбине, для обеспечения наиболее компактного входного сечения и, следовательно, максимальной высоты лопаток входной ступени, предпочтительна радиальная турбина центробежного типа. Для получения высокого внутреннего КПД турбины, что в предлагаемом двигателе становится особенно актуальным в связи с очень высоким термодинамическим КПД двигателя, число ее ступеней должно быть достаточно большим. Однако у радиальной турбины число ступеней ограничено необходимостью размещения всех ступеней недалеко от оптимального радиуса, соответствующего оптимальной окружной скорости. Чтобы удовлетворить этому противоречивому требованию и обойтись всего двумя ступенями, следует обе ступени выполнить реактивными, что вследствие инвертирования скорости потока на реактивных ступенях, будет эквивалентно четырем активным ступеням.As an expansion mechanism, FIG. 1 shows a turbine. It is connected to the mixing chamber 6 by means of an elastic heat-resistant
Импульсный прерыватель потока в рассматриваемом конструктивном варианте содержит заслонку, представляющую собой катушку 40, расположенную в магнитном зазоре постоянного магнита 41 с возможностью осевого перемещения. Катушка 40 расположена соосно с турбиной и при своем осевом выдвижении она упирается в герметизирующую и амортизирующую кольцевую прокладку 42 и полностью перекрывает кольцевое сечение проточной части в самом начале радиального участка. Магнит 41 устроен аналогично магниту магнитоэлектрической динамической головки громкоговорителя. Он закреплен на статоре 43 турбины посредством неподвижных лопаток 44 входного соплово-направляющего аппарата турбины. Ротор 45 турбины охватывает магнит 41 с небольшим зазором и установлен в подшипниках на неподвижной оси 46, прикрепленной к магниту 41. На выходе турбины имеется неподвижная диффузорная ступень 47, уплотненная с ротором 45 посредством лабиринтового устройства. Турбина снабжена регулятором 48 частоты вращения, соединенным по входу с датчиком 49 частоты вращения, а по выходу с гибкими выводами катушки 40 импульсного прерывателя потока.The pulsed flow chopper in the considered embodiment has a shutter, which is a coil 40 located in the magnetic gap of the
Работает предлагаемый двигатель в описанном выше конструктивном варианте выполнения следующим образом.The proposed engine operates in the structural embodiment described above as follows.
В исходном состоянии поршневые комплекты зафиксированы зубчатыми клещами 20. При помощи не изображенного на фиг.1 вспомогательного пускового насоса, с соответствующими коммуникациями, в камеру 6 смешения и в буферное пространство под крышками 12 компрессора нагнетают воздух до номинального давления, составляющего порядка 6 бар. При этом пневмо-переключателями 24 периферийную полость камеры обоих диафрагм 23 сообщают с камерой 6, а другую полость - с атмосферой. Кроме того, с помощью этого же или другого насоса в нерабочей полости каждого компрессорного цилиндра 5 создают вакуум, а также продувают рабочий цилиндр 1 небольшим количеством горючей смеси, распыляя ее сначала в камере 31 источником 32, а затем перекачивая ее указанным (или специальным) пусковым насосом в подпоршневую продувочную камеру 29, откуда горючая смесь через окна 28 попадает в рабочий цилиндр и далее в камеру 6, если предпусковая продувка избыточная.In the initial state, the piston sets are fixed with
Затем включают в работу регуляторы 48, 16 и 35. При этом регулятор 48, определяя по датчику 49, что турбина не вращается, подает кратковременные импульсы тока чередующейся полярности в катушку 40, чем обеспечивается чередование кратковременного открытого состояния проточной части турбины с полностью закрытым ее состоянием. Таким образом, начинается раскрутка турбины. При этом давление в камере 6 начинает падать, и регулятор 35, обнаруживая это по сигналу с датчика 36, подает импульс тока одновременно в оба электромагнита 25, в результате чего каждый из штоков 22 расстопоривается. В результате, под действием постоянно действующего на диафрагму 23 давления воздуха, заранее подготовленного направления, шток 22 начинает давить на двухзвенник 21 и синхронно раздвигает рычаги зубчатых клещей 20. При этом, в самом начале процесса раздвижения зубчатых губок 26, площадной контакт зубьев сменяется сосредоточечным и точка контакта начинает скользить из точки перегиба «р» (см. фиг.2) вдоль кривой профиля зубьев рейки и клещей в направлении к вершинам зубьев. При этом вследствие криволинейности профиля направление текущей общей нормали контактирующих зубьев изменяется так, что появляется плечо «hj» (j=1; 2) такого направления, при котором момент силы контактного взаимодействия зубьев способствует преодолению трения и расцеплению зубчатых клещей 20. Этим устраняется возможность неограниченного возрастания контактных напряжений в процессе расцепления, которое имело бы место вследствие постепенного уменьшения до нуля контактной площади при расцеплении зубьев с прямолинейным профилем. Кроме того, повышается быстродействие механизма расстопоривания, что необходимо для уменьшения разброса времени расстопоривания двух поршневых комплектов.Then the
