Бесшатунный поршневой двигатель. Ноу-хау

Многие изобретатели решают проблему преобразования возвратно-поступательного движения во вращательное. Наиболее просто, это кривошипно-шатунный механизм с коленвалом, который и применяется почти во всех двигателях внутреннего сгорания (ДВС). Схему не привожу, её и так все знают.

Там поршень имеет юбку, которая обеспечивает правильную его ориентацию в цилиндре. Однако, когда при рабочем ходе газы давят на поршень, а он, в свою очередь, через шатун на коленчатый вал, то боковые силы реакции прижимают юбку поршня к боковой стенке цилиндра, отчего возникают существенные силы трения. Кроме того, поршень, нагреваясь, расширяется, а из - за наличия втулки поршневого пальца, расширение происходит ассиметрично, вследствие чего поршни изначально делают не совсем круглыми чтобы при нагреве всё выровнялось, что усложняет и удорожает их изготовление.

Очень большие надежды возлагались на двигатель по схеме С.Баландина. См. рис.1. Были изготовлены танковые движки в очень ограниченном количестве.

Вопреки ожиданиям, у большинства построенных образцов при первых оборотах вала происходило заклинивание силового механизма в корпусе двигателя в результате задира поршней о зеркало цилиндров.

Те, кто сумел спроектировать и построить работоспособный двигатель, обнаруживали в нем интенсивный износ и выкрашивание крейцкопфных (называемых в двигателе Баландина ползунами) направляющих. Все попытки бороться с этим явлением не приносили успеха. Живучесть силового механизма определялась несколькими часами работы.

Постоянные неудачи сформировали в научной и конструкторской среде негативное отношение к самой идее создания бесшатунного двигателя этого типа. Выяснилось, что никто кроме самого С.Баландина так и не смог построить работоспособную конструкцию.

Схема Баландина основана на кинематике, что когда ползуны (или штоки поршней) A и B совершают возвратно-поступательное движение по осям X и Y, точка C описывает окружность. См. рис.2.

Даже когда в соединениях A и B штока поршней с валом установлены ползуны (крейцкопфы), давление газа на поршни наполовину приходится на боковые их поверхности, а наполовину создаёт изгибающий момент на коленвал AB. Впоследствии были предложены решения, частично устраняющие эти недостатки.

С другой стороны, известна "классическая" планетарная гипоциклоидная передача, в которой сателлитная шестерня обегает неподвижное базовое колесо с внутренним зацеплением и радиусом, равным диаметру сателлитной шестерни. См. рис.3. Точка на ободе сателлитной шестерни в этом случае движется вдоль диаметра неподвижного колеса.

Но размеры зубцов сателлитной и базовой шестерён оказываются слишком малы, чтобы выдерживать реальные силовые нагрузки. При ходе поршня 80 мм толщина зуба шестерён должна быть всего около 6 мм или меньше.

Однако именно посредством шестерней и хотелось бы преобразовывать возвратно-поступательное движение поршня во вращательное. И конечно не должно быть боковых нагрузок на поршни, дабы можно было сделать поршни лёгкими и простыми в изготовлении и эксплуатации.

Я решил обнародовать Ноу-хау, поскольку патентовать его бесперспективно.

Итак, разберём движение гипоциклоидной передачи подробнее. Пусть R радиус базового колеса, а r радиус сателлита, r/R=D, e/R=E,
e - смещение шейки коленвала от цента сателлита (длина плеча AK). Начальная позиция всех радиусов вдоль линии Oa. Когда водило переместит центр сателлитной шестерни A на угол "альфа", радиус водила, изначально указывающий на точку "a", из-за поворота водила станет указывать на точку "b". См. рис.4. Положительные направления углов показаны стрелками.

Рассмотрим поэтапно. Внимательно читаем текст на рис.5.

Пусть, например, E=0.2, тогда D=0,8 и U=0,6. Ход поршня H=4·0,2=0,8. Траектории движения центра сателлита и шейки штока поршня показаны на рис.3 на странице http://proza.ru/2024/12/06/1092.

Кинематическая схема двигателя для E=0,2 показана на рис.6. Ход поршня h=H·R. Отбор мощности можно выполнять с осей колеса 8 или шестерён 11 и 9.

Односвязные детали показанные одним цветом являются цельными или на неподвижных соединениях.

