Результат интеллектуальной деятельности: УПЛОТНЕНИЕ АВТОНОМНОГО ПОРШНЯ БИНАРНОГО ДВС

Изобретение относится к поршневым ДВС, у которых рабочий объем цилиндра разделен автономным поршнем, кинематически не связанным с валом двигателя, на камеры нагнетания и сгорания, т.е. к бинарным ДВС. Конструкция и способ работы устройства изложены, например, в патенте РФ №2146007 по кл. F02B 3/04, 25/10 от 27.02.2000 г. Автономный поршень, перемещаясь вдоль оси цилиндра под действием разности давлений между камерами, разделяет и обеспечивает их изоляцию друг от друга. Устройство автономного поршня описано в этом же патенте.

Кроме того, предложенное устройство может быть использовано по такому же назначению для обычных ДВС и компрессоров с умеренными давлениями.

Другие варианты устройства автономного поршня для бинарных ДВС представлены в патентах РФ №2349773 и №2349774 по кл. F02B 75/28.

В известных устройствах автономный поршень представляет собой цилиндр с внутренней полостью, в которой размещены элементы, обеспечивающие функционирование автономного поршня по прямому назначению.

Общим конструктивным признаком представленных устройств является то, что корпус автономного поршня перемещается внутри гильзы цилиндра двигателя, а на его корпусе отсутствуют средства для уменьшения перетекания газа между камерами с разным давлением. При этом для обеспечения свободного перемещения сопрягаемых поверхностей предусмотрен зазор между ними. Величина зазора определяется по условию минимизации трения между сопрягаемыми поверхностями и величиной протечек газов по радиальному зазору между корпусом автономного поршня и гильзой цилиндра.

Специфическими условиями работы автономного поршня являются: незначительный, до 2…3 бар, перепад давлений между камерами; повышенная температура рабочей среды, особенно со стороны камеры сгорания; затруднения с отводом теплоты и смазки в местах сопряжения поверхностей гильзы цилиндра и автономного поршня.

При таких условиях и длительной работе двигателя в результате тепловых расширений возможны несанкционированные касания сопрягаемых поверхностей с возникновением сухого трения, что приводит к увеличению зазора между сопрягаемыми поверхностями и температуры в парах трения. Увеличение радиального зазора и температуры выше расчетных приводят к нарушению работоспособность двигателя, что в основном проявляется:

- в повышении, сверх допустимого, перетекания газов между камерами;

- в повышении радиального люфта корпуса автономного поршня;

- в появлении ударов корпуса автономного поршня по гильзе цилиндра.

Отмеченные негативные явления вызывают повышенный износ, добавочные тепловыделения и шумность, что снижает надежность, ухудшает работоспособность и экономичность двигателя.

Целью изобретения является повышение работоспособности и надежности бинарного ДВС путем улучшения условий работы сопрягаемых поверхностей автономного поршня и гильзы цилиндра.

Указанная цель достигается тем, что на корпусе автономного поршня установлено уплотнение, выполненное в виде спирали, опоясывающей корпус автономного поршня не менее чем двумя витками, при этом первый виток с меньшим диаметром жестко закреплен на корпусе автономного поршня со стороны камеры сгорания, обеспечивая свободное перемещение автономного поршня в корпусе цилиндра, а последний виток со стороны камеры нагнетания является свободным, причем витки спирали между собой сопрягаются так, что соприкасающиеся поверхности (линии) исключают перетекания газов из одной камеры в другую, при этом жесткость витков постепенно уменьшается в сторону свободного витка.

Кроме того, поперечные сечения представляют сплошные или полые простейшие геометрические фигуры, поперечное сечение которых уменьшается в направлении к свободному витку, один из витков снабжен маслосъемным элементом, перекрывающим полный оборот своего витка, а сама спираль выполнена составной из двух и более отдельных ниток витков.

Устройство и его варианты представлены на фиг. 1-5, где приняты обозначения: 1 - гильза цилиндра; 2 - витки упругой спирали уплотнения; 3 - виток с установленным на нем маслосъемным элементом (I); 4 - место (узел) крепления уплотнения к корпусу автономного поршня; 5 - корпус автономного поршня; D_вн, D_рц - внутренний диаметр уплотнения и внутренний диаметр цилиндра (гильзы) соответственно; h - высота спирали уплотнения (осевой размер); h_x и F_x - высота спирали и радиальная составляющая силы упругости в холодном состоянии уплотнения; h_r и F_r - высота и радиальная составляющая силы упругости в горячем (рабочем) состоянии. Вектор силы упругости относится к последнему витку спирали.