Расстопоренные поршни, ускоряясь под действием давления воздуха в буферных пространствах под крышками 12, а также под действием вакуума в нерабочих полостях компрессорных цилиндров 5, сжимают горючую смесь в рабочем цилиндре 1, где она воспламеняется от сжатия. При этом датчик 17 регистрирует процесс изменения давления в камере сгорания в окрестности его пикового значения, в частности, по изменению сопротивления тензорезисторной пленки из-за упругого растяжения цилиндра. Получив эту информацию, регулятор 16 распознает соответствующий параметрам изменения пикового давления и типу топлива уровень тепловыделения в камере сгорания, который обуславливается процентом обогащения горючей смеси в данном цикле. С уровнем тепловыделения однозначно связана индикаторная полезная работа поршневого цикла. По этой величине регулятор 16 выбирает из заранее введенной в него при программировании таблицы соответствующую величину времени, на которое следует задержать момент закрытия впускных клапанов компрессора. Эта таблица составляется при программировании регулятора 16 из расчета энергетического баланса двигателя. При этом учитываются закономерности, состоящие в том, что, чем больше полезная индикаторная работа цикла, тем большую работу должен совершить компрессор по сжатию и нагнетанию воздуха в камеру 6 и тем больший должен быть начальный воздушный заряд компрессорного цилиндра в момент закрытия впускных клапанов. Т.е. раньше должно быть произведено закрытие впускных клапанов 11. До достижения этого расчетного времени закрытия клапанов излишний воздух выталкивается из рабочей полости компрессорного цилиндра поршнем 3 через клапаны 11, которые заблокированы в открытом состоянии кулачком 14. При наступлении расчетного времени закрытия регулятор 16 подает импульс тока в электромагниты 15 обоих компрессоров, которые выдергивают кулачки 14, и клапаны 11 автоматически закрываются под действием небольшого избыточного давления в компрессорном цилиндре, обусловленного процессом выталкивания воздуха из него.The open pistons, accelerating under the influence of air pressure in the buffer spaces under the
Затем начинается сжатие воздуха в компрессорном цилиндре и поршневой комплект расходует приобретенную им в процессе расширения продуктов сгорания кинетическую энергию на совершение работы сжатия и нагнетания воздуха в камеру 6, а также на преодоление сил атмосферы при движении поршня против вакуума в нерабочей камере. При этом если вышеуказанные расчеты произведены правильно, то поршень приобретет нулевую скорость в момент прихода его в точку, совпадающую с исходной точкой в момент расстопоривания. Таким образом в следующем цикле будет реализована та же степень сжатия горючей смеси. Однако уровень тепловыделения может быть совершенно другим, т.к. подача горючей смеси может резко измениться. Поэтому регулятор в следующем цикле вырабатывает новую величину времени задержки закрытия клапанов, чем и оправдывается название «поцикловый регулятор».Then begins the compression of air in the compressor cylinder and the piston kit uses kinetic energy acquired by it in the process of expansion of the combustion products to perform the work of compressing and forcing air into the chamber 6, as well as to overcome the atmospheric forces when the piston moves against the vacuum in the inoperative chamber. Moreover, if the above calculations are performed correctly, the piston will acquire zero speed at the moment it arrives at a point that coincides with the starting point at the time of opening. Thus, in the next cycle, the same compression ratio of the combustible mixture will be realized. However, the level of heat generation can be completely different, because the supply of a combustible mixture can change dramatically. Therefore, the regulator in the next cycle produces a new value for the valve closing delay time, which justifies the name "loop controller".