1, 2 - цилиндры и поршни.
3 - сателлит, 4 - водило.
5 - базовое колесо.
6, 7 - шестерни для подкрутки базового колеса.
8, 9 - передаточные шестерёнки.
10,11 - шестерни той же геометрии, что и шестерни 7 и 9, синхронизирующие положение концов коленвала.

Если радиус шестерни R=1, то радиус шестерни 7 равен U=1-2E. Отношение её диаметра к ходу поршня 2U/H=(1–2E)/(2E). Пусть радиус шестерни 9 равен Z, а колесо 8 имеет радиус G. Тогда минимально возможный диаметр колеса 8 равен 2G=1+U+2Z и должно выполняться условие U+Z>1. Отсюда находим 2G>2(1+E) и отношение 2G/H>(1+E)/(2E).

В таблице на рис.7 представлены критичные размеры шестерён в отношении к ходу поршней для некоторых разумных значений эксцентриситета E.

Отметим, что для "классической" планетарной гипоциклоидной передачи отношение диаметра шестерни к ходу поршня равно 0,5. Итак, благодаря подкрутке базового колеса, диаметры шестерён и модули зубьев могут быть выбраны сколь угодно большие, причём кинематика может быть иной, чем на схеме, где предпочтение отдавалось реализации с шестернями максимального размера.

Ближайшими аналогами являются, см. ссылки, ДВС В.Сивурова и В.Поспелова.

Однако и в том, и в другом случае, если судить по чертежам, размеры сателлитных шестерён порядка половины хода поршней. В механизмах используется пара вложенных друг в друга планетарных передач. К тому же условия выбора размеров и передаточных отношений шестерён изложены невразумительно, тем не менее заявки прошли.

Теоретически, подшипник в штоке поршня на шейке коленвала должен двигаться строго по прямой. Но вследствие люфта шестерён, деформаций и неточности изготовления коленвала, могут возникать биения. Если перекос поршня в цилиндре недопустим, то подшипник следует расположить в крейцкопфном механизме, представляющем собой ползунок в ползуне, что гарантирует строго линейное движение поршня, отсутствие боковых нагрузок и предотвращает излишние изгибающие напряжения коленвала. См. рис.8.

Напряжения в направлении движения штока поршня, прикладываемые к верхнему на рисунке вкладышу подшипника вала, естественно должны быть. Скользящие поверхности подвижных деталей выделены красным цветом.

В принципе, на коленвале могут размещаться несколько цилиндров по однорядной схеме, но это не рационально из-за большой вибрации. Для 4-х цилиндрового двигателя лучше применить V-образную или Х-образную оппозитную компоновку с двумя крайними и двумя промежуточными положениями поршней. См. рис.9.

Инерционные силы от движения поршней и сателлита меняются по синусоиде и их результирующая направлена от коленвала. При V-образной компоновке, вследствие векторного сложения инерционных сил, результирующая будет иметь постоянную величину и направлена в сторону центра сателлита. Можно предположить, что противовесом на водиле удастся одновременно компенсировать обе эти инерционные силы. Аналогичный противовес меньшей массы может быть прикреплён к шестерне 10.

Есть ещё аспект в ДВС, состоящий в том, что при воспламенении смеси в цилиндрах, все подвижные элементы обычно выстроены в одну линию, так что крутящий момент на валу равен нулю. А когда его уровень становится значимым, поршень уже проходит заметную часть пути и давление в цилиндре ослабевает. То есть хотелось бы иметь крутящий момент и в крайних положениях поршня. В данной конструкции ДВС это очень легко сделать. Достаточно плоскость, проходящую через ось коленвала и ось шейки вала, с которой соединяются штоки поршней, повернуть относительно плоскости движения поршней.

Тогда при вращении механизма втулка штока поршня в её соединении с коленвалом должна бы двигаться по прямой отклонённой от направления движения поршня на половину угла вышеуказанного поворота. Линия движения штока поршней уже не будет совпадать с движением шейки коленвала. Ход поршней соответственно уменьшится, а амплитуда поперечного движения вала в крейцкопфе увеличится. Зато соответственно будет проявлен крутящий момент в крайних положениях поршней. Увеличение массы крейцкопфа может быть скомпенсировано подбором противовеса.