На фиг. 1 представлено поперечное сечение одного из вариантов предлагаемого устройства. Устройство представляет собой винтовую спираль, первый виток которой, меньшего диаметра, закреплен на корпусе автономного поршня со стороны камеры сгорания, а последний виток спирали свободный и обращен в сторону камеры нагнетания. Узлы крепления 4 служат для закрепления спирали на корпусе автономного поршня. Места и сами узлы крепления обеспечивают беспрепятственное перемещение корпуса автономного поршня на всех рабочих режимах двигателя.

Корпус автономного поршня 5 совершает возвратно-поступательное движение внутри рабочего объема вдоль оси цилиндра. Таким образом движение автономного поршня ограничено гильзой цилиндра 1, только в радиальном направлении, при этом увеличение размеров спирали в осевом направлении не ограничивается. Витки 2 спирали за счет сил упругости прижимаются друг к другу, исключая перетекание газов между сопрягаемыми поверхностями, а для витков с поперечным сечением в виде окружности - по сопрягаемым линиям, как это показано на фиг. 4. Последний виток спирали (на фиг. 3 элемент последнего витка указан под номером 3) остается свободным, т.е. не имеет жесткого соединения ни с корпусом цилиндра (гильзой 1), ни с корпусом автономного поршня 5.

Для примеров, представленных на фиг. 1, 2 и 3, витки спирали располагаются так, что в поперечном сечении их площади вытянуты в радиальном направлении, а на фиг. 5 - в осевом. Сопряжения витков между собой в этих вариантах осуществляются по плоскостям. Указанные сопряжения обеспечивают изоляцию камер при больших перепадах давлений. При этом для варианта по фиг. 5 можно работу обеспечить при более высоком перепаде давлений между камерами, так как сопряжение плоскостей витков в осевом направлении практически не ограничивается. Для спирали с круглыми поперечными сечениями витков (вариант на фиг. 4) сопряжение витков осуществляется по линиям, поэтому в отношении перепада давлений они уступают остальным вариантам.

В случае необходимости на одном из витков, в представленном на фиг. 3 примере, на последнем, устанавливается маслоотбойный элемент (I), что совсем не обязательно.

На фиг. 2 приводятся основные характеристики спирали, установка которой, в качестве уплотнения автономного поршня бинарного ДВС, представлена на фиг. 1. При этом для первого витка площадь поперечного сечения максимальная, и уменьшается к последнему, свободному витку.

Таким образом, уменьшение поперечного сечения витка приводит к тому, что деформация у i-го витка будет меньше, чем у витка с меньшим номером (i-1), т.е. у каждого последующего витка будет возникать уменьшенная по величине сила упругой деформации.

Для примера, влияние деформации витков уплотнения ограничивается анализом изменения площади сечения витка в радиальном направлении,

Всякий виток, касаясь ограничительной поверхности гильзы цилиндра, действует на нее с силой, обусловленной упругими свойствами материала уплотнения. При соответствующем выборе геометрии последнего(последних) витков можно обеспечить местные радиальные воздействия, которые по своей величине не превышают аналогичные, возникающие при взаимодействии компрессионных колец с гильзой цилиндра для обычных ДВС и, если такие взаимодействия не больше или соответствуют указанным выше, значит, подтверждается работоспособность, т.е. выполнение задачи уплотнения для предложенного устройства.

Для последнего витка, т.е. при s=L, радиальный размер витка Δr(s-L)→0. Стремление к нулю Δr(s) вызывает взаимосвязанное стремление самой силы упругости, тем более ее радиальной составляющей, т.е. F_r→0,0. При этом сила трения со стороны последнего витка на гильзу цилиндра так же будет стремиться к нулю, т.е. F_тр,→0,0.

В устройстве поперечные сечения витков спирали предлагаются в виде сплошных или полых правильных геометрических фигур: квадрат, прямоугольник, окружность, а также треугольник, трапеция и ромб, последние не представлены на фигурах текста. Для правильных фигур обеспечение требования по уменьшению площади поперечного сечения витков, от первого витка к последнему, не вызывает технологических трудностей.