Наряду с описанными событиями, в процессе рабочего хода поршней происходит также выхлоп продуктов сгорания через выпускные окна 33 в камеру 6 смешения, а также последующая продувка цилиндра 1 свежей горючей смесью. Отличие этой продувки от кривошипно-камерной продувки обычных двухтактных двигателей состоит лишь в организации внутрицилиндровой продувочной струи. При этом отдельные струи горючей смеси, формируемые равномерно распределенными по окружности продувочными окнами 28 сталкиваются в центре поршня 2 и формируют общую струю осевого направления, занимающую лишь центральную часть сечения цилиндра 1. Две такие струи, формируемые одновременно двумя зеркально симметричными половинами двигателя, сталкиваются между собой в центре цилиндра 1 и растекаются друг по другу, как по расположенной в плоскости симметрии стенке, и направляются радиально к периферии цилиндра, заполняя постепенно периферийную зону цилиндра и вытесняя находящиеся там продукты сгорания в выпускные окна 33. При этом процесс вытеснения продуктов сгорания отличается регулярностью, отсутствием застойных зон и чрезмерного вихреобразования, поэтому отсутствует необходимость в избыточности продувки. Объем продувки, производимой продувочной камерой 29, на величину объема штока 4 меньше рабочего объема цилиндра 1. Все это обуславливает малые потери горючего в выпускные окна 33 и создает необходимые предпосылки для сохранения высокого КПД двигателя при применении внешнего смесеобразования и при многократном уменьшении размеров камеры сгорания.Along with the described events, in the process of the piston stroke, there is also an exhaust of combustion products through the
Однако эти предпосылки не являются достаточными. Для перехода к внешнему смесеобразованию необходимо также, чтобы в используемом горючем отсутствовали легко испаряющиеся фракции, которые могут привести к тому, что в гетерогенной горючей смеси за время ее приготовления и сжатия накопится неприемлемо высокая концентрация горючего в гомогенной фракции прежде, чем температура сжатия достигнет уровня самовоспламенения. Неприемлемость концентрации определяется появлением неустойчивости горючей смеси к воспламенению по детонационному механизму. Если же горючее начинает заметно испаряться лишь после сжатия до температуры самовоспламенения, то гомогенная фракция к моменту возможного самовоспламенения будет слишком бедной и усиления, а следовательно, и генерации детонационной волны не произойдет.However, these premises are not sufficient. To switch to external mixture formation, it is also necessary that there are no easily evaporating fractions in the fuel used, which can lead to an unacceptably high concentration of fuel in the homogeneous fraction accumulating in the heterogeneous fuel mixture during its preparation and compression before the compression temperature reaches the self-ignition level . The unacceptability of the concentration is determined by the appearance of instability of the combustible mixture to ignition by the detonation mechanism. If the fuel begins to noticeably evaporate only after compression to a temperature of self-ignition, then the homogeneous fraction at the time of possible self-ignition will be too poor and amplification, and consequently, the generation of a detonation wave will not occur.
Подходящими видами горючего являются парафины тяжелее додекана, а также углеводы, в частности гидролизный сахар, получаемый из древесины и другой биомассы, например, с использованием биотехнологии, генной технологии и др. Заманчиво было бы использовать в качестве горючего непосредственно молотую древесину - древесную муку. При этом для обеспечения достаточно быстрой термо-деструкции длинных целлюлозных молекул, которые закручены в спиральные жгуты и армированы лигнином, потребуется, как минимум, обеспечить тонкость помола 5-8 мкм. Неделовая древесина произрастает в количествах, превышающих объем нефтедобычи, и не используется. Она является возобновляемым энергоресурсом. Единственный недостаток углеводов состоит в наличии кислородного балласта. Но это компенсируется двухкратным увеличением КПД свободнопоршневого двигателя по сравнению с обычно применяемыми кривошипными и газотурбинными. Для нужд малой дальней авиации однако придется ограничиться углеводородным топливом. При этом для двигателя с цилиндровой мощностью 100 кВт оптимальный диаметр частиц дисперсного горючего оценивается величиной около 30 мкм, что обеспечивается форсунками низкого давления.Suitable fuels are paraffins heavier than dodecane, as well as carbohydrates, in particular hydrolysis sugar, obtained from wood and other biomass, for example, using biotechnology, gene technology, etc. It would be tempting to use directly ground wood - wood flour. At the same time, in order to ensure sufficiently rapid thermal degradation of long cellulose molecules, which are twisted into spiral bundles and reinforced by lignin, it will be necessary, at a minimum, to ensure fineness of 5-8 microns. Non-wood timber grows in quantities exceeding oil production and is not used. It is a renewable energy resource. The only drawback of carbohydrates is the presence of oxygen ballast. But this is offset by a twofold increase in the efficiency of the free piston engine compared with the commonly used crank and gas turbine engines. For the needs of small long-range aviation, however, it will be necessary to limit itself to hydrocarbon fuel. Moreover, for an engine with a cylinder power of 100 kW, the optimum particle diameter of the dispersed fuel is estimated at about 30 microns, which is ensured by low-pressure nozzles.
Если регулятору 35 удается удерживать давление воздействием на производительность источника 32 дисперсного топлива, то после прихода поршня в конечную точку рабочего хода цикл автоматически повторяется. Однако клещи заблаговременно переводят в состояние ожидания сигнала к стопорению поршня, для чего направление давления воздуха на диафрагмы 23 с помощью переключателей 24 меняют на обратное.If the
Тем временем регулятор 48 турбины, закончив раскрутку, переходит в режим стабилизации частоты вращения. При этом он воздействует на средний крутящий момент турбины, изменяя скважность импульсов включенного состояния турбины, т.е. отношение периода следования импульсов к длительности импульса. Т.е. применяется известный в электротехнике т.н.з. ключевой способ регулирования, при котором режим полной мощности турбины чередуется с режимом холостого вращения. Однако в применении к турбине при этом возникает неочевидная проблема существенного уменьшения трения холостого вращения турбины, решаемая указанным выше особым устройством рабочих лопаток. При этом в проточной части отключенной (по потоку газа) турбины формируется ступенчатое центробежное потенциальное поле гидростатических давлений. Причем в ячейках между лопатками рабочего колеса имеются градиенты давления. Но за счет ориентации кромок лопаток параллельно оси турбины, т.е. в направлении эквипотенциальных поверхностей поля давлений, указанные градиенты давлений всюду уравновешиваются стенками проточной части. Т.е. газ в ячейке находится в условиях, аналогичных жидкости, налитой до краев в стакан. При этом горизонтальным расположением краев стакана обеспечивается невытекание жидкости из него. Т.е. отсутствуют причины для вихреобразования. Источниками трения в проточной части такой турбины остаются лишь вязкостное трение между вращающимися газовыми кольцами, которое усиливается турбулизацией в пограничных слоях. Но это трение сравнительно невелико.Meanwhile, the
Длительность импульса открытого состояния турбины ограничивается объемом ресивера газовоздушной смеси. В рассматриваемом варианте это объем камеры 6 смешения. Однако сокращение длительности импульса открытого состояния также ограничено временем срабатывания заслонки прерывателя потока, которое должно быть значительно меньше времени открытого состояния. Так для двигателя мощностью 100 кВт объем камеры 6 составляет около 8 литров. При этом с учетом допустимого падения давления в камере 6 за время импульса предельная длительность импульса открытого состояния составит около 15 мсек. Однако быстродействие прерывателя потока составляет порядка 1 мсек. При этом снижение КПД турбины за счет влияния промежуточных положений заслонки прерывателя, а также переходных газодинамических процессов не превышает 1%. Для двигателя меньшей единичной мощности объем камеры 6 окажется недостаточным, чтобы питать турбину в течение 15 мсек, и потребуется установка дополнительного ресивера.The pulse duration of the open state of the turbine is limited by the volume of the receiver of the gas-air mixture. In this embodiment, this is the volume of the mixing chamber 6. However, the reduction in the pulse width of the open state is also limited by the response time of the shutter of the flow interrupter, which should be significantly less than the time of the open state. So for a 100 kW engine, the volume of chamber 6 is about 8 liters. Moreover, taking into account the permissible pressure drop in the chamber 6 during the pulse, the maximum pulse width of the open state will be about 15 ms. However, the speed of the flow chopper is about 1 ms. In this case, the decrease in turbine efficiency due to the influence of intermediate positions of the chopper shutter, as well as transient gas-dynamic processes does not exceed 1%. For an engine of lower unit power, the volume of the chamber 6 will be insufficient to power the turbine for 15 ms, and the installation of an additional receiver will be required.