В рабочем состоянии, в результате тепловой деформации все витки претерпевают тепловые расширения, которые, в общем случае, распространяются анизотропно. Линейные размеры изменяются в зависимости от разности температур ΔТ=(Т_г-Т_х) в холодном Т_х и горячем Т_г состояниях и определяются, для заданного линейного размера L(s), коэффициентом линейного расширения ε:

ΔL(s)=ε*L(s)*ΔT.

Величина деформации ΔL влияет на возникающую в рассматриваемом сечении витка радиальную составляющую силы упругости:

F_r(s)=ΔL(s)*γ*tgφ.

В двух последних выражениях приняты обозначения: s - положение выделенного поперечного сечения по длине витка от его начала; φ - центральный угол по дуге ΔL(s) окружности диаметром D_рц.

Для примера рассматривается вещество с изотропными свойствами, т.е. вещество, у которого значение модуля Юнга не зависит от рассматриваемого направления.

Поскольку увеличение длины витка спирали превалируют над изменениями по другим направлениям L>h и L>>Δr(s=L), достаточно оценить влияние линейной деформации, как элементарное перемещение рассматриваемого сечения ΔL(s) на возникающий в этом случае силы упругости.

Если выразить элементарную линейную деформацию вдоль витка спирали через ΔL(s), то эту величину можно определить при помощи элементарных перемещений ΔХ, ΔY, ΔZ по направлениям декартовой системы координат X, Y и Z с подвижным центром системы координат (S) вдоль витка:

ΔL=(ΔХ²+ΔY²+ΔZ²)^0,5

Применение подвижной системы координат позволяет при сохранении осевого направления сохранять радиальное направление по оси X, независимо от положения рассматриваемого сечения витка.

Учитывая, что составляющие элементарного удлинения не имеют ограничений по направлениям Y и Z, то при изменении температуры в процессе работы перемещения по указанным направлениям не будут конструктивно ограничиваться, т.е. составляющие элементарные деформации ΔY(S) и ΔZ(s) не будут вызывать появления силы трения на поверхности гильзы цилиндра в процессе работы двигателя.

Для радиальных перемещений - ΔX(s) условия, исключающие возникновение трения при деформации в радиальном направлении, сохраняются до момента контакта витка с гильзой цилиндра. После контакта начинает проявляться негативное влияние деформации витка в радиальном направлении. Для минимизации потерь на трение, возникающего в паре виток-гильза цилиндра, целесообразно организовать начало контакта в сечениях, расположенных ближе к или непосредственно на последнем витке, т.е при s≈L. Тогда радиальная деформация витка определяется:

ΔX=Δr(L)*α*ΔT.

В представленном упрощенном примере принято, что радиальный размер витка Δr зависит только от положения рассматриваемого сечения s по длине витка, независимо от изменения радиуса витка. Поэтому при повышении температуры деформация витков начинает сказываться в начале контакта и достигает своего максимального значения в конце последнего витка (для случая сохранения поперечного сечения по длине последнего витка).

Оценим величину средней деформации для полной окружности последнего витка, исключив варианты уменьшения длины контакта и площади поперечного сечения.

Оценка проведена для случая, когда диаметр гильзы D_рц=0,1 м; высота последнего витка h_пв=0,003 м; минимальный радиальный размер последнего витка Δr(L)=0,0015 м; материал - сталь; увеличение средней температуры витков уплотнения при переходе из холодного в горячее состояние - 200°C.

Результаты оценки показывают, что максимальные давления от сил упругости для предложенного устройства не менее чем в два раза меньше чем у уплотнений, используемых в обычных двигателях, и не превышают их среднего давления. Учитывая отсутствие в витках зазора, наподобие зазоров в замках колец обычного двигателя, через которые происходит несанкционированное сообщение надпоршневой и подпоршневой полостей двигателя, можно констатировать, что работоспособность предложенного уплотнения в бинарном двигателе будет обеспечена, причем с большей эффективностью.

Представленные в материалах заявки технические решения способствуют сокращению или исключению перетекания газов из камеры сгорании в камеру нагнетания, а тем более в обратном направлении, при минимальном ухудшении триботехнических характеристик.

Дальнейшее повышение эффективности устройства можно добиться за счет установки не одной нитки винтовой спирали, а нескольких, каждая из которых выполняется по таким же алгоритмам, как и одиночная.

Полученная оценка определяет возможность использования предложенного технического решения и для решения триботехнических вопросов у обычных ДВС и компрессоров, во всяком случае при умеренных перепадах давления на поршне.