При движении двух свободных поршней имеется некоторая начальная рассинхронизированность их хода, обусловленная допустимой небольшой неодновременностью расстопоривания поршней при пуске. При дальнейшей работе двигателя указанная рассинхронизированность может постепенно накапливаться вследствие случайных причин, в частности из-за ускорений двигателя, находящегося в составе транспортного средства. Если рассмотреть движение центра масс двух поршневых комплектов в инерциальной системе отсчета с нулевой начальной скоростью блока цилиндров, то станет понятным, что имеется два параметра рассинхронизированности хода поршней: это смещение центра масс поршней относительно цилиндра, а также наличие некоторой скорости движения центра масс относительно цилиндра. Эти два параметра аналогичны начальным параметрам в механике материальной точки. При этом, после отражения поршней от буферов, смещение центра масс остается неизменным, а скорость центра масс инвертирует свое направление. При этом оба параметра рассинхронизированности могут быть определены по параметрам осевой вибрации блока цилиндров, измеряемой датчиком 18, т.к. движение цилиндра, в силу закона сохранения импульса, повторяет с обратным знаком и в уменьшенном масштабе движение центра масс поршней. При этом рассинхронизированность смещения проявляется в возвратных смещениях цилиндра, происходящих в процессе отражения смещенных по центру масс поршней. Направление этого смещения зависит от направления смещения центра масс поршней относительно центра цилиндра. Т.о. при наличии рассинхронизированности смещения на периодические знакопеременные осевые смещения блока цилиндров будут наложены периодические однонаправленные смещения. Т.е возникнет последовательность импульсов пульсирующей амплитуды. Эта пульсация характеризуется двумя параметрами, которые однозначно связаны с параметрами рассинхронизированности хода поршней.When two free pistons move, there is some initial desynchronization of their stroke, due to the permissible small non-simultaneity of the pistons being uncoupled during start-up. During further operation of the engine, this out of sync may gradually accumulate due to random reasons, in particular due to accelerations of the engine that is part of the vehicle. If we consider the motion of the center of mass of two piston sets in an inertial reference system with a zero initial speed of the cylinder block, then it becomes clear that there are two parameters of the piston out of synchronization: the displacement of the center of mass of the pistons relative to the cylinder, and also the presence of a certain velocity of the center of mass relative to the cylinder. These two parameters are similar to the initial parameters in the mechanics of the material point. In this case, after the pistons are reflected from the buffers, the displacement of the center of mass remains unchanged, and the velocity of the center of mass inverts its direction. In this case, both desynchronization parameters can be determined by the axial vibration parameters of the cylinder block, measured by the
Для устранения измеренной вышеуказанным способом рассинхронизированности следует заметить, что отражение поршня от буфера имеет характер упругого отражения с потерями. Причем величиной этих потерь мы может непосредственно управлять, воздействуя на задержку момента закрытия впускных клапанов компрессора. Регулятор 16 управляет задержкой закрытия впускных клапанов так, чтобы сохранялась постоянной степень сжатия, и, следовательно, изменяет потери при отражении поршня так, чтобы после отражения сохранялась постоянной скорость поршня. Однако можно ввести небольшое отклонение задержки, и соответственно скорости, разного знака для двух поршней. Это вызовет появление небольших отклонений буферного объема каждого поршня от номинального, которые будут находиться в пределах рабочей длины зубчатой рейки 19. Однако степень сжатия при этом изменяться не будет, т.к. она определяется суммой двух буферных объемов. Таким образом, регулятор 16, воздействуя дифференциально на момент закрытия впускных клапанов, может изменять скорость движения центра масс поршней, т.е. скомпенсировать предварительно измеренную вышеописанным способом рассинхронизированность по скорости. При программировании регулятора 16 на выполнение функции синхронизирования поршней по скорости следует использовать те же закономерности, которые использованы при программировании его для обеспечения постоянства степени сжатия, добавив при этом связь буферного объема со скоростью поршня после отражения, а также связь скорости двух поршней со скоростью движения их центра масс. Если же надо устранить рассинхронизированность по смещению, то для этого вышеуказанным способом специально вводят небольшую рассинхронизированность по скорости, если ее нет. Однако из за инверсии при отражении средняя скорость равна нулю. Чтобы сделать ее ненулевой следует периодически в одном периоде ее увеличивать, а в следующем периоде уменьшать. Это приведет к колебательному дрейфу положения центра масс поршней. Направление этого дрейфа зависит от фазы указанного выше чередования периодов.To eliminate the desynchronization measured by the above method, it should be noted that the reflection of the piston from the buffer has the character of elastic reflection with losses. Moreover, we can directly control the magnitude of these losses, influencing the delay in closing the compressor inlet valves. The
В результате осуществления вышеописанных процессов двигатель отрабатывает поступающую на вал его турбины моментную нагрузку. При снижении мощности нагрузки сверх пределов диапазона регулирования производительности источника 32 дисперсного горючего регулятор 35 продолжает поддерживать давление в камере 6, воздействуя на электромагниты 25, которые расстопоривают штоки 22 и они, перемещаясь под действием заранее подготовленного давления воздуха нужного знака на диафрагмы 23, сжимают клещи. Однако точный момент времени подачи импульса тока в электромагнит 25 определяется по сигналу датчика 37, который поступает в момент прихода поршня в конечную точку рабочего хода и достижения поршнем нулевой скорости. Но в этот момент времени зубья рейки и губок клещей могут не совпадать. При этом быстрое беспрепятственное сведение клещей становится возможным за счет самоустановки зубчатых губок смещением их в направлении оси цилиндра не более чем на полшага зубьев.As a result of the above processes, the engine fulfills the moment load arriving on the shaft of its turbine. When the load power decreases beyond the limits of the performance range of the dispersed
Кроме описанного выше возможны другие варианты конструктивного выполнения и применения предлагаемого двигателя. Так возможно другое конструктивное выполнение механизма стопорения поршня, например в виде фрикционного механизма, в частности магнитоуправляемого. Двигатель может быть выполнен неуравновешенным - с одним поршневым комплектом. Выпускной канал рабочего цилиндра может не присоединяться к расширительному механизму, т.е. расширительный механизм может работать на чистом воздухе. В двигателе с большой цилиндровой мощностью может быть применено внутреннее смесеобразование. В двигателе большой единичной мощности при умеренной глубине ее регулирования может быть применена обычная многоступенчатая осевая турбина без импульсного прерывателя потока.In addition to the above, other options for the design and application of the proposed engine are possible. So another constructive implementation of the piston locking mechanism is possible, for example in the form of a friction mechanism, in particular magnetically controlled. The engine can be made unbalanced - with one piston kit. The exhaust channel of the working cylinder may not be connected to the expansion mechanism, i.e. The expansion mechanism can work in clean air. In an engine with a large cylinder power, internal mixture formation can be applied. In a large unit power engine with a moderate depth of regulation, a conventional multi-stage axial turbine without a pulse flow interrupter can be used.
Claims (8)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2008102344/06A RU2445479C2 (en) | 2008-01-21 | 2008-01-21 | Free-piston engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2008102344/06A RU2445479C2 (en) | 2008-01-21 | 2008-01-21 | Free-piston engine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2008102344A RU2008102344A (en) | 2009-07-27 |
| RU2445479C2 true RU2445479C2 (en) | 2012-03-20 |
Family
ID=41048053
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2008102344/06A RU2445479C2 (en) | 2008-01-21 | 2008-01-21 | Free-piston engine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU2445479C2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2774091C1 (en) * | 2021-08-24 | 2022-06-15 | Виолен Макарович Любченко | Gas turbine engine |
Citations (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| FR2218476A1 (en) * | 1973-02-16 | 1974-09-13 | Braun Anton | |
| DE2217194B2 (en) * | 1971-04-09 | 1977-09-29 | Jarret, Jacques Henri, Le Vesinet; Jarret, Jean Marie Baptiste, Fourqueux; Yvelines (Frankreich) | FREE-PISTON ENGINE |
| SU821719A1 (en) * | 1979-06-25 | 1981-04-19 | Специальное Конструкторско-Техноло-Гическое Бюро Института Проблеммашиностроения Ah Украинской Ccp | Free piston engine control system |
| SU1270389A1 (en) * | 1984-03-15 | 1986-11-15 | Garbar Evgenij | Combination gas-turbine plant |
| US4876991A (en) * | 1988-12-08 | 1989-10-31 | Galitello Jr Kenneth A | Two stroke cycle engine |
| SU1600638A3 (en) * | 1985-04-24 | 1990-10-15 | Детле Кеппен (DE) | I.c. engine ,particularly, free-piston engine, and power drive with i.c. engine |
| GB2414516A (en) * | 2004-05-25 | 2005-11-30 | Ford Global Tech Llc | Free piston engine fuel injector location |
-
2008
- 2008-01-21 RU RU2008102344/06A patent/RU2445479C2/en not_active IP Right Cessation
Patent Citations (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE2217194B2 (en) * | 1971-04-09 | 1977-09-29 | Jarret, Jacques Henri, Le Vesinet; Jarret, Jean Marie Baptiste, Fourqueux; Yvelines (Frankreich) | FREE-PISTON ENGINE |
| FR2218476A1 (en) * | 1973-02-16 | 1974-09-13 | Braun Anton | |
| SU821719A1 (en) * | 1979-06-25 | 1981-04-19 | Специальное Конструкторско-Техноло-Гическое Бюро Института Проблеммашиностроения Ah Украинской Ccp | Free piston engine control system |
| SU1270389A1 (en) * | 1984-03-15 | 1986-11-15 | Garbar Evgenij | Combination gas-turbine plant |
| SU1600638A3 (en) * | 1985-04-24 | 1990-10-15 | Детле Кеппен (DE) | I.c. engine ,particularly, free-piston engine, and power drive with i.c. engine |
| US4876991A (en) * | 1988-12-08 | 1989-10-31 | Galitello Jr Kenneth A | Two stroke cycle engine |
| GB2414516A (en) * | 2004-05-25 | 2005-11-30 | Ford Global Tech Llc | Free piston engine fuel injector location |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2774091C1 (en) * | 2021-08-24 | 2022-06-15 | Виолен Макарович Любченко | Gas turbine engine |
| RU2822439C1 (en) * | 2023-01-24 | 2024-07-05 | Общество с ограниченной ответственностью "Топкон Позишионинг Системс" | Microgeneration plant |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| RU2008102344A (en) | 2009-07-27 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP2016534280A (en) | Method for operating internal combustion engine and internal combustion engine for carrying out this method | |
| US8127544B2 (en) | Two-stroke HCCI compound free-piston/gas-turbine engine | |
| WO2009089078A1 (en) | Reciprocating combustion engine | |
| JP2004529285A (en) | Rotary machine and heat cycle | |
| US10711774B2 (en) | Membrane pump, in particular for use in the exhaust gas system of an internal combustion engine, and internal combustion engine comprising a membrane pump | |
| US20120255434A1 (en) | Piston | |
| Piechna et al. | Radial-flow wave rotor concepts, unconventional designs and applications | |
| JP4478824B2 (en) | engine | |
| RU2445479C2 (en) | Free-piston engine | |
| US20200271047A1 (en) | Rotating internal combustion engine | |
| US20050072398A1 (en) | Positive displacement turbine engine | |
| RU2537324C1 (en) | Method of compressed air generation by free-piston power module with common external combustion chamber | |
| US8671676B2 (en) | Maximized thermal efficiency engines | |
| CN103953436A (en) | Three-stroke internal combustion engine | |
| Nalim et al. | A review of rotary pressure-gain combustion systems for gas turbine applications | |
| RU2613753C1 (en) | Internal combustion engine | |
| CN109611196B (en) | Flow guiding type rotor internal combustion engine between rotor and stator | |
| EP2531708A1 (en) | Two-stage engine exhaust system | |
| CN110892136B (en) | Variable volume chamber device | |
| Lohit et al. | Green Engine | |
| WO2007060688A1 (en) | A high efficiency rotary internal combustion engine | |
| WO2012122955A2 (en) | Spiraster-type rotation device, engine, pneumatic motor, and compressor | |
| WO2017051141A1 (en) | Gas turbine incorporating free-piston engine | |
| JP2020139506A (en) | Combustion cycle process | |
| RU2427717C1 (en) | Impulse method of movement synchronisation of pistons of free piston duplex power module with common combustion chamber |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| MM4A | The patent is invalid due to non-payment of fees |
Effective date: 20150122